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第一章 緒論
1.1課題研究意義
理論上把任何狀態(tài)（固態(tài)、液態(tài)、氣態(tài)和半液態(tài)）下物料均勻摻和在一起的操作稱為混合，但習慣上常把固態(tài)物料之間摻和或者固態(tài)物料加濕的操作稱為混合；而把固態(tài)、液態(tài)或氣態(tài)物料與液態(tài)物料混合的操作稱為攪拌。
攪拌與混合操作是應用最廣的過程單元操作之一，大量應用于化工、石化、輕工、醫(yī)藥、食品、采礦、造紙、農(nóng)藥、涂料、冶金、廢水處理等行業(yè)中。近年來，攪拌與混合技術發(fā)展很快、攪拌與混合設備正向著大型化、標準化、高效節(jié)能化、機電一體化、智能化和特殊化方向發(fā)展。在這種形式下，技術人員如何借鑒已有經(jīng)驗，掌握新的變化情況，正確設計與選用不同工藝條件下操作的攪拌與混合設備，使其滿足安全、可靠、高效和節(jié)能的要求，就變得十分重要了。
攪拌混合設備是各種工業(yè)反應不可或缺的重要工具。然而，由于攪拌目的多樣性和混合反應的復雜性，當前，攪拌混合技術還存在著一些問題。例如攪拌效率低，功耗大，鑄造成本高，在自動化選型和設計問題上，長期以來一直依靠專家根據(jù)經(jīng)驗知識人工完成，智能化水平不高，設計周期較長，資金和人力物力消耗巨大，等等。因此研制新型攪拌裝置和采用先進流場測量技術一直是攪拌過程所研究的主要課題。
1.2 攪拌機國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀
近年來，隨著科學技術的發(fā)展和相關理論的完善和進一步成熟，攪拌器的設計和制造獲得了飛速發(fā)展。但是，它也面臨著必需滿足合理利用資源、節(jié)能降耗和對環(huán)境保護要求的嚴峻挑戰(zhàn)。攪拌器在服從裝置規(guī)模經(jīng)濟化和品種多樣化的同時，正日趨大型化?；诠?jié)能要求，開發(fā)出變頻調速電機、小剪切阻力槳葉、以新型密封代替機械密封和填料密封，以磁力驅動代替機械驅動。基于降低產(chǎn)品總體成本、減少維修保養(yǎng)成本和提高設備品均維修間隔時間的要求，大大提高設備運行壽命?；跐M足衛(wèi)生和降低清洗和殺菌成本的要求，實現(xiàn)CIP（就地清洗）和SIP（就地殺菌），提高自動化水平，避免人與產(chǎn)品接觸，減少人工操作和待機時間，大大提高產(chǎn)品衛(wèi)生水平。這些都是現(xiàn)代新型攪拌裝置的研究方向，其中有許多方面已經(jīng)取得豐碩成果，有些方面還在進一步研究當中。
傳統(tǒng)的攪拌器密封裝置基本有四種,填料密封、機械密封、液壓密封和唇狀密封。前兩種密封同泵的密封類似。液壓密封最簡單,在攪拌器中用得最少。唇狀密封只適用于低壓、防塵、防蒸汽的密封，這種密封結構也很少采用，最常用的密封是前兩種。其中機械密封成本較高,但泄漏率低；維修頻度是填料密封的二分之一到四分之一。
磁力驅動攪拌器的特點是以靜密封結構取代動密封,攪拌器與電極傳動間采用磁力偶合器聯(lián)結,不存在接觸傳遞力矩,能徹底解決機械密封與填料密封的泄漏問題。國內(nèi),威海自控反應釜公司、開原化工機械磁力反應釜廠、溫州中偉磁傳密封設備廠等均生產(chǎn)磁力攪拌器。瑞典NA型磁力攪拌反應釜,攪拌器安裝在反應釜底部,攪拌器與釜底齊平,易于拆卸,可靠、耐用和便于維修。磁力攪拌器的缺點是對于一些粘稠液體或有大量固體參加或生成的反應尚不能順利使用,此時必須使用機械攪拌器作為驅動能源。
