攪拌機自動機械設計

1、 shandong university 課程設計說明書攪拌機自動機械設計學 院：農(nóng)業(yè)工程與食品科學學院專 業(yè)：農(nóng)機姓名學號：劉偉國 1011034123指導教師：宋井玲 目錄方案1構簡介-32設計數(shù)據(jù)-3設計過程1. 連桿機構運動分析-42. 飛輪的設計-73. 電動機的選擇-84. 計算蝸桿渦輪運動參數(shù)-95. 選擇聯(lián)軸器-96. 軸計與強度計算-127. 帶傳動與以及齒輪減速器設計與計算-17心得體會-19參考資料-19方案 1機構簡介 攪拌機常用于化學工業(yè)和食品工業(yè)中，對拌料進行攪拌工作。如圖99(a)所示，電動機經(jīng)過齒輪減速(圖中只圓出齒輪副zlz2)，帶動曲柄2順時針方向回轉、驅使

2、曲柄搖桿機構(1234)運動；同時通過蝸輪蝸桿帶動容器繞垂直軸緩慢轉動。當連桿3運動時，固聯(lián)在其上的拌勺e即沿圖中虛線所示軌跡運動而將容器中的拌料均勻攪動。為了減小機器的速度波動，在曲柄軸a上安裝一調(diào)速飛輪。工作時，假定拌料對拌勺的壓力與深度成正比，即產(chǎn)生的阻力按直線變化，如圖99(b)所示。2設計數(shù)據(jù)設計數(shù)據(jù)見表98 設計過程：(一)連桿機構的運動分析曲柄位置圖的做法，如下圖所示：取搖桿在左極限位置時所對應的曲柄作為起始位置1，按轉向將曲柄圓周分為十二等分，得12個位置。并找出連桿上攪拌勺的各對應點e1，e2，e12，繪出正點軌跡。按攪拌勺的運動軌跡的最低點向下量40mm定出容器地面位置，再

3、根據(jù)容器高度定出容積頂面位置。并求出攪拌勺e離開及進入容器所對應兩個曲柄位置8和11.1、 設計方案及過程選第二組數(shù)據(jù)（x=535mm, y=420mm,lab=245mm,lbc=590mm, lcd=420mm,lbe=1390mm）進行設計。（1）作攪拌勺運動軌跡首先，做出搖桿在左極限位置（即ab和bc桿共線時）所對應的曲柄位置1，然后按轉向將周做十二等分，的十二個位置。再根據(jù)其他各干的長度找出連桿上長度找出連桿上攪拌勺e的個對應點，繪出正點軌跡，按攪拌勺的運動軌跡的最低點向下量40mm定出容器地面位置再根據(jù)容器高度定出容器頂面位置。容器頂面位置與攪拌勺e離開及進入容器時所對應的曲柄位置

4、。如下圖所示：（2）作構件兩個位置的運動簡圖 根據(jù)設計要求，選擇3和8位置作為構件的運動簡圖。先對應上圖分別作出在位置3和8的曲柄ab，然后分別以b為圓心，bc長為半徑和以d為圓心，dc長為半徑畫圓弧，兩圓弧的交點即為c點位置。延長bc畫虛線只e點使be長為1390mm,即作出了構件在位置3和8的運動簡圖，如下圖所示：（3）作構件處于位置3和8時的速度多邊形和加速度多邊形a.對3位置c,e點進行速度分析和加速度分析 1.速度分析vb 如右圖所示，選取速度比例尺uv=0.025m/s/mm 對于c點 vc = vb + vcbvc 方向： cd ab bcve 大?。?？ ？ =2rad/s v

5、b=2lab=1.54m/s vc=uvlpc=0.02559=1.47m/s vcb=uvlbc=0.02519.5=0.49m/s 3=vcb/lbc=0.83rad/s 對于e點： ve = vb + veb 方向： ？ ab be 大?。?？ veb =3lbe =1.15m/s ve = uvlpe=1.625m/s2加速度分析abaeacabancbatcbacanebaeb如圖所示，選取加速度比例尺ua=0.1m/s2/mm 對于c點： ac = anc + atc = ab + ancb + atcb 方向： ac cd ba cb bc大?。?？ ？4=vc/lcd=3.51

