卧式搅拌器结构设计(三维PROE）【2013年最新整理毕业论文】

XXX 大学本科生毕业论文 卧式搅拌器结构设计 院 (系 )：机电工程学院 专 业：机械设计制造及其自动化 学 号： 06071304 学 生 姓 名： XXX 指 导 教 师： XXX 讲师 2010 年 6 月 XXX 工程大学本科生毕业论文 摘 要 搅拌设备使用历史悠久，应用范围广， 大量应用于化工、石化、轻工、医药、食品、采矿、造纸、冶金等行业中 。搅拌设备可以从各种不同角度进行分类 ,如按照搅拌装置的安装形式简单分为立式和卧式，其中 卧式主要是指搅拌容器轴线与搅拌器回转轴线都处于水平位置。 本课题在国内外搅拌器 的研究与发展的基础上，设计了一种新的带有搅拌和振动排料功能的卧式搅拌器结构设计方案以进行用于食品工业的面粉搅拌操作。该卧式搅拌器具有两条传动系统，第一条主传动系统采用 V 带和齿轮传动实现搅拌操作，第二条传动系统采用多楔带和凸轮组合传动实现搅拌箱体的振动运动。 本文对卧式搅拌器的基本结构、基本尺寸进行了详细设计，并利用PRO/ENGINEER 对搅拌器结构进行三维建模和运动仿真，以便更直观地展现设计思想和进行结构分析；然后，对设计零件进行了分析校核，保证搅拌器的可靠运行。 关键词： 卧式搅拌器；混合设备；面粉加工 ；食品工业 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 ABSTRACT Mixing equipment has been used long time ago, and applied widely in the traditional processing industry such as chemical, petrochemical, light industry, medical industry, food, mining, papermaking, metallurgy and so on. Mixing equipment can be classified by many means. Horizontal type and vertical type can be classified according to the shaft seals fixing method. Of the two type, the horizontal type means both the tanks axes and the shafts spin axis are horizontal. A new mixing equipment with the function of mixing and vibration. was designed in this paper on the basis of mixing equipment research home and abroad. It will be used in the flour mixing of food processing industry. This design has two transmission system. The one is comprised of belt pulley and gear to achieve the function of mixing, the other is comprised of belt pulley and cam to achieve the function of vibration. The overall design of the mixing equipments basic structure and its basic dimensions were presented, and in order to unfold the concept of design and analysis later, three-dimensional modeling was made by the software of PRO/ENGINEER, Then, the analysis examination to the design proposal was presented to guarantee mixing equipments reliability. Key words： horizontal mixer； mixing equipment； flour milling； food industry XXX 工程大学本科生毕业论文 目 录 第 1 章 绪论 1 1.1 课题研究意义 1 1.2 搅拌器国 内外发展现状 1 1.3 卧式搅拌器发展趋势 4 1.4 论文主要完成的工作 5 第 2 章 卧式搅拌器总体方案设计 6 2.1 引言 6 2.2 卧式搅拌器总体结构方案 6 2.2.1 传动方式确定 6 2.2.2 基本尺寸的确定 8 2.3 搅 拌器性能指标的设定 9 2.4 本章小结 9 第 3 章 卧式搅拌器结构设计 10 3.1 引言 10 3.2 驱动元件的选 择与计算 10 3.2.1 驱动元件选择原则 10 3.2.2 主电机的选择及电机参数的确定 11 3.2.3 副电机的选择及电机参数的确定 14 3.3 主传动系统的结构设计 15 3.3.1 基本结构的确定与选材 15 3.3.2 带轮与齿轮的详细设计 15 3.3.3 轴的结构设计 23 3.3.4 主传动系统的支架设计及三维仿真 24 3.4 摆动系统的结构设计 25 3.4.1 基本结构的确定与选材 25 XXX 工程大学本科生毕业论文 3.4.2 带轮齿轮与凸轮的设计计算 26 3.4.3 轴的结构设计和摆动系统安装的三维仿真 34 3.5 搅拌部分结构设计 35 3.51 搅拌桨机构设计 35 3.52 搅拌 容器的结构设计 36 3.53 联轴器的选用 37 3.54 止动扳手的机构设计 38 3.6 本章小结 38 第 4 章 安全性计算与校核 40 4.1 引言 40 4.2 轴承的校核 40 4.3 轴的校核 41 4.4 键的校核 43 4.5 本章小结 44 结 论 45 参考文献 46 致 谢 48 XXX 工程大学本科生毕业论文 XXX 工程大学本科生毕业论文 XXX 工程大学本科生毕业论文 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 1 第 1 章 绪论 1.1 课题研究意义 理论上把任何状态（固态、液态、气态和半液态）下物料均匀掺和在一起的操作称为混合，但习惯上常把固态物料之间掺和或者固态物料加湿的操作称为混合；而把固态、液态或气态物料与液态物料混合的操作称为搅拌 1。 