在新型攪拌槳葉的開發(fā)方面，很多公司都在積極開發(fā)具有適合于高黏度物料的槳葉的攪拌器,其中美國ROSS公司開發(fā)的新型雙行星式攪拌器是其中之一。同傳統(tǒng)的矩形長條形行星槳葉(見圖1.1 a)不同,新型的高黏度攪拌槳葉(見圖1.1 b)有一個精確的空間角度，使槳葉的轉動軌跡不但有力地推動高黏度物料向前運動,而且推動它向下運動,不產(chǎn)生爬升,而且比傳統(tǒng)的行星式垂直槳葉的阻力要小得多。傳統(tǒng)的行星式垂直槳葉有兩組,每組兩片垂直的扁長槳葉,當這兩片槳葉在容器里面轉動時,產(chǎn)生極大剪切阻力,功耗大增,電流猛升。這個問題一直是傳統(tǒng)
（a） 傳統(tǒng)的行星式槳葉 （b） 新型HV槳葉
行星式垂直槳葉的要害所在。新型HV槳葉由于是螺旋式設計,兩組HV槳葉在交替轉過一個截面時幾乎是連續(xù)地在切斷物料,負荷是連續(xù)地處于平衡狀態(tài),從而消滅了電流的浪涌現(xiàn)象。
多功能化和攪拌過程的自動化是二十一世紀提高攪拌產(chǎn)品質量、產(chǎn)量和滿足環(huán)境保護要求的主導方向,目前有如下幾個發(fā)展趨勢:
（1）多軸攪拌機，它配備三套獨立傳動的攪拌裝置。一套是沿著攪拌容器周邊慢速轉動的三翼錨式攪拌槳,使物料產(chǎn)生激烈的軸向和徑向流動,促使物料良好的混合和傳熱；第二套是定/轉子式剪切裝置和高速分散頭。
（2）雙行星攪拌器與變速驅動裝置的組合，這一構想使得即使在極低轉速下也可獲得極大扭矩。而低轉速攪拌對于制造高性能的硅膠、樹脂、橡膠添加劑、牙科材料、金屬和陶瓷粉等是非常重要的。
（3）行星槳葉與高速分散器的組合，采用這種組合的攪拌器,被處理物料的黏度可高達120萬厘泊。行星槳葉和分散頭在環(huán)繞容器轉動時各有自己的轉軸,行星槳葉將物料傳送到分散頭。高速分散頭則對物料施加剪切力。
（4）自動卸料和互換攪拌容器，由于粘稠材料人工卸料很困難,很多廠家都采取自動卸料措施。自動卸料系統(tǒng)大大減少了人工卸料的停機時間。不但大大提高了產(chǎn)量,消滅次品,還保證了產(chǎn)品質量的一致性。由于操作人員與產(chǎn)品的接觸大大減少,產(chǎn)品不受污染的安全性也大大提高了。
1.3論文主要完成的工作
攪拌裝置主要由兩部分組成：主傳動部分和攪拌葉片部分。主傳動部分包括一個異步電機和減速系統(tǒng)。為使物料在攪拌過程中更高效率的混合，攪拌葉片選用螺帶式攪拌葉片。本論文的主要研究內(nèi)容如下：
（1） 總體方案設定
通過對國內(nèi)外的攪拌器發(fā)展現(xiàn)狀的研究，以及對塑膠設計要求的了解，吸取經(jīng)驗，制定自己的設計方案。
（2） 攪拌機的結構設計
有了總體的設計方案，將攪拌器結構分為主傳動系統(tǒng)、攪拌部分和機架三大部分，然后分部對這三部分進行詳細設計。
（3） 零件安全性校核
當完成各部分的零件設計后，還要進行安全性校核。本論文主要對處于最復雜受力狀態(tài)下的軸、軸承、鍵以及電機進行了校核計算舉例
（4） 電氣控制設計
電氣控制主要完成能實現(xiàn)攪拌機的啟動、停止和調速。
第二章 攪拌器總體方案的確定
2.1 引言
塑膠混合就是將不同種類的塑膠、色粉、母?；蚱渌砑訑嚢铏C在一起的原料注塑。
2．2攪拌機總體結構方案
臥式攪拌器的攪拌容器軸線與回轉軸線都處于水平位置；其結構簡單，卸料、清洗、維修方便，但占地面積一般較大。這類機器生產(chǎn)能力范圍大，在國內(nèi)工業(yè)生產(chǎn)中應用廣泛，如化工、醫(yī)藥、食品、造紙等行業(yè)均得到廣泛應用。