6、rad/s anc= 42lcd=5.18m/s2 ab = 22lab=9.67m/s2 ancb=32lbc=0.41m/s2ac =ua 61mm =6.1m/s2 atcb = ua 40mm =4.0m/s2 a2 =atcb/lbc = 6.78rad/s對于e點： ae = ab + aneb + ateb方向： ？ ba eb eb大?。?？ ab = 22 lab = 9.67m/s2 aneb = 32 lab =0.96m/s2 ateb = a3 leb =9.42m/s2 ae =ua 37mm = 3.7m/s2b. 對8位置c 、 e點進行速度分析和加速度分析1

7、速度分析p如下圖，取速度比例尺uv=0.025m/s/mmecbvbvcve對于c點： vc = vb + vcb 方向： cd ab bc 大?。?？ ？2= 2rad/s vb = 2lab =1.54m/s vc = uv lpc = 0.02518m/s =0.45m/s vcb = uv lbc = 0.02566m/s =1.65m/s 3 = vcb/lbc =2.8rad/s對于e點： ve = vb + veb方向： ？ ab be大?。?? veb = 3lbe = 3.89m/s ve = uv lpe = 2.45m/s2、 加速度分析如下圖所示：選取比例尺ua =0.

8、1m/s2/mm ancbacancatcabatcb4 = vc /lcd= 1.07rad/s anc= 4lcd =0.48m/s ab =22lab =9.67m/s2 ancb=32lbc=4.663m/s2ac=ua 50mm =5.0m/s2 atcb=ua 12mm=1.2m/s2 a3=atcb/lbc=2.03rad/saneb對于e點：如下圖 atebaeab ae = ab + aneb + ateb 方向： ? ba eb eb 大?。?? ab = 22 lab = 9.67m/s2 aneb = 32leb =10.89m/s2 ateb = a3leb = 2.

9、83m/s2ae = ua 11mm = 1.1m/s（二）飛輪的設計 選桿件材料為優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼，其密度=7.85kg/m3,又取桿件的截面直徑d=50mm,且轉動慣量je=mr2再根據(jù)運動方程式12je2=12i=1n(mivsi2+jsii2)可得:je=0.05679kgm2，min=0.3283rad/s, max=5.9351rad/s.wmax=12je（max2-min2）=0.9970 j m=12（max+min）=3.29585rad/sjfwmax/(m2)- je=0.58567 kgm2，( =17),取 jf=0.58567kgm2由gad2=4gjf，取d=0.

10、3m，則ga=260.2978n，又由ga=dhb，可取h=b=0.03m，則=76756.83n/m3.飛輪尺寸如下圖：（三）選擇電動機1、選擇電動機按已知工作要求和條件選用y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機. 選取y160l-8 以下是其詳細參數(shù)y160l-8的主要性能參數(shù)額定功率/kw同步轉速n/(r )滿載轉速n/(r )電動機總重/n啟動轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩7.575072014212.02.0根據(jù)已知條件，攪拌機的攪拌力矩和轉速 ，得 ，得p攪=3.94kw 查機械設計手冊可得 聯(lián)軸器效率 =0.99 ，滾動軸承效率=0.98 ，雙頭蝸桿效率=0.8 ，轉油潤

11、滑效率=0.96 轉盤摩擦=0.89則 工作機要求的電動機輸出功率為： 于是可得： 根據(jù)設計要求：i=（四）計算蝸桿渦輪運動參數(shù)1、各軸轉速 蝸桿軸 n1=720r/min ， 齒輪軸 n2=720/21.4=33.6r/min ，工作軸 n3= n2=33.6r/min 2、各軸的輸入功率蝸桿軸 p1= =5.97kw， 齒輪軸 p2=p1=4.49kw ， 工作軸 p3=p2 =3.94.kw 3、各軸的轉矩 電機輸出轉矩 =9550 =95506.16/750nm=78nm蝸桿輸入轉矩 =780.990.98 nm =76nm蝸輪輸入轉矩 =i=7621.40.980.80.89nm =