搅拌与混合操作是应用最广的过程单元操作之一，大量应用于化工、石化、轻工、医药、食品、采矿、造纸、农药、涂料、冶金、废水处理等行业中。近年来，搅拌与混合技术发展很快、搅拌与混合设备正向着大型化、标准化、高效节能化、机电一体化、智能化和特殊化方向发展。在这种形式下，技术人员如 何借鉴已有经验，掌握新的变化情况，正确设计与选用不同工艺条件下操作的搅拌与混合设备，使其满足安全、可靠、高效和节能的要求，就变得十分重要了。 搅拌混合设备是各种工业反应不可或缺的重要工具。然而，由于搅拌目的多样性和混合反应的复杂性，当前，搅拌混合技术还存在着一些问题。例如搅拌效率低 ， 功耗大，铸造成本高，在自动化选型和设计问题上，长期以来一直依靠专家根据经验知识人工完成，智能化水平不高，设计周期较长，资金和人力物力消耗巨大，等等。因此研制新型搅拌装置和采用先进流场测量技术一直是搅拌过程所研究的主要课题。 1.2 搅拌器国内外发展现 状 在食品工业中，混合是指两种或两种以上不同物料互相混合，成分浓度达到一定程度均匀性的单元操作 2。混合机应用于谷物混合、粉料混合、面粉中加辅料与添加剂、干制食品中加添加剂与调味粉及速溶饮品的制造等操作中，目的是使两种或两种以上的粉料颗粒通过流动作用，成为组分浓度均匀的混合物。 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 2 近年来，随着科学技术的发展和相关理论的完善和进一步成熟，搅拌器的设计和制造获得了飞速发展 。 但是，它也面临着必需满足合理利用资源、节能降耗和对环境保护要求的严峻挑战。搅拌器在服从装置规模经济化和品种多样化的同时 ，正日趋大型化。基于节能要求，开发出变频调速电机、小剪切阻力桨叶、以新型密封代替机械密封和填料密封，以磁力驱动代替机械驱动。基于降低产品总体成本、减少维修保养成本和提高设备品均维修间隔时间的要求，大大提高设备运行寿命。基于满足卫生和降低清洗和杀菌成本的要求，实现 CIP（就地清洗）和 SIP（就地杀菌），提高自动化水平，避免人与产品接触，减少人工操作和待机时间，大大提高产品卫生水平。这些都是现代新型搅拌装置的研究方向，其中有许多方面已经取得丰硕成果，有些方面还在进一步研究当中 3。 传统的搅拌器密封装置基本有 四种 ,填料密封、机械密封、液压密封和唇状密封。前两种密封同泵的密封类似。液压密封最简单 ,在搅拌器中用得最少。唇状密封只适用于低压、防尘、防蒸汽的密封，这种密封结构也很少采用，最常用的密封是前两种。其中机械密封成本较高 ,但泄漏率低；维修频度是填料密封的二分之一到四分之一。 磁力驱动搅拌器的特点是以静密封结构取代动密封 ,搅拌器与电极传动间采用磁力偶合器联结 ,不存在接触传递力矩 ,能彻底解决机械密封与填料密封的泄漏问题。国内 ,威海自控反应釜公司、开原化工机械磁力反应釜厂、温州中伟磁传密封设备厂等均生产磁力搅拌器。瑞 典 NA 型磁力搅拌反应釜 ,搅拌器安装在反应釜底部 ,搅拌器与釜底齐平 ,易于拆卸 ,可靠、耐用和便于维修。磁力搅拌器的缺点是对于一些粘稠液体或有大量固体参加或生成的反应尚不能顺利使用 ,此时必须使用机械搅拌器作为驱动能源。 在新型搅拌桨叶的开发方面，很多公司都在积极开发具有适合于高黏度物料的桨叶的搅拌器 ,其中美国 ROSS 公司开发的新型双行星式搅拌器是其中之一。同传统的矩形长条形行星桨叶 (见图 1.1 a)不同 ,新型的高黏度搅拌桨叶 (见图 1.1 b)有一个精确的空间角度，使 桨叶的转动轨迹不但有力地推动哈尔滨工程大学本科生毕业论文 3 高黏度物料向前运动 ,而且推动它向下运动 ,不产生爬升 ,而且比传统的行星式垂直桨叶的阻力要小得多。传统的行星式垂直桨叶有两组 ,每组两片垂直的扁长桨叶 ,当这两片桨叶在容器里面转动时 ,产生极大剪切阻力 ,功耗大增 ,电流 （ a） 传统的行星式桨叶 （ b） 新型 HV 桨叶 图 1.1 新旧搅拌桨叶对比 猛升。这个问题一直是传统行星式垂直桨叶的要害所在。新型 HV 桨叶由于是螺旋式设计 ,两组 HV 桨叶在交替转过一个截面时几乎是连续地在切断物料 ,负荷是连续地处于平衡状态 ,从而消灭了电流的浪涌现象。 德国 INOTECH公司采用锥形搅拌原理的搅拌头 ,既可搅拌低黏度 ,也可搅拌高黏度物料 ,其形状如图 1.2 所示。 图 1.2 搅拌低粘度和高粘度物料的慢速转动的搅拌头 这种搅拌头的显著优点是 :以比较慢的速度搅拌 ,但搅拌时间短 ,搅拌时不吸入空气 ,不起泡沫 ,无须加热 ,对物料的动作是柔和的 ,节省能量 ,一次完哈尔滨工程大学本科生毕业论文 4 成 ,便于安装 ,既可用于搅拌化学品 ,也可用于搅拌食品。 在新型转子 -定子搅拌技术方面进展也很迅速，转子 -定子搅拌技术可制造亚微米级的各种乳化剂 ,美国 ROSS 和 IKA公司生产的这种搅拌器 ,其产量约比相同功率的胶体磨或均 质机大十倍。其原理是令转子在极高速度下转动 ,使转子尖端速度极大 ,由于转子和定子之间的速度差 ,在转、定子间隙中产生极大的剪切能和湍动能 ,可使物料在被搅拌的同时 ,被破碎到亚微米级。 多功能化和搅拌过程的自动化是二十一世纪提高搅拌产品质量、产量和满足环境保护要求的主导方向 ,目前有如下几个发展趋势 4: （ 1） 多轴搅拌机， 它配备三套独立传动的搅拌装置。一套是沿着搅拌容器周边慢速转动的三翼锚式搅拌桨 ,使物料产生激烈的轴向和径向流动 ,促使物料良好的混合和传热；第二套是定 /转子式剪切装置和高速分散头。 （ 2）双行星搅拌 器与变速驱动装置的组合，这一构想使得即使在极低转速下也可获得极大扭矩。而低转速搅拌对于制造高性能的硅胶、树脂、橡胶添加剂、牙科材料、金属和陶瓷粉等是非常重要的。 （ 3）行星桨叶与高速分散器的组合，采用这种组合的搅拌器 ,被处理物料的黏度可高达 120 万厘泊。行星桨叶和分散头在环绕容器转动时各有自己的转轴 ,行星桨叶将物料传送到分散头。高速分散头则对物料施加剪切力。 （ 4）自动卸料和互换搅拌容器，由于粘稠材料人工卸料很困难 ,很多厂家都采取自动卸料措施。自动卸料系统大大减少了人工卸料的停机时间。不但大大提高了产量 ,消 灭次品 ,还保证了产品质量的一致性。由于操作人员与产品的接触大大减少 ,产品不受污染的安全性也大大提高了。 1.3 卧式搅拌器 发展 趋势 随着 近几年科学技术的迅猛发展和相关理论的进一步完善，完全可以相信搅拌器的设计和制造将会取得更大发展，其在社会生产中也会发挥越来越重要的作用。