500-A型药品粉剂混合加水设备设计【说明书+CAD+SOLIDWORKS】
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毕业设计(论文)任务书、指导书毕业设计(论文)任务书、指导书学 院: 机电工程学院 专业年级: 10级机械设计制造及其自动化 学生姓名: 罗常全 学 号: 20101431 设计(论文)题目: 500-A型药品粉剂混合加水设备设计起 迄 日 期: 2014年3月8日-2014年5月20日指 导 教 师: 教研室负责人: 日期: 2014年 3 月 8 日1毕业设计(论文)题目:500-A型药品粉剂混合加水设备设计2本毕业设计(论文)课题的目的:通过完成本次毕业设计,达到了解压500-A型药品粉剂混合加水设备的整体设计方法,掌握压500-A型药品粉剂混合加水设备设计的理论分析及其设计方法,掌握一般机械结构的设计方法和公差配合的应用方法。 3本毕业设计(论文)课题任务的内容和要求(包括原始数据、技术参数、工作要求等):一、课题任务的内容1、 完成500-A型药品粉剂混合加水设备设计。2、 完成500-A型药品粉剂混合加水设备设计图纸和部分零部件的图纸。3、 完成500-A型药品粉剂混合加水设备设计计算。 二、课题任务的要求1、完成500-A型药品粉剂混合加水设备设计图。2、完成500-G刮刀挤压式药品造粒机设计零部件图。3、完成500-A型药品粉剂混合加水设备设计说明书。 三、参数标定功率:2KW180R /MIN 加水比例:20%,粉剂80目。4课题的成果要求包括毕业设计论文、图表、实物样品等:1、总图纸量不少于:0号图1张;折合图纸总量不少于3张0号图。设计说明书要求15000字符30页纸以上,采用WORD软件进行文字处理。2、 完成设计任务书:对设计依据,即课题来源、设计方案(工艺方案)选择、设计计算、计算数据,调查数据的处理和分析要有详细说明,引用数据必须真实可信、设计参数确认、技术经济分析必须详实可靠。3、 设计说明书要求中英文摘要200-300字,引用外文文献5篇以上,中文文献15篇以上的参考资料。4、 与课题相关的英文翻译4000-5000字。5、 设计说明书以及附件必须装订成册(装订顺序:.资料清单目录;.设计说明书;.译文(英文.中文);.任务书;.指导书;.开题报告;.实习报告;.评阅书)。图纸单独装订,并交电子文档。 5课题完成步骤和方法(收集资料或采集数据的方法和地点,分析技术,制作技巧,设计使用的工具等):1、 研读指定的参考文献。2、 通过网络和图书馆查找相关资料。3、 熟悉机械设计手册,读懂并熟悉机械零件的基本结构和公差配合的选用方法。4、 完全读相关发动机的图纸。5、 在老师指导下开始设计。6主要参考文献:1成大先 主编 机械设计手册(单行本)轴及其连接 北京:化学工业出版社,2004.12成大先 主编 机械设计手册 第一卷 第四版 北京:化学工业出版社,2002.13郑文纬 吴克坚 主编 机械原理(第七版) 北京:高等教育出版社,1997.74刘鸿文 主编 材料力学()第4版 北京:高等教育出版社,2004.15成大先 主编 机械设计手册(单行本) 机械震动*机架设计 北京:化学工业出版社,2004.16孙宝元 杨宝清 主编 传感器及其应用手册 北京: 机械工业出版社,2004.57荣命哲 编著 电接触理论 北京:机械工业出版社,2004.38机械设计手册编委会编著 机械设计手册.第1卷 北京:机械工业出版社,2004.89张建民 等编著 机电一体化系统设计(第二版) 北京:高等教育出版社,2001.810成大先 主编 机械设计手册(单行本) 连接与紧固 北京:化学工业出版社,2004.111吴宗泽 主编 机械设计实用手册(第二版) 北京:化学工业出版社,200312哈尔滨工业大学理论力学教研室 编 理论力学()第六版 北京:高等教育出版社,2002.813濮良贵 纪名刚 主编 西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著 机械设计(第七版) 北京:高等教育出版社,200114清华大学 吴宗泽 北京科技大学 罗圣国 主编 机械设计课程设计手册(第二版) 北京:高等教育出版社,1999 15龚淅义 罗圣国 李平林 张立乃 黄少颜 编 龚淅义 主编 机械设计课程设计指导书(第二版) 北京:高等教育出版社,1989.516成大先 主编 机械设计手册(单行本)润滑与密封 北京:化学工业出版社,2004.117机械设计手册编委会编著 机械设计手册.