2.2.1 傳動方式確定
（1）攪拌機形式選擇，考慮到本設計目的，采用容器固定式臥式攪拌機。
（2）傳動方案確定，本設計要求攪拌速度為35r/min，對攪拌速度要求不高。雖然轉速較低，但其啟動轉矩很大，需選用符合啟動要求的電機，電機轉速約為2000r/min，因此傳動系統(tǒng)需采用加大的減速比，考慮機器尺寸和噪聲要求，采用帶傳動和齒輪傳動組合機構。初步設定的減速機構示意圖如圖2.1所示
2
3
6
4
5
1
1-小帶輪 2-大帶輪 3-攪拌軸 4-大齒輪 5小齒輪 6電機
圖2.1 傳動系統(tǒng)機構簡圖
2.2.2基本尺寸的確定
本設計為中小型攪拌機，根據(jù)其工作容量與操作人員的最佳操作位置，暫定攪拌器外形尺寸為600×600×1200 mm，其中攪拌軸軸線高度為800 mm，攪拌器下半部分為直徑600 mm的半圓桶，上半部分為1000×600×900mm的長方體，桶壁后8mm，攪拌器葉片邊緣與桶壁間隙2mm。為了實現(xiàn)更好的攪拌效果，采用雙螺帶式攪拌器，攪拌軸直徑30mm，長1000mm，大螺帶直徑480mm，帶寬40mm，小螺帶直徑240mm，帶寬30mm。還有設定進料方式和出料方式，容器桶上部設蓋子裝填物料，下部開口卸放物料。有了以上尺寸設定，合理布局電動機的位置，傳動裝置的布局，完成總體結構方案的設計，繪制機構簡圖。總體機構簡圖如圖2.2所示。
1- 電動機
2- 小帶輪
3- 大帶輪
4- 齒輪
5- 攪拌容器
6- 攪拌葉片
圖2.2總體機構簡圖
2.3 攪拌器性能指標的設定
攪拌器工作參數(shù)不僅反映其所能勝任的工作，更重要的是決定設計方向和一些設計參數(shù)的選擇范圍。
對于主傳動系統(tǒng)，根據(jù)要求設定正常工作轉速35r/min，啟動時加速時間4s，穩(wěn)定運行時間5min，減速時間6s，停歇時間2min。
攪拌容器為半圓柱形，尺寸如圖2.3所示。通常的裝料系數(shù)可取0.6~0.85，如果物料在攪拌過程中要起泡沫或呈沸騰狀態(tài)，可取0.6~0.7；如果物料在攪拌過程中狀態(tài)平穩(wěn)，可取0.8~0.85（物料粘度較大可取大值）。故本設計取攪拌裝置的攪拌系數(shù)為0.8。
600
1000
圖2.3 攪拌容器外形
2.4 本章小結
本章通過分析塑膠混合強制攪拌機的設計制作要求，確定了攪拌機的基本結構方案和基本結構尺寸，并對臥式攪拌機的部分工作參數(shù)進行了設定，為下一步詳細計算做好準備。
第3章 臥式攪拌器結構設計
3.1 引言
上一章對臥式攪拌器的機械結構總體方案進行了分析論證，本章將基于上一章已確定的基本結構和基本尺寸進行詳細全面的設計工作，分別對每個部分進行詳細的分析設計，確定其具體結構，詳細尺寸，繪制零件圖，裝配圖。
3.2 驅動元件的選擇與計算
3.2.1 驅動元件選擇原則
攪拌設備的攪拌軸通常由電動機驅動，電動機選用一般依據(jù)以下幾個原則：
（1） 根據(jù)攪拌設備的負載性質和工藝條件對電動機的啟動、制動、運轉、調速等要求，選擇電動機類型。
（2） 根據(jù)負載轉矩、轉速變化范圍和啟動頻繁程度等要求，考慮電動機的溫升限制、過載能力和啟動轉矩，合理選擇電動機容量，并確定冷卻通風方式。
（3） 根據(jù)使用場所大的環(huán)境條件，如溫度、濕度、灰塵、雨水、瓦斯和腐蝕及易燃易爆氣體等，考慮必要的防護方式和電動機的結構形式，確定電機的防爆等級和防護等級。