并且搅拌器在服从装置规模经济化和品种多样化的同时，未来的新型产品也会越来越满足合理利用资源、节能降耗和对环境保护的要求。 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 5 1.4 论文主要完成的工作 卧式搅拌装置 主要 由三 部分组成： 主传动部分、搅拌叶片及摆动部分 。主传动部分包括一个异步电机和 减速系统。搅拌叶片为螺带式搅拌叶片，为的是能让物料在搅拌过程中更高效率的混合。摆动部分包括一个异步电机和摆动系统。 本论文 的 主要研究内容 如下 ： （ 1）总体方案设计 通过对国内外的搅拌器发展现状的研究，以及对食品设备设计原则的学习，在吸取宝贵经验的同时也加入自己的一些改进，制定自己的设计方案。 （ 2）卧式搅拌器的结构设计 有了总体的设计方案，将搅拌器的结构分成主传动系统、摆动系统、搅拌部分和机架四大部分，然后分别对这四部分进行详细设计， （ 3） 零件安全性校核 当 完成 各部分的 零件 设计后，还要进行安全性校核。本论 文主要对处于最复杂受力状态下的轴、轴承、键以及电机进行了校核计算举例，其他各个零件的校核计算并没有写到论文中。 （ 4）三维建模与运动仿真 对所设计的搅拌器进行安全性校核计算后，发现没有不符合要求的零件，然后利用 PRO/ENGINEER 软件完成三维实体建模。建模的目的便是让自己的设计更加直观，同时还很容易检查各处结构是否存在干涉现象，再进行运动仿真，观察运动状态是否符合设计目的。 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 6 第 2 章 卧式搅拌器总体方案设计 2.1 引言 食品机械与设备的特点是食品原料、加工过程和食品成分方面的特殊性的反映。总体而言，食 品加工机械与设备具有以下特点：机械可移动性；防水防腐蚀性；卫生要求高；自动化程度高低不一。 2.2 卧式搅拌器 总体 结 构方案 卧式搅拌器的搅拌容器轴线与搅拌器回转轴线都处于水平位置；其结构简单，造价低廉，卸料、清洗、维修方便，可与其他设备完成连续生产，但占地面积一般较大。这类机器生产能力（一次调粉容量）范围大，通常在 25400kg/次左右。它是国内大量生产各种面食制品的各食品厂应用最广泛的一种加工设备。它的特点是，结构简单，制造成本较低，卸料清洗方便等，所以在食品加工中，如面包，饼干，糕点及一些饮食行业的面 食生产中均得到了广泛应用。 2.2.1 传动方式确定 （ 1） 搅拌机形式选择，本设计要求卧式搅拌，考虑搅拌形式与目的，采用容器固定式 卧式 搅拌机 。 （ 2） 传动方案确定，因 对 搅拌速度 要求 不高， 市场上已有的成熟产品搅拌速度 约 为 3060r/min， 过高的转速并不会产生良好的搅拌效果，相反还会造成能量的浪费。但是虽然转速低，启动转矩却很大，选用符合启动要求的电机，电机转速约 2000r/min， 因此 传动系统要 采用较大减速比，考虑机器尺寸和振动噪声要求，采用带传动和齿轮传动 组合机构 。 初步设定的减速机构示意图如图 2.1 所示 。 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 7 1-小带轮 2-大带轮 3-搅拌轴 4-大齿轮 5 小齿轮 6 电机 图 2.1 传动系统机构简图 （ 3）摆动机构确定，摆动运动的实现有多种机构形式，四连杆机构运动冲击大，对杆的强度要求高；凸轮通过优化运动轨迹则可以将运动冲击大幅度降低，所以决定采用摆动从动件凸轮机构。摆动机构简图如图 2.2 所示。 1-小带轮 2-大带轮 3-摆动臂 4-凸轮 5-大齿轮 6-小齿轮 7-电机 图 2.2 摆动机构简图 1 2 3 4 5 6 2 1 7 6 5 4 3 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 8 2.2.2 基本尺寸的确定 本设计为小型搅拌机，根据其工作容量和操作人员的最佳操作位置， 暂定搅拌机的外形尺寸为 900500800 mm，其中搅拌轴轴线高度 600mm，搅拌容器下半部分为直径 500mm 的半圆筒，上半部分为 200500800 mm 的长方体，筒壁厚 8mm，搅拌器叶片边缘与筒壁间隙 2mm，为了实现更好的搅拌效果，采用双螺带式搅拌器，搅拌轴直径 30mm，长 1000mm，大螺带直径 480mm，带宽 40mm，小螺带直径 240mm，带宽 30mm。还有设定进料方式和出料方式，容器桶上部设盖子装填物料，下部开口卸放物料，为使物料快速卸放，安装振动装置使容器桶绕其轴进行左右小幅高频振动，动力由另一个电机提供，将电机的旋转运动转换成左右摆动。有了以上尺寸设定，合理布局电动机的位置，传动装置的布局，完成总体结构方案的设计，绘制机构简图。 总体机构简图如图 2.3 所示。当然这只是一个初步的设计概念，在以后的具体设计工作中可能会出现部分机构干涉现象，这时就需要对已定的一些尺寸进行必要的适当的修改。 1-主电机 2-小带轮 3-大带轮 4-齿轮 5-搅拌容器 6-搅拌桨 7-凸轮 8-斜齿轮 9-带轮 10-副电机 图 2.3 总体机构简图 1 2 3 4 5 7 8 9 10 6 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 9 2.3 搅拌器性能指标的设定 搅拌器工作参数不仅 反映 其 所能胜任的工作 ，更重要的是决定设计方向和一些设计参数的选择范围。 对于主传动系统，设定正常工作转速 60r/min，启动时加速时间 4s，稳定运行时间 5min，减速时间 6s，停歇时间 2min。 对于摆动系统，设定摆角幅度 15，摆动周期 1s，运行时间 1min，停歇时间 6min。 搅拌 容器为半圆柱形，尺寸如图 2.4 所示。容器固定型搅拌装置的装料系数一般为 0.50.6，本设计取 0.58。 图 2.4 搅拌容器外壳尺寸 2.4 本章小结 本章通过分析研究食品工业机械的设计制造要求，确定了用于面粉搅拌的卧式搅拌机基本结构方案和基本结构尺寸，并对卧式搅拌机的部分工作参数进行了简设定，为下一步的详细计算做好准备。 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 10 第 3 章 卧式搅拌器结构设计 3.1 引言 上一章对卧式搅拌器的机械结构总体方案进行了分析论证，本章将基于上一章已确定的基本结构和基本尺寸进行详细全面的设计工作，分别对每个部分进行详 细的分析设计，确定其具体结构，详细尺寸，绘制零件图，装配图，并用 PRO/ENGINEER 进行三维建模。其中重点进行凸轮机构的仿真，检验凸轮机构能否正常工作，分析其受力冲击特性。 