12、1225 nm 工作機輸入轉矩 =12250.990.980.89nm=1060nm （五）選擇聯(lián)軸器1 聯(lián)軸器（蝸桿）的選擇 1.1類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 1.2載荷計算 查機械設計手冊可得工作情況系數(shù)ka=1.5。計算轉距tca tca=kat=1.576nm =114nm 1.3型號選擇 選用lt型彈性套柱銷聯(lián)軸器。選擇d1=d2=35mm1.4校核許用轉距和許用轉速 查機械手冊，選lt5聯(lián)軸器 gb/t 4323-2003。許用轉距t=400nm，許用轉速n=8000r/min。 因 tcat,nn,故聯(lián)軸器滿足要求。2聯(lián)軸器（蝸輪）的選擇 1.1類型選擇

13、 軸由于軸轉速很低，不必要具有較小轉動慣量選擇齒式聯(lián)軸器。 1.2載荷計算 查機械設計手冊可得工作情況系數(shù)ka=1.5。計算轉距tca tca=kat=1.51225nm =1837.5nm 1.3型號選擇 選用gicl3型齒式聯(lián)軸器。由于與軸的直徑可以任意定，因此選擇d1=d2=45mm 1.4校核許用轉距和許用轉速 查表，選gigl聯(lián)軸器 gb/t 8854-2001。許用轉距t= 2800nm，許用轉速n=5900/min。 因此tcat,n45hrc,可查表得蝸輪基本許用應力為=268。 應力循環(huán)次數(shù) n 壽命系數(shù) 于是， =0.911268=2441.3.5計算中心距 取中心距a=2

14、00mm。i=21.4，查表取模數(shù)m=8mm，分度圓直徑=80mm,從圖表中可以查的接觸系數(shù)=2.74，因為d2,且與軸承內(nèi)徑標準系列相符，故取d3=55mm.( 軸承型號選30211)軸段4安裝蝸輪，此直徑采用標準系列值，故取d4=60mm軸段5為軸環(huán)，考慮蝸輪的定位和固定取d5=70mm軸段6考慮左端軸承的定位需要，根據(jù)軸承型號30211查得d6=60mm軸段7與軸段3相同軸徑d7=55mm3.2確定各段長度為了保證蝸輪固定可靠，軸段4的長度應小于輪轂寬度2mm，取l4=60mm為了保證蝸輪端面與箱體內(nèi)壁不相碰及軸承拆裝方便，蝸輪端面與箱體內(nèi)壁間應有一定間 隙，取兩者間距為23mm為保證軸

15、承含在箱體軸承孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面與箱體內(nèi)壁的距離為2mm .根據(jù)軸承寬度b=21mm，取軸段7長度l7=28mm，因為兩軸承相對蝸輪對稱，故取軸段3長度為l3=28 mm。為了保證聯(lián)軸器不與軸承蓋相碰， 取l2=22+46=68mm。根據(jù)聯(lián)軸器軸孔長度，取l1=90mm。因此，定出軸的跨距為l=（10+25+60+23+10）=128mm.（一般情況下，支點按照軸承寬度中點處計算） 蝸輪軸的總長度為lo=130+68+90+10=298mm。3.4蝸輪軸的強度校核由于其受力分析與蝸桿軸基本相似，在這里過程省略。蝸輪的分度圓直徑d=328mm； 轉矩t=1225nm蝸輪的切向力：

16、ft=蝸輪的徑向力fr=fttan=7469tan20=2718n蝸輪軸向力fa=fttan=7469tan11.3=1492n轉矩求當量彎矩因為單向傳動，轉矩為脈動循環(huán)變化，故折算系數(shù)=0.6,危險截面l4段任意處a點的當量彎矩為: =747nm計算截面a處的直徑，校驗強度因此處有一鍵槽，故將軸徑增大5%，即：d=,在設計結構中，此處設定的是60mm，所以強度足夠。（七）帶傳動與齒輪減速器運動從參數(shù)計算一、傳動比的分配1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/76.4=12.572、分配各級偉動比（1） 據(jù)指導書p7表1，取齒輪i齒輪=6（單級減速器i=36合理）（2） i總=i齒輪i帶 i

