卧式搅拌器结构与设计的说明书.doc

哈尔滨工程大学本科生毕业论文卧式搅拌器结构与设计的说明书第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。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。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。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。2364511-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。43765121-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。109654321871-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。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。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。 （3.1）式中 K实验系数，查表取K=45； Dp粒子直径，m，查表取m； 表观密度，kg/m3，查表取kg/m3； 内摩擦系数，查表取=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：=0；=1.0；=1.2；=1.0；=3.3；=-0.3；=0.7；=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，最后计算数值确定如下：大螺带转矩而对于小螺带，计算时只需将叶片外径d这一参数值替换为0.24即可，小螺带转矩搅拌轴上总转矩搅拌轴功率 （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，。所以搅拌轴功率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： （3.3）式中各参数 PN电动机功率，kW； 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，所以电机额定效率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： （3.4）式中 校正温度影响后的电动机功率，kW； 电动机额定功率，kW，由前面计算PN=1.084kW； 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%质量kgY2-90S-223.42840792.31.5223.2.3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，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，并且作为粗略估算，将其外形假设为外部mm且内壁厚10mm的长方体，所以，整个搅拌桶质量为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摆动的等效角速度摆动功率计算电机功率，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%质量kgY132M-83.07.72710822.01.2793.3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 （3.5）式中 计算功率，kW； 动载荷系数，查表选取1.1； P电机额定功率，kW。所以 （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，因此外径，转速为=2840r/min，验算带的速度其中的取值范围是2530m/s。计算从动轮的基准直径查表圆整后，外径。 （4）确定带轮的中心距和带的基准长度初定中心距 （3.6） 初定 带的基准长度取，实际中心距中心距的变动范围 （5）验算主动轮上包角包角满足要求。 （6）确定V带的根数 （3.7）式中 所以， （7）确定带的预紧力。单根V带所需预紧力 （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，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 （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，基准线上槽深，下槽深，槽间距，第一槽对称面至端面的距离，最小轮缘厚，轮槽角小带轮34，大带轮38。所以，带轮宽小带轮设计，小带轮轴径d=34mm，采用实心式以下图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，,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。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，齿轮材料锻钢，直齿圆柱齿轮，7级精度。传动系统输入功率小齿轮转速 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。按照齿面接触强度设计齿轮。 （3.9）确定其中计算参数，计算应力循环次数查表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计算圆周速度计算齿宽模数齿高因此，齿宽比，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，查表知，使用系数(轻微冲击)，因此由，查弯曲强度计算的齿向载荷分布系数图，得7，所以，载荷系数按实际载荷系数校正分度圆直径计算模数按齿根弯曲强度设计 （3.10）确定式中各参数，计算弯曲许用应力，安全系数S=1.4，计算载荷系数查取齿形系数查取应力校正系数计算大小齿轮的值，并比较大小。大齿轮数值大，取用大齿轮的数值，取m=1.5mm，分度圆直径，齿数，大齿轮齿数。齿轮几何尺寸及安装尺寸计算分度圆直径中心距齿轮宽取小齿轮宽，大齿轮宽。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 （3.11）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，功率转速，所以齿轮轴的最小直径截面会有一个键槽，最小轴径增大7%，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。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，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，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，确定计算功率选取多楔带的型号PL，参考已有资料，确定小带轮有效直径，查表得有效线差，那么大带轮的有效直径带速所以，带速符合要求。