3.2 驱动元件的选择与计算 3.2.1 驱动元件选择原则 搅拌设备的搅拌轴通常由电动机驱动，电动机选用一般依据以下几个原则： （ 1） 根据搅拌设备的负载性质和工艺条件对电动机的启动、制动、运转、调速等要求，选择电动机类型。 （ 2） 根据负载转矩、转速变化范围和启动频繁程度等要求，考虑电动机的温升限制、过载能力和启动转矩，合理选择电动机容量，并确定 冷却通风方式。 （ 3） 根据使用场所大的环境条件，如温度、湿度、灰尘、雨水、瓦斯和腐蚀及易燃易爆气体等，考虑必要的防护方式和电动机的结构形式，确定电机的防爆等级和防护等级。 （ 4） 根据搅拌设备的最高转速和对电力传动调速系统的过渡过程的性能要求，以及机械减速的复杂程度，选择电动机的额定转速。 除此之外，选择电机还必须符合节能要求，并综合考虑运行可靠性、供货情况、备品备件通用性、安装检修难易程度、产品价格、运行和维修费用等因素。 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 11 根据上述原则，综合考虑本设计的工作条件要求，确定电机类型为异步电机，防护方式防尘、防水溅以及防异 物伸入。 3.2.2 主电机的选择及电机参数的确定 1、 搅拌功率的计算 在正常情况下，混合设备运转时所消耗的功率包括以下几部分： （ 1） 使容器内的粉粒体运动消耗的功率。 （ 2） 轴承、减速装置和传动装置摩擦消耗的功率。 （ 3） 连续驱动容器本身或搅拌桨叶等回转消耗的功率。 （ 4） 其他附属装置，如控制器等消耗的功率。 对于容器固定型混合设备，当这类混合设备的螺带叶片或搅拌桨回转时，对于流动良好的粉粒体，可以通过实验等到轴力矩。 87654321 )/( fbdsdZKDT Sap （ 3.1） 式中 K 实验系数，查表取 K=45； Dp 粒子直径， m，查表取 3105.0 pDm； 表观密度， kg/m3，查表取 3107.0 kg/m3； S 内摩擦系数，查表取 S =1.19； Z 接触螺带的粉粒体层的高度或长度， m，本设计 Z=0.78m； d 叶片外径， m，本设计 d=0.48m； s 螺带节距， m，本设计 s=0.78m； b 叶片宽度， m，本设计 b=0.04m； f 装料系数，本设计取值 f=0.58。 参考已有实验测出的参数表格，选择机型为卧式螺带，则指数 值如下： 1 =0； 2 =1.0； 3 =1.2； 4 =1.0； 5 =3.3； 6 =-0.3； 7 =0.7； 8 =1.2。 对于本设计，物料设定为面粉和砂糖的混合物，搅拌叶片与搅拌桶内壁间隙为 2mm，根据查询的资料，估算混合物料的表观密度，粒子直径等参数，哈尔滨工程大学本科生毕业论文 12 最后计算数值确定如下： 大螺带转矩 mN17.127)/( 876543211 fbdsdZKDT Sap 而对于小螺带，计算时只需将叶片外径 d 这一参数值替换为 0.24 即可，小螺带转矩 mN57.8)/( 876543212 fbdsdZKDT Sap 搅拌轴上总转矩 mN74.1 3 521 TTT 搅拌轴功率 nTP 2 （ 3.2） 式中各参数 P 功 率， W； n 回转速度， r/s，本设计取值 n=1r/s； T 轴力矩， mN 。 所以搅拌轴功率 W447.8522 nTP 2、 电动机额定功率的计算 电动机额定功率是根据它的发热情况来选择的，在允许范围内，电动机绝缘材料的寿命为 1525 年。如果超过了容许温度，电动机使用寿命就要缩短。而电动机的发热情况，又与负载大小及运行时间长短有关 。 搅拌设备的电动机功率必须同时满足搅拌器运转及传动装置和密封系统功率损耗的要求，此外还需考虑在操作过程中出现的不利条件造成功率过大等因素。 电动机额定功率可按下式确定： )( SN PPP （ 3.3） 式中各参数 PN 电动机功率， kW； 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 13 P 搅拌器功率， kW，由前面计算 P=0.852447kW； PS 轴封装置的摩擦损失功率， kW； 传动装置的机械效率。 轴封装置摩擦造成的功率损失因密封系统的机构而异，一般来说，填料密封功率损失大，机械密封的功率损失相对较小。但是考虑到设计的目标功能与成本有机结合，最终采用了填料密封，作为粗略的估算，填料密封功率损失约为搅拌器功率的 5%10%，本次计算取 5.8%，即轴封摩擦损失功率为 kW0 4 7 5 9.058.0 PP S 传动机构的效率是齿轮轴承带这些零部件 的效率乘积，开式圆柱齿轮传动效率取 0.9，带传动效率取 0.96，滚动轴承效率取 0.99，所以 82995.04 轴承带轮齿轮 电机额定效率 kW0 8 4.1)( SN PPP 3、 电动机功率的修正计算 电动机用于海拔高度超过 1000m 或环境温度超过 40、相对湿度超过95%时，均在订货时注明，并计算功率的降低程度，这是因为海拔高度、温度和湿度都会对电动机的工作产生很大影响。本设计忽略海拔高度和湿度的影响， 只考虑环境温度造成的影响，电机额定功率按照下式进行修订： NtN PKP （ 3.4） 式中 NP 校正温度影响后的电动机功率， kW； NP 电动机额定功率， kW，由前面计算 PN=1.084kW； tK 温度校正系数，根据表格查询对应 25时的温度校正系数为 1.1。 所以电机额定功率 kW19.1 NtN PKP 4、 电动机的选择 为保证系统满足启动要求和稳定运行要求，选择的电机额定功率为哈尔滨工程大学本科生毕业论文 14 1.5kW，具体参数如下表 3.1 所示。 表 3.1 交流异步电机的部分技术参数 名称 额定功率 kW 额定电流 A 额定转速 r/min 效率 % NTTmax NTTmin 质量 kg Y2-90S-2 2 3.4 2840 79 2.3 1.5 22 3.2.3 副电机的选择及电机参数的确定 与前面计算主电机的过程相似，首先设定工作条件：摆动系统的摆动周期 T=1s，摆动幅角 15 ，工作过程可以假设为整体箱体质量集中为一点的摆动运动，该点距离回转中心的距离 L=R/2=0.125m，搅拌桶作为铸造件，设密度均匀，值为 33 kg/m1085.7 ，并且作为粗略估算，将其外形假设为外部450500880 mm 且内壁厚 10mm的长方体，所以，整个搅拌桶质量为 kg85.164)( cbaabcvm 将所有质量集中到搅拌桶外壁某一点，那么摆动过程中的转矩为 mN06.2 m gLT 摆动的等效角速度 s/r a d0 4 7.11 8 04 w 摆动功率 kW157.2 TwP 计算电机功率，其中效率包括带传动、齿轮传动、轴承以及摆动臂和凸轮之间的效率乘积，即 7698.09.099.09.096.0 凸轮轴承齿轮带轮 kW8.2 PPo 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 15 选择电机 Y132M-8，额定功率 3.0kW，具体参数如下表 3.2 所示。 