（4） 根據(jù)攪拌設備的最高轉速和對電力傳動調速系統(tǒng)的過渡過程的性能要求，以及機械減速的復雜程度，選擇電動機的額定轉速。
除此之外，選擇電機還必須符合節(jié)能要求，并綜合考慮運行可靠性、供貨情況、備品備件通用性、安裝檢修難易程度、產(chǎn)品價格、運行和維修費用等因素。
根據(jù)上述原則，綜合考慮本設計的工作條件要求，確定電機類型為異步電機，防護方式防塵、防水濺以及防異物伸入。
3.2.2 主電機的選擇及電機參數(shù)的確定
1、攪拌功率的計算
在正常情況下，混合設備運轉時所消耗的功率包括以下幾部分：
（1） 使容器內(nèi)的塑膠粒子運動消耗的功率。
（2） 軸承、減速裝置和傳動裝置摩擦消耗的功率。
（3） 連續(xù)驅動容器本身或攪拌槳葉等回轉消耗的功率。
（4） 其他附屬裝置，如控制器等消耗的功率。
對于容器固定型混合設備，當這類混合設備的螺帶葉片或攪拌槳回轉時，對于流動良好的粒體，可以通過實驗等到軸力矩。
（3.1）
式中
K—實驗系數(shù)，查表取K=45；
Dp—粒子直徑，m，查表取m；
—表觀密度，kg/m3，查表取kg/m3；
—內(nèi)摩擦系數(shù)，查表取=1.19；
Z—接觸螺帶的粉粒體層的高度或長度，m，本設計Z=0.78m；
d—葉片外徑，m，本設計d=0.48m；
s—螺帶節(jié)距，m，本設計s=0.78m；
b—葉片寬度，m，本設計b=0.04m；
f—裝料系數(shù)，本設計取值f=0. 8。
參考已有實驗測出的參數(shù)表格，選擇機型為臥式螺帶，則指數(shù)值如下：
=0；=1.0；=1.2；=1.0；=3.3；=-0.3；=0.7；=1.2。
對于本設計，物料設定為面粉和砂糖的混合物，攪拌葉片與攪拌桶內(nèi)壁間隙為2mm，根據(jù)查詢的資料，估算混合物料的表觀密度，粒子直徑等參數(shù)，最后計算數(shù)值確定如下：
大螺帶轉矩
而對于小螺帶，計算時只需將葉片外徑d這一參數(shù)值替換為0.24即可，小螺帶轉矩
攪拌軸上總轉矩
攪拌軸功率
（3.2）
式中各參數(shù)
P—功率，W；
n—回轉速度，r/s，本設計取值n=1r/s；
T—軸力矩，。
所以攪拌軸功率
2、電動機額定功率的計算
電動機額定功率是根據(jù)它的發(fā)熱情況來選擇的，在允許范圍內(nèi)，電動機絕緣材料的壽命為15~25年。如果超過了容許溫度，電動機使用壽命就要縮短。而電動機的發(fā)熱情況，又與負載大小及運行時間長短有關。
攪拌設備的電動機功率必須同時滿足攪拌器運轉及傳動裝置和密封系統(tǒng)功率損耗的要求，此外還需考慮在操作過程中出現(xiàn)的不利條件造成功率過大等因素。
電動機額定功率可按下式確定：
（3.3）
式中各參數(shù)
PN—電動機功率，kW；
P—攪拌器功率，kW，由前面計算P=1.25393kW；
PS—軸封裝置的摩擦損失功率，kW；
—傳動裝置的機械效率。
軸封裝置摩擦造成的功率損失因密封系統(tǒng)的機構而異，一般來說，填料密封功率損失大，機械密封的功率損失相對較小。但是考慮到設計的目標功能與成本有機結合，最終采用了填料密封，作為粗略的估算，填料密封功率損失約為攪拌器功率的5%~10%，本次計算取5.8%，即軸封摩擦損失功率為
傳動機構的效率是齒輪軸承帶這些零部件的效率乘積，開式圓柱齒輪傳動效率取0.9，帶傳動效率取0.96，滾動軸承效率取0.99，所以
電機額定效率
3、電動機功率的修正計算