初定中心距，由公式（3.6）暂定中心距332mm，带的有效长度查表取近似值Le0=1500mm。实际中心距小带轮包角所以包角也符合设计要求。带每楔传递的基本额定功率，功率增量，查表得包角修正系数，带长修正系数，通过计算并且最终查表取整，多楔带的楔数有效圆周力带的紧边拉力带的松边拉力作用在轴上的拉力带轮的机构设计，小带轮总长度，取120mm，小带轮轮毂内径，外径；大带轮采用轮辐式机构，轮辐数目m=4，轮辐宽度轴径定为d=45mm，厚度，大带轮结构尺寸和三维仿真如图3.9和图3.10所示。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，输入功率，小齿轮转速，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，则大齿轮齿数。初选螺旋角=14，首先按照齿面接触强度设计， （3.12）确定其中各参数将上述参数带入分度圆计算公式，计算圆周速度计算齿宽及模数计算纵向重合度下面计算载荷系数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，查得计算公式校正分度圆直径计算模数再按照齿根弯曲强度设计，设计公式为 （3.13）确定其中的计算参数，计算载荷系数，根据纵向重合度，从图中可以查得螺旋角影响系数计算当量齿数，查取齿形系数，查取应力校正系数，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，查图得，计算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，中心距将中心距圆整为193mm。按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径计算齿轮宽度取。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/rad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。-/12/12t/s10.5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。/deg/radss/12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 （3.14）解出最终结果，得。由等宽条件公式知，。从动件冲程估算为，带入基圆半径范围公式中，得 取基圆半径计算偏心距各段圆弧半径计算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。6543211-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轴之间需要连接联轴器，这里没有什么特殊结构上的要求，使用普通联轴器即可；第二个联轴器用在搅拌轴和主传动系统之间，此处为了主传动系统的拆装方便以及系统内各个零件的灵活拆装，搅拌轴和主传动系统之间有较大的距离，这么长的距离如果使用一根轴的话就要求加工和安装精度很高，否则轴上就会产生很大的附加约束力，因此在此处将轴断开，用一个弹性联轴器联结，这样对两个轴的同轴度要求降低了，并且还有吸震作用，降低了传动系统中齿轮受到的冲击力17。3.54止动扳手的机构设计本设计的搅拌容器是可以摆动的，但是在搅拌运动进行时是不需要也不允许搅拌容器摆动的，因此需要设计一处止动装置，使得搅拌器在运转时，搅拌容器被固定，当搅拌运动结束后，打开装置，容器能够恢复运动。3对于自动化程度没有要求的设计产品，此功能可以简单的由一个扳手实现，此结构图如下图3.17所示。456211搅拌桶 2支架 3扳手支座 4弹簧 5插销 6扳手图3.17 止动扳手结构图中状态搅拌容器没有被卡住，可以摆动，当扳手向右或左扳动时，扳手的转轴与弹簧安装底座的距离就会拉小，销在弹簧力的作用下就会向左移动，深入到容器壁的孔中去，容器壁被卡住，当扳手复位后，销又伸出来，搅拌容器的运动又恢复正常。3.6本章小结本章把卧式搅拌器的设计进行模块化，并对各个模块进行了详细的设计，绘制其零件图、装配图，并用PRO/ENGINEER对卧式搅拌器进行了三维建模，使设计更直观的表现出来。更重要的是将凸轮机构进行建模仿真，给定驱动电机的运转参数，测量凸轮从动件的运动曲线，得出结论：设计的凸轮能正常工作，且满足最初的运动轨迹要求，但是振动冲击有些大，凸轮要提高强度，摆动臂要采用韧性比较好的材料，这样才能保证凸轮机构的运行寿命。第4章安全性计算与校核4.1引言为了保障机械零件的强度和刚度，使搅拌器运行时具有足够的安全性和可靠性，需要对其关键部分零件进行校核。本章就轴，轴承等关键零件进行刚度，强度校核。4.2轴承的校核本设计中多处采用滚动轴承，且有些地方的轴承转速很高，有些地方径向力很大，为了保证搅拌器能在规定的工作寿命内正常工作,不能盲目进行安装使用,否则可能会出现一些意想不到的事故和现象。因此,必须对轴承进行一系列的校核和验算,具体验算内容如下。对于小带轮轴处的深沟球轴承，轴承轴向载荷，径向载荷当量动载荷选择载荷系数，定为无冲击或轻载荷，1.01.2。设轴承工作寿命与机器的设定寿命相同，轴承应有的基本额定动载荷而本设计选用的轴承61907，其基本额定动载荷，符合要求。对于其他的轴承也采用类似的方法校核，均可以正常工作。4.3轴的校核本设计的轴要么承受明显的转矩，要么承受明显的径向力，受力情况比较简单。当时设计轴时虽然考虑到了在载荷影响下的最小轴径，但是有些轴承受很大的转矩，上面附加的各种传动零件在运动中也会产生更大的载荷影响，因此需要对轴的强度进行校核。下面以搅拌轴为例，进行扭转强度校核。轴的载荷分析图如下图4.1所示。MHFNH1FNH2FtFNV1FNV2FNH1FNH2GFtFaMV2MV1FNV1=FaFNV1FNV2FaMaTM2M1图4.1 轴的载荷分析图由前面的计算已经知道，搅拌半径，所以作用在搅拌叶片上的力可以粗略计算为，此力为Fa和Ft的合力，螺带倾角30，所以，搅拌轴重量粗略估计为，那么搅拌轴有效长度，所以上述载荷分析图中各个参数值计算如下，轴的扭转强度校核公式为 （4.1）确定公式中各个参数，将参数带入上述校核公式（4.3）中，得到所以，搅拌轴是安全的。4.4键的校核本设计中在齿轮、带轮以及凸轮中均使用了普通平键，有些部位传递的扭矩非常大，对于键的安全性需要校核。对于采用常见的材料组合和按照标准选取尺寸的普通平键联结，其主要失效形式是工作面被压溃，除非有严重的过载，一般不会出现键的剪断。因此，只按照工作面上的挤压力进行强度校核计算。假定载荷在键的工作表面均匀分布，普通平键联接的强度条件为 （4.2）下面校核凸轮处的键，凸轮上面装有两个键，确定上述公式中的各参数，通过计算和查资料得上述各参数值，带入以上数据得到所以键的强度符合要求。4.5本章小结本章对设计后的电机启动转矩、轴承寿命以及载荷、键受力参数以及搅拌轴等轴类零件进行了详细的计算，对部分初选的关键零件进行了校核分析，充分保证卧式搅拌器的可靠运行。结论本课题结合目前国内外卧式搅拌器的研究现状和发展方向，具体阐述了一种用于食品加工产业的卧式搅拌器的设计和开发过程。本文主要完成的工作如下：1卧式搅拌器总体结构方案的确定。分析了卧式搅拌器的特点，确定了设计的基本结构，并根据工作参数确定