表 3.2 交流异步电机的部分技术参数 名称 额定功率 kW 额定电流 A 额定转速 r/min 效率 % NTTmax NTTmin 质量 kg Y132M-8 3.0 7.72 710 82 2.0 1.2 79 3.3 主传动系统的结构设计 电动机已经初步选定，转速 2840r/min，搅拌轴的转速 60r/min，传动比大约为 48，考虑到电机和搅拌轴的距离以及整个搅拌机的体积，采用一级带轮传动，传动比初定为 3，两级传动比为 4 的齿轮传动。下面将进行详细计算。 3.3.1 基本结构的确定与选材 对于传动比为 3 的带传动，传动比不是很高，传递的功率也不是很大，使用普通 V 带轮，材料 HT200；齿轮传动比为 4，材料 40Cr5。 3.3.2 带轮与齿轮的详细设计 1、带轮的详细设计 为计算带传动的结构参数，首先设定一些工作条件，本设计载荷变动微小，带负载启动，每天工作小于 10 小时。 （ 1）计算带轮的计算功率 7 PKP Aca （ 3.5） 式中 caP 计算功率， kW； AK 动载荷系数，查表选取 1.1； 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 16 P 电机额定功率， kW。 所以 kW65.1 PKP Aca （ 2） 选择带型，普通 V 带 Z 型，节宽 bp=8.5mm，顶宽 b=10mm，高度h=6mm，截面积 A=47mm2 （ 3）初选小带轮的基准直径 mm711 dd，因此外径 mm75ad，转速为1n =2840r/min，验算带的速度 m a x111 s/m55.10100060 vndv d 其中maxv的取值范围是 2530m/s。 计算从动轮的基准直径 mm21312 dd idd 查表圆整后 mm2242 dd，外径 mm228ad。 （ 4）确定带轮的中心距和带的基准长度 初 定中心距 )(2)(7.02121 ddodd ddadd （ 3.6） 5905.206 oa 初定 mm400oa 带的基准长度 mm8.12774 )()(22 21212 oddddod a ddddaL 取 mm1400dL，实际中心距 mm4 6 12 ddo LLaa 中心距的变动范围 mm50303.0mm440015.0m a xm in ddLaa Laa （ 5）验算主动轮上包角 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 17 1209.1605.57180 121 a dd dd 包角满足要求。 （ 6）确定 V 带的根数 Looca KKPP PZ)( （ 3.7） 式中 。，查表额定功率增量，；，查表带基本额定功率，单根；长度系数，查表；包角系数，查表kW03.0kWkW27.0kWV14.195.0ooLPPKK 所以， 507.5)( Looca KKPP PZ （ 7）确定带的预紧力。 单根 V 带所需预紧力 21121 qveeFFvvffeco （ 3.8） 其中 v 带的线速度取最大值， m/s，即大带轮上 外缘点的线速度 10.55m/s； q 传动带单位长度质量， kg/m，查表得数值 0.06kg/m。 所以， N0 9 2.271121 2 qveeFF vvffeco 由于新带轮容易松弛，所以对于非自动张紧的带传动，安装新带时的预紧力应为上述预紧力的 1.5 倍。 （ 8）计算带传动作用在轴上的力 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 18 N2.267)22c o s (2 1 oP ZFF （ 9） V 带轮设计，关于 V 带轮的形式：当带轮基准直径小于等于 2.5倍的轴径时，带 轮一般采用实心式；当带轮基准直径小于等于 300mm时可以采用腹板式；当带轮基准直径大于 300mm时，可以采用轮辐式。 带轮槽型 Z 型，基准宽度 mm5.8db，基准线上槽深 mm0.2min ah，下槽深 mm0.7min fh，槽间距 mm3.012 e ，第一 槽对称面至端面的距离mm18 f ，最小轮缘厚 mm5.5min ，轮槽角小带轮 34，大带轮 38。 所以，带轮宽 mm642)1( feZB 小带轮设计，小带轮轴径 d=34mm， mm855.21 dd d，采用实心式 。，取；，取mm686851)25.1(mm62682.61)28.1(1dLdd 以下图 3.1 和图 3.2 所示为小带轮的设计结构。 图 3.1 小带轮结构尺寸 图 3.2 小带轮三维仿真 大带轮设计， mm3 0 02 2 4mm322 ddd ，,由于其基准直径已经非常大，为了减少质量，更重要的是降低转动惯量，采用孔板式。 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 19 。；，取mm1682mm64mm646.57)28.1(22 adDdd 以下图 3.3 和图 3.4 所示为大 带轮的设计结构。 图 3.3 大带轮结构尺寸 图 3.4 大带轮三维仿真 2、齿轮的详细设计 齿轮传动比的分配为 4421 iii ，齿轮材料锻钢，直齿圆柱齿轮， 7级精度。传动系统输入功率 kW37.151 轴承带轮电机 PP 小齿轮转速 m in/r9001 带传动主电机inn 齿数比 u=4，设定工作寿命 10 年，每年工作 300 天，每天工作 6 小时。选择小齿轮材料 40Cr（调质），硬度 280HBS，大齿轮材料 45 钢（调质），硬度 240HBS，二者材料硬度差 40HBS。 初定小齿轮齿数 Z1=24,大齿轮齿数 96 12 uZZ 。按照齿面接触强度设计齿轮。 32211 )1(32.2HdEtt u ZuTKd （ 3.9） 确定其中计算参数， 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 20 。