電動機用于海拔高度超過1000m或環(huán)境溫度超過40℃、相對濕度超過95%時，均在訂貨時注明，并計算功率的降低程度，這是因為海拔高度、溫度和濕度都會對電動機的工作產(chǎn)生很大影響。本設計忽略海拔高度和濕度的影響，只考慮環(huán)境溫度造成的影響，電機額定功率按照下式進行修訂：
（3.4）
式中
—校正溫度影響后的電動機功率，kW；
—電動機額定功率，kW，由前面計算PN=1.644kW；
—溫度校正系數(shù)，根據(jù)表格查詢對應25℃時的溫度校正系數(shù)為1.1。
所以電機額定功率
4、電動機的選擇
為保證系統(tǒng)滿足啟動要求和穩(wěn)定運行要求，選擇的電機額定功率為2.2kW，
方案
電動機型號
額定功率
KW
轉速
r/min
電流
A
效率
%
最大轉矩
堵轉轉矩
總傳動比
1
Y100L1-4
2.2
1430
5.03
81
2.2
7.0
40.86
2
Y112M-6
2.2
940
5.61
80.5
2.0
6.0
26.86
3
Y132S-8
2.2
710
5.81
81
2.0
5.5
20.29
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，可見第二方案比較適合。因此選定電動機型號為Y112M-6，其主要參數(shù)如下；
（機械零件設計手冊P828）
表3.1 交流異步電機的部分技術參數(shù)
名稱
額定功率
kW
額定電流
A
額定轉速
r/min
效率
%
最大轉矩
堵轉轉矩
質量
kg
Y112M-6
2.2
5.61
940
80.5
6
6
45
3.2 主傳動系統(tǒng)的結構設計
電動機已經(jīng)初步選定，轉速940r/min，攪拌軸的轉速35r/min，傳動比大約為26.86，考慮到電機和攪拌軸的距離以及整個攪拌機的體積，采用一級帶輪傳動，二級齒輪減速器減速，帶輪傳動比初定為3，兩級齒輪減速器傳動比為8.95。下面將進行詳細計算。
3.2.1帶輪的詳細計算
對于傳動比為3的帶傳動，傳動比不是很高，傳遞的功率也不是很大，使用普通V帶輪，材料HT200；齒輪傳動比為4，材料40Cr。
3.3.2 帶輪與齒輪的詳細設計
1、帶輪的詳細設計
為計算帶傳動的結構參數(shù)，首先設定一些工作條件，本設計載荷變動微小，帶負載啟動，每天工作小于10小時。
（1）計算帶輪的計算功率[7]
（3.5）
式中
—計算功率，kW；
—動載荷系數(shù)，查表選取1.1；
P—電機額定功率，kW。
所以
（2）選擇帶型，普通V帶Z型，節(jié)寬bp=8.5mm，頂寬b=10mm，高度h=6mm，截面積A=47mm2
（3）初選小帶輪的基準直徑，因此外徑，轉速為=2880r/min，驗算帶的速度
其中的取值范圍是25~30m/s。
計算從動輪的基準直徑
查表圓整后，外徑。
（4）確定帶輪的中心距和帶的基準長度
初定中心距 （3.6）
初定
帶的基準長度
取，實際中心距
中心距的變動范圍
（5）驗算主動輪上包角
包角滿足要求。
（6）確定V帶的根數(shù)
（3.7）
式中
所以，
（7）確定帶的預緊力。
單根V帶所需預緊力
（3.8）
其中 v—帶的線速度取最大值，m/s，即大帶輪上外緣點的線速度10.55m/s；
q—傳動帶單位長度質量，kg/m，查表得數(shù)值0.06kg/m。
所以，
由于新帶輪容易松弛，所以對于非自動張緊的帶傳動，安裝新帶時的預緊力應為上述預緊力的1.5倍。
（8）計算帶傳動作用在軸上的力
（9）V帶輪設計，關于V帶輪的形式：當帶輪基準直徑小于等于2.5倍的軸徑時，帶輪一般采用實心式；當帶輪基準直徑小于等于300mm時可以采用腹板式；當帶輪基準直徑大于300mm時，可以采用輪輻式。