第3卷 北京:机械工业出版社,2004.818徐达、蒋崇贤编著 专用汽车结构与设计. 北京:北京理工大学出版社,2000.819周龙保编著 内燃机学. 北京:机械工业出版社,2006.17本毕业设计(论文)课题工作进度计划:起 迄 日 期工 作 内 容2014年2月20日 3月5日 3月8日3月17 日 4月5日4月5号5月10号5月10号-5月15号5月11-20号收集、阅读有关参考资料;有关生产厂家了解此类产品的生产、使用情况;返校,向指导老师汇报;完成中英文翻译工作,并写出实习报告和开题报告,拿出初步的设计方案给指导老师,并征求导师意见。完成全部设计和设计说明书的撰写工作,并提供给导师审阅。进一步修改,并最后成文完成全部设计工作,装订成册,交给指导老师审阅定稿。准备和进行 毕业答辩所在专业审查意见:负责人: 年 月 日学院意见:院领导: 年 月 日6A型药品粉剂混合加水设备设计说明书目 录第1章 绪 论11.1 课题来源及研究目的和意义11.2 药品粉剂混合加水设备的方案分析51.2.1 结构分析51.2.2 机械结构总体方案和布局61.2.3 总体设计7第2章 机械结构的设计82.1电机的选用82.2螺杆进料装置的设计102.2.1 材料选用原则102.3联轴器的选择23第3章 机架的设计24第4章 结构设计及三维建模264.1上料装置的设计及建模274.2螺杆进料装置的设计及建模294.3 混合搅拌装置的设计及建模304.4 设计中用到的标准件建模30结 论32参 考 文 献33致 谢34第1章 绪 论1.1 课题来源及研究目的和意义一、选题背景和意义进入二十一世纪以来,随着我国国民经济的高速发展,我国混合搅拌器行业保持了多年高速增长,并随着我国加入WTO, 近年来,混合搅拌器行业的出口也形势喜人,2008年,全球金融危机爆发,我国混合搅拌器行业发展也遇到了一些困难,如国内需求下降,出口减少等,混合搅拌器行业普遍出现了经营不景气和利润下降的局面,2009年,随着我国经济刺激计划出台和全球经济走出低谷,我国混合搅拌器行业也逐渐从金融危机的打击中恢复,重新进入良性发展轨道。进入2010年,全球经济复苏的前景面临波折,国内经济结构调整的呼声逐渐升温,贸易保护主义的抬头,混合搅拌器行业中技术含量低的人力密集型企业,缺乏品牌的出口导向型企业面临发展危机,而注重培养品牌和技术创新能力较强的企业将占得先机,混合搅拌器行业企业如何面对新的经济环境和政策环境,制定适合当前形势和自身特点的发展策略与竞争策略,是混合搅拌器行业企业在未两年我国经济结构调整大潮中立于不败之地的关键。 2010-2015年中国混合搅拌器市场发展现状分析及行业前景预测报告也将从宏观和微观环境对我国混合搅拌器行业的发展现状,政策环境、竞争策略,投前景,市场容量,进出口形势等方面进行全面而权威的分析。药品粉剂混合加水设备的发展历程混凝土搅拌机出现的时期,是以自落式搅拌的形式出现。随着对混凝土要求的不断增多,出现了强制式搅拌机。强制式搅拌机又可分为立轴式和卧轴式两类。国内几乎都是这两种形式的搅拌机。自落式搅拌机可以追溯至20世纪初。20世纪初由蒸汽机驱动的鼓筒式混凝土搅拌机,已开始出现。在接下来的五十年间,反转出料式和倾翻出料式的双锥形搅拌机以及裂筒式搅拌机等相继问世并获得发展。自落式混凝土搅拌机得到长足发展,其工作原理:拌筒内壁上有径向布置的搅拌叶片,工作时,拌筒绕其水平轴线回转,加入拌筒内的物料,被叶片提升至一定高度后,借自重下落,这样周而复始的运动,达到均匀搅拌的效果。但是自落式混凝土搅拌机的结构简单,一般以搅拌塑性混凝土为主。由于自落式混凝土搅拌机主要是以搅拌塑性混凝土为主,于是强制式搅拌机开始兴起。从20世纪50年代初兴起后,强制式搅拌机得到了迅速的发展和推广。最先出现的是圆盘立轴式强制混凝土搅拌机。这种搅拌机分为涡桨式和行星式两种。70年代后,随着轻骨料的应用,出现了圆槽卧轴式强制搅拌机,又称卧轴式搅拌机。它又分单卧轴式和双卧轴式两种,兼有自落和强制两种搅拌的特点。是七十年代发展起来的一种新型搅拌机,它可分为单轴式和双轴式,这种形式的搅拌机兼有自落和强制两种搅拌的机能,搅拌叶片的线速度比涡浆式小,因而耐磨性要比涡浆式小高。 单卧轴搅拌机是由德国ELBA公司研制生产。它具有结构紧凑、消耗功率小、叶片衬板耐磨性好,能满载启动和具有搅拌轻质混凝土能