，查表得极限，为大齿轮接触疲劳强度；，查表得极限，为小齿轮接触疲劳强度；，取值，为材料的弹性影响系数；为齿宽系数，取值；为载荷系数，取值；，为小带轮传递的转矩，M P a550M P aM P a600M P aM P a8.189M P a13.1mmN10454.1105.95mmN2/12/1411511H l i m 2H l i m 1EdtZKnPTT 计算应力循环次数 8128111043.21072.9)103006(19006060uNNjLnN h 查表 6得接触疲劳寿命系数， KHN1=0.92， KHN2=0.95，取失效概率 1%，安全系数 S=1，计算接触许用应力 M P a5.522M p a5522l im221l im11sKsKHHNHHHNH 将上述两个数值中较小的值带入公式中计算小齿轮分度圆直径 mm89.33 )1(32.2 3 2 211 HdEtt u ZuTKd 计算圆周速度 s/m5 9 6.11 0 0 060 11 ndv t 计算齿宽 mm89.331 td db 模数 mm412.11 zdm tt 齿高 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 21 mm177.325.2 tmh 因此，齿宽比 67.10/ hb ，计算载荷系数，根据 v=1.596m/s， 7 级齿轮精度，查得动载荷系数 Kv=1.03，假设 N /m m100b FK tA，查表知 2.1 FH KK，使用系数 25.1AK(轻微冲击 )，因此 308.11023.018.012.1 32 bK dH 由 308.1,67.10 HKhb，查弯曲强度计算的齿向载荷分布系数图，得28.1FK7，所以，载荷系数 85.1 HHVA KKKKK 按实际载荷系数校正分度圆直径 mm14.38311 tt KKdd 计算模数 mm59.111 Zdm 按齿根弯曲强度设计 3211 2FdSaFaZ YYKTm （ 3.10） 确定式中各参数， 。数大齿轮弯曲疲劳寿命系；数小齿轮弯曲疲劳寿命系；限大齿轮弯曲疲劳强度极；限小齿轮弯曲疲劳强度极95.085.0M P a380M P a5002121FNFNFEFEKK 计算弯曲许用应力，安全系数 S=1.4， ；M P a86.2 5 7M P a57.3 0 3222111SKSKFEFNFFEFNF 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 22 计算载荷系数 8 1 3.128.11.103.125.1 FFVA KKKKK 查取齿形 系数 ， 18.265.221 FaFa YY查取应力校正系数， 79.158.1 21 SaSa YY 计算大小齿轮的 FSaFaYY值，并比较大小。 01 513.001 375.0222111FSaFaFSaFaYYYY 大齿轮数值大，取用大齿轮的数值， mm115.1241 01513.010454.1813.122 3 2 43 211 FdSaFaZ YYKTm 取 m=1.5mm，分度圆直径 mm381 d ，齿数 2611 mdZ，大齿轮齿数10412 uZZ 。 齿轮几何尺寸及安装尺寸计算 分度圆直径 mm1561045.1mm39265.12211 mZd mZd 中心距 mm5.972 21 dda 齿轮宽 mm391 db d 取小齿轮宽 mm451 B ，大齿轮宽 mm402 B 。 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 23 mm/N1 0 08 9 9.23N6.7 4 5211bFKdTFtAt 符合前面的假设，所以设计合理。小齿轮分度圆直径不大，采用齿轮轴形式，大齿轮采用轮毂式，小齿轮轴机构尺寸如图 3.5，大齿轮结构尺寸和三 维仿真如图 3.6 和图 3.7。 图 3.5 齿轮轴结构 图 3.6 大齿轮机构 图 3.7 大齿轮三维仿真 3.3.3 轴的结构设计 通过以上计算，传动零件计算完毕，现在进行传动系统中轴的计算，轴的最小直径由下述公式确定 3032.09550000nPAPdT （ 3.11） 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 24 A0 与轴的材料有关，并且已有表格可以查询数值。 考虑到小带轮厚度大于 驱动电机轴伸出的长度，小带轮这里需要设计一根轴，材料定为 45 号钢，调质处理，查表可知 A0 的取值范围在 126103，本设计取 112，则小带轮轴的最小直径 mm05.92.09550000 303m i n nPAPdT 轴径最大值必然会小于 100mm，而且在某些截面上会有键槽，根据规定，最小轴径要增大 5%7%，即最小轴径在 9.59.68mm 之间，在设计时将轴的最小直径设计为 24mm，设计出安装带轮、联轴器以及轴承所需要的轴肩和键槽。 大带轮所用的轴就是前面涉及过的齿轮轴，因此在这里不 再赘述。大齿轮所用的轴材料 45 号钢，调质处理， A0 取最大值 126，功率 kW2 3 2 5.199.096.09.05.1 5 PP 转速 m in/r7.9 4 632 8 4 0 带轮inn ，所以齿轮轴的最小直径 mm76.132.095 50 00 0 303 nPAPdTm i n 截面会有一个键槽，最小轴径增大 7%， mm72.14%)71( m inm in dd，以此为依据设计轴的结构。 3.3.4 主传动系统的支架设计及三维仿真 通过以上计算，主传动系统的主要零件设计完毕，合理布局各传动件的位置，然后设计减速系统的支架，设计时除了要考虑安装方便与否外还要考虑铸造加工的难易程度，最终经过仔细的设计之后，再利用 PRO/ENGINEER进行了整个传动系统的组装仿真，这样可以更直观地表达出设计理念，并且也更容易看出其中的问题来。图 3.8 为传动系统的三维结构外观图。 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 25 图 3.8 传动系统三维结构仿真 3.4 摆动系统的结构设计 摆动系统是用来实现搅拌桶摆动运动的机构，当物料混合均匀后，搅拌运动停止，打开搅 拌桶下面的排料口，物料就会流出，但是由于搅拌叶片与搅拌桶壁的间隙很小，物料在搅拌过程中受到的力也比较复杂，很容易产生积压作用，即物料在表观上呈现部分块状，不能够凭借其自身重力落下来，此时就需要摆动系统使搅拌桶产生振动，将物料震下来。 