帶輪槽型Z型，基準寬度，基準線上槽深，下槽深，槽間距，第一槽對稱面至端面的距離，最小輪緣厚，輪槽角小帶輪34°，大帶輪38°。
所以，帶輪寬
小帶輪設計，小帶輪軸徑d=34mm，，采用實心式
以下圖3.1為小帶輪的設計結構。
圖3.1 小帶輪結構尺寸
大帶輪設計， ,由于其基準直徑已經(jīng)非常大，為了減少質量，更重要的是降低轉動慣量，采用孔板式。
以下圖3.2所示為大帶輪的設計結構。
圖3.3 大帶輪結構尺寸
3.2.2齒輪的詳細計算
由計算得二級齒輪減速機的傳動比為8.95，查表得（機械設計課程設計指導書P17）查得=3.4，則=/=2.63。齒輪材料鍛鋼，直齒圓柱齒輪，7級精度。
傳動系統(tǒng)輸入功率
小齒輪轉速
齒數(shù)比u=4，設定工作壽命10年，每年工作300天，每天工作6小時。選擇小齒輪材料40Cr（調質），硬度280HBS，大齒輪材料45鋼（調質），硬度240HBS，二者材料硬度差40HBS。
初定小齒輪齒數(shù)Z1=24,大齒輪齒數(shù)。按照齒面接觸強度設計齒輪。
（3.9）
確定其中計算參數(shù)，
計算應力循環(huán)次數(shù)
查表得接觸疲勞壽命系數(shù)，KHN1=0.92，KHN2=0.95，取失效概率1%，安全系數(shù)S=1，計算接觸許用應力
將上述兩個數(shù)值中較小的值帶入公式中計算小齒輪分度圓直徑
23.14
計算圓周速度
計算齒寬
23.14
模數(shù)
齒高
五.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：
將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸；
，，，—依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。
1.各軸轉速：r/min
r/min
r/min
==35.04 r/min
2.各軸輸入功率：KW
KW
KW
KW
—帶傳動效率：0.96
—每對軸承的傳動效率：0.99
—圓柱齒輪的傳動效率：0.96
—聯(lián)軸器的傳動效率：0.99
—卷筒的傳動效率：0.96
3.各軸輸入轉矩：
1-3軸的輸出功率、輸出轉矩分別為各軸的輸入功率、輸入轉矩乘軸承傳動效率0.98。
運動和動力參數(shù)結果如下表：
軸名
功率P KW
轉鉅T N.m
轉速r/min
輸入
輸出
輸入
輸出
電動機軸
2.2
2.18
940
1軸
2.11
2.07
64.37
63.08
313.33
2軸
2.01
1.97
208.05
203.89
92.16
3軸
1.91
1.97
520.14
509.74
35.04
4軸
1.85
1.81
504.64
494.55
35.04
齒輪的計算
1.高速級大小齒輪的設計
1）選擇齒輪材料：大小齒輪都選用45鋼，小齒輪調質處理，硬度230，大齒輪正火處理，硬度210。
2）確定許用應力：
a.許用接觸應力：
查精密機械設計課本表11-7得
=570，
。
故應按接觸極限應力較低的計算，即只需求出。
對于調質處理的齒輪，=1.1
b.許用彎曲應力：
由表11-10知
=190
取=1.4，
所以
3）根據(jù)接觸強度設計：9級精度制造，載荷系數(shù)K=1.2，取齒寬系數(shù)，測中心距
選定=30,
b==119.5mm
4）驗算彎曲應力
由圖8-44查得,x=0
=30，=2.60
=209，=2.14
,故應計算大齒輪的彎曲應力，
，彎曲強度足夠。