17、帶=i總/i齒輪=12.57/6=2.0951、計算各軸轉速（r/min）ni=n電機=960r/min nii=ni/i帶=960/2.095=458.2(r/min)、 niii=nii/i齒輪=458.2/6=76.4(r/min)2、 計算各軸的功率（kw）pi=p工作=2.4kw、pii=pi帶=2.40.96=2.304kw 、piii=pii軸承齒輪=2.3040.980.96 =2.168kw3、 計算各軸扭矩（nmm）ti=9.55106pi/ni=9.551062.4/960=23875nmm 、tii=9.55106pii/nii=9.551062.304/458.2=4

18、8020.9nmm 、tiii=9.55106piii/niii=9.551062.168/76.4=271000nmm 二、傳動零件設計 1、 皮帶輪傳動的設計計算（1） 選擇普通v帶截型查手冊得：ka=1.2 、pc=kap=1.23=3.9kw 、查手冊得：選用a型v帶（2） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速推薦的小帶輪基準直徑為75100mm ， 則取dd1=100mmdmin=75 、dd2=n1/n2dd1=960/458.2100=209.5mm，取dd2=200mm實際從動輪轉速n2=n1dd1/dd2=960100/200 =480r/min轉速誤差為：n2-n2/n2=458.

19、2-480/458.2 =-0.0481200（適用）（5）確定帶的根數(shù) =0.95kw，p1=0.11kw，k=0.96，kl=0.96 由公式得：=pc/p=pc/(p1+p1)kkl =3.9/(0.95+0.11) 0.960.96 =3.99(6)計算軸上壓力由課本p70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根v帶的初拉力：f0=500pc/zv（2.5/k-1）+qv2=5003.9/45.03(2.5/0.96-1)+0.15.032n =158.01n 用在軸承的壓力fq，由公式的：fq=2zf0sin1/2=24158.01sin167.6/2=1256.7n2、

20、齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240260hbs。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度220hbs；根據(jù)課本p139表6-12選7級精度。齒面精糙度ra1.63.2m (2)按齒面接觸疲勞強度設計 由d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3 ，定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=6取小齒輪齒數(shù)z1=20。則大齒輪齒數(shù)：z2=iz1=620=120 實際傳動比i0=120/2=60，動比誤差：i-i0/i=6-6/6=0%2.5% 可用，數(shù)比：u=i0=6d=0.9 (3)轉矩t1t1=9.55106

21、p/n1=9.551062.4/458.2=50021.8nmm (4)載荷系數(shù)k查表取k=1 (5)許用接觸應力hh= hlimznt/sh由表查得：hlimz1=570mpa hlimz2=350mpa根據(jù)公式計算應力循環(huán)次數(shù)nlnl1=60n1rth=60458.21(163658)=1.28109nl2=nl1/i=1.28109/6=2.14108由圖查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：znt1=0.92 znt2=0.98通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)sh=1.0h1=hlim1znt1/sh=5700.92/1.0mpa=524.4mpah2=hlim2znt2/sh=

22、3500.98/1.0mpa=343mpa故得：d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3=76.43150021.8(6+1)/0.9634321/3mm=48.97mm模數(shù)：m=d1/z1=48.97/20=2.45mm根據(jù)表取標準模數(shù)：m=2.5mm(6)校核齒根彎曲疲勞強度根據(jù)公式式: f=(2kt1/bm2z1)yfaysah確定有關參數(shù)和系數(shù),度圓直徑：d1=mz1=2.520mm=50mm d2=mz2=2.5120mm=300mm齒寬：b=dd1=0.950mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齒形系數(shù)yfa和應力修正系數(shù)ysa根據(jù)齒數(shù)z1=20,z2=120由表查的：yfa1=2.80 ysa1=1.55yfa2=2.14 ysa2=1.83 (8)許用彎曲應力f根據(jù)公式：f= flim ystynt/sf由表查得：flim1=290mpa flim2 =210mpa由圖查得：ynt1=0.88 ynt2=0.9試驗齒輪的應力修正系數(shù)yst=2 一般可靠度選取安全系數(shù)sf=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力f1=flim1 ystynt1/sf=29020.88/1.25mpa=408.32mpaf2=flim2 ystynt2/sf =