3.4.1 基本结构的确定与选材 在这里，实现摆动运动的机构很多，但是为了尽量降低噪音，提高运行的稳定性，在摆动部分决定采用摆动从动件凸轮机构，而电机转速一般都偏高，需要用带轮进行减速，甚至需要用齿轮或涡轮蜗杆进行二级减速，前面的计算已经选择了一种同步转速比较低的电机了，但是其 转速相对于本设计来说依然很高，综合考虑电机的安装方向和传动比的分配，决定采用带轮斜齿轮凸轮机构，最终传动比 4.25i ，带轮传动比比较大，使用多楔带，带轮材料 HT150，斜齿轮承受震动冲击，要采取硬度较大的材料，使用 40Cr，哈尔滨工程大学本科生毕业论文 26 调质。 3.4.2 带轮齿轮与凸轮的设计计算 1、 带轮计算 小带轮直径初定 60mm，电机输入功率为 3kW，设定载荷变动较小，则查表得工况系数 1.1AK ，确定计算功率 kW3.3 PKP Ad 选取多楔带的型号 PL，参考已有资料，确定小带轮有效直径 mm751 ed，查表得有效线差 mm3e，那么大带轮的有效直径 mm3 9 92)2( 12 eeee did 带速 s/m30s/m009.31 0 0 060 )2(1 0 0 060 1111 ndndv eep 所以，带速符合要求。 初定中心距，由公式（ 3.6） )(2)(7.0 21021 eeee ddadd mm9 4 8mm8.3 3 1 0 a 暂定中心距 332mm，带的有效长度 mm23.14874 )()(2202122100 addddaL eeeee 查表取近似值 Le0=1500mm。 实际中心距 mm3 85.3 382 00 ee LLaa 小带轮包角 12029.1353.57180 121 a dd ee 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 27 所以包角也符合设计要求。 带每楔传递的基本额定功率 kW42.01 P，功率增量 kW06.01 P，查表得包角修正系数 89.0K，带长修正系数 96.0LK，通过计算并且最终查表取整，多楔带的楔数 898.7)(11Ld KKPP PZ 有效圆周力 kN0 9 7.110 3 vPF dt 带的紧边拉力 kN596.1)12.3 2.3(097.1)1(1 K KFF t 带的松边拉力 kN5.012 tFFF 作用在轴上的拉力 kN9 38.12s in)( 121 FFF 带轮的机构设计，小带轮总长度 mm15 05.11 2)25.1( dL ，取 120mm，小带轮轮毂内径 mm38d ，外径 mm764.68)28.1(1 dd ；大带轮采用轮辐式机构，轮辐数目 m=4，轮辐宽度 mm5.504142 3290290 33 anZPh 轴径定为 d=45mm，厚度 mm7 9 85.5 9 8)25.1( dL ，大带轮结构尺寸和三维仿真如图 3.9 和图 3.10 所示。 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 28 图 3.9 多楔带轮结构设计 图 3.10 多楔带轮三维仿真 2、 斜齿轮计算 斜齿圆柱齿轮传动，齿数比 4.2u ，输入功率 kW8.296.031 PP ，小齿轮转速 m in/1 4 257 1 01 rinn ，转动要求平稳， 7 级精度，工作寿命 10年，每年工作 300 天，每天工作一小时。 首先选择齿轮材料，小齿轮 40Cr， 调质处理，硬度 280HBS，大齿轮 45钢，调质处理，硬度 250HBS。初选小齿轮齿数 551 Z ，则大齿轮齿数哈尔滨工程大学本科生毕业论文 29 13212 uZZ 。初选螺旋角 =14， 首先按照齿面接 触强度设计， 3 211 )(12HEHdtt ZZuuTKd （ 3.12） 确定其中各参数 ；，设定安全系数强度极限，；，疲劳寿命系数，查得，计算应力循环次数M P a5.7322)(M P a715,M P a7501M P a3.125.110067.11056.260212l i m221l i m1121712711HHHHHNHHHNHHHNHNHNhSKSKSKKKuNNjLnN 将上述参数带入分度圆计算公式， mm028.63)(123 211 HEHdtt ZZuuTKd 计算圆周速度 ；，查得材料弹性影响系数，；，查图接触疲劳强度极限，；，小齿轮传递转矩，；齿宽系数，查表得21212H l i m1H l i mH l i m511511M P a8.189M P aM P a560M P a600M P ammN1002.2105.95mmN1EEddZZnPTT；，重合度，选取；区域系数，由图选取；载荷系数，试选635.1765.087.0433.28.12121 HHttZZKK哈尔滨工程大学本科生毕业论文 30 s/m47.0100060 11 ndv t 计算齿宽及模数 23.25mm49.225.2mm11.1mm0 2 8.63111hbmhZC o sdmdbnttnttd 计算纵向重合度 3 6 0.4t an3 1 8.0 1 Zd 下面计算载荷系数 K 已知使用系数 KA=1，根据 v=0.47m/s， 7 级精度，查 Kv=1.05。 齿轮非对称布置，查得计算公式 42.11023.0)6.01(18.012.1 322 bK ddH 88.12.145.1HHVAHFFKKKKKKKK所以，载荷系数，查图得 校正分度圆直径 mm98.63311 tt KKdd 计算模数 mm1 2 9.1co s11 Zdm n 再按照齿根弯曲强度设计，设计公式为 32121c o s2FSaFadnYYZYKTm （ 3.13） 确定其中的计算参数， 计算载荷系数， 8 2 7.1 FFVA KKKKK 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 31 根据纵向重合度，从图中可以查得螺旋角影响系数 88.0Y 计算当量齿数， 查取齿形系数， 28.257.221 FaFa YY ， 查取应力校正系数， 73.160.121 SaSa YY ， 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，查图得 21221121 M P a400M P a50095.093.0 FEFEFNFN KK ， ， 计算 M P a43.271M P a14.332222111SKSKFEFNFFEFNF 比较发现小齿轮的数值 大。将所得的参数带入到设计公式中，得到 mm2 7 8.1co s23 2121 FSaFadnYYZYKTm 由此可知，两种设计方法均要求模数至少为 1，为了提高齿轮承载能力，选用标准模数 2nm ，中心距 mm72.1 9 2c o s2 )( 21 nmZZa 将中心距圆整为 193mm。 按圆整后的中心距修正螺旋角 32.142 )(a r c c o s 21 a mZZ n 因 值改变不多，故参数HZK 、 等不必修正。 计算大小齿轮分度圆直径 5.1 4 4c o s2.60c o s322311ZZZZvv哈尔滨工程大学本科生毕业论文 32 mm5.272c o smm5.113c o s2211nnmZdmZd 计算齿轮宽度 mm6498.631 db d 取 mm70mm65 12 BB ， 。 齿轮的结构设计，对于大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关结构尺寸均按照前面主传动系统中直齿轮的设计方法设计。 将齿轮设计好后，利用三维软件进行仿真。 3、 凸轮计算 为了使设计更加简捷同时实现摆动功能，决定采用等宽六圆弧凸轮 8。首先，设定工作条件，等幅摆动运动，幅度 15，周期 T=1s，位移曲线图如图3.11 所示。 图 3.11 凸轮位移曲线 然而，在设计时不能直接应用此条曲线，因为在曲线的拐点处，速度变化快，加速度很大，因此那 些点处的冲击也非常大，会对凸轮机构造成极大损害，所以要对上述曲线进行修正 9。修正方法即是将速度突变处全部用光滑曲线替代，最后得到的修正曲线如图 3.12 所示。 0.5 1 t/s /12 /rad -/12 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 33 图 3.12 凸轮修正位移曲线 凸轮匀速运转，上述图线横坐标为凸轮转角，与时间是一一对应的，设从动件静止时间是运动时间的 1/3。确定凸轮转角，由凸轮等宽条件公式 3180211ssssss （ 3.14） 解出最终结果，得 13545 ，s。 由等宽条件公式知， 5.67211 。 从动件冲程估算为 mm375.84h ，带入基圆半径范围公式中，得 mm375.682s i n2s i n22c o s2s i n2s i n22c o s1221 hhR b 取基圆半径 mm70bR 计算偏心距 mm34.68)4(s i n4 254321 eheeeee 063 ee /12 /rad s s /deg 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 34 各段圆弧半径计算 3.4.3 轴的结构设计和摆动系统安装的三维仿真 轴的设计计算与前面相同，也是首先根据传递功率计算轴的最小直径，并以此为参考进行设计，在设计时考虑轴肩的位置，齿轮、凸轮以及轴承这些零件在轴上的定位方法，将这些设计好后，再合理安排这些零件在空间的布局，做到尽量少占用空间，结构紧凑，但是也要同时注意不要产生干涉。 当设计好后，利用 PRO/ENGINEER 软件进行仿真，进一步检查是否有不妥之处。以下图 3.13 是摆动系统的三维仿真。 图 3.13 摆动系统机构三维仿真 这部分仿真主要是为了检验凸轮能否正常工作，通过观察发现凸轮能与摆动件良好接触，进行运动仿真时设定电机匀速转动，转速 710r/min，测定凸轮机构从动件的位移、速度和加速度曲线，测定的曲线图如图 3.14 所示。图中第一条曲线是位移曲线，和自己最初设计的曲线是一致的，第二条曲线是速度曲线，有较大的速度冲击，第三条曲线是加速度曲线，可以观察到有多个突变点，加速度冲击也比较大，不过通过选取适当 的材料配合会改善这mm70mm375.154375.8470mm035.8634.68375.8470mm34.13834.6870634251kkkkkkRRRRRR哈尔滨工程大学本科生毕业论文 35 种影响，凸轮采用 HT200，退火处理，硬度 180250HBS，从动件材料 45Mn2，这样的材料配合使得凸轮有足够的硬度，从动件有一定的硬度也有一定的韧性。 图 3.14 凸轮从动件运动参数测定曲线 3.5 搅拌部分结构设计 搅拌部分包括搅拌桨、搅拌容器以及附属的止动扳手、联轴器等零件。搅拌桨是机械搅拌设备的关键部件，搅拌操作涉及流体的流动、传质和传热，所进行的物理和化学过程对搅拌效果的要求也不同 10；搅拌容器是物料搅拌操作的场所，设计时要求体积符合工作需要，但是质量不能太大，否则会 造成不必要的材料浪费和功率损失；止动扳手是用来限制搅拌容器运动的机构；联轴器是用来连接搅拌桨和传动系统输出轴的。以下为设计过程。 3.51 搅拌桨机构设计 至今对搅拌器的研究还不够，因而搅拌器的设计工作均带有一定的经验哈尔滨工程大学本科生毕业论文 36 性，从已有的产品选用或适当改进。搅拌器的选用设计应从以下几方面考虑： 有类似应用，而且搅拌效果较满意的可以选用相同搅拌器； 生产过程对搅拌有严格要求又无类似搅拌器型式可以参考时，则应对工艺、设备、搅拌要求、经济性等作全面评价，找出操作的主要控制因素，选择合适的搅拌器型式； 生产规模较大或 新开发的搅拌设备，需进行一定的试验研究，寻求最佳的搅拌器型式、尺寸及操作条件，并经中试后才能应用于工业装置中 11。 为了获得较好的混合效果，本设计采用了双螺带式搅拌器，因为此种搅拌器有较好的循环性能，使得整个容器内的混合效果比较好 12。 搅拌桨的大螺带桨叶半径 240mm，小螺带桨叶半径 120mm，桨叶倾角27.36，螺距 240mm13，结构设计如下图 3.15 所示。 图 3.15 双螺带式搅拌桨结构 中间的轴铸造，轴上的支撑架焊接上去，螺带为不锈钢板弯曲后焊接到支架上，焊接后对接缝处进行处理， 使表面尽可能光滑 14。 3.52 搅拌容器的结构设计 搅拌容器作用是为物料搅拌提供合适的空间，搅拌容器的几何尺寸主要指容器的容积 V，筒体的高度 H、内径 D，以及壁厚 等。前面在设定工作参数时已经初步确定了容器的容积，在这里以前面的设定为基础进行详细的设计，由于搅拌桨运转起来是一个圆柱形的工作空间，而且为了达到较好的搅拌效果，桨片与容器壁之间的距离又不能太大，一般是在 25mm 之间，本设计属于中小型机械，取用 2mm的间隙，容器 底部因此大致为一个半圆柱哈尔滨工程大学本科生毕业论文 37 形状；为了装料方便，容器上面采用揭盖式结构；为了出料方便省力，在容器底部设置出料口；为了减轻容器的重量同时还要保证必要的强度，取用10mm 的壁厚 15；容器采用铸造的制造方式，最后表面镀上防腐金属材料 16。 搅拌容器的装配结构仿真如图 3.16 所示。 1-底盖 2-容器 3-锁 4-上盖 5-转轴 6-固定销 图 3.16 搅拌容器结构仿真 3.53 联轴器的选用 本设计结构需要使用两个联轴器。第一个是主传动系统中电机与小带轮之间，因为小带轮相 对电机轴伸出部分而言，比较长，所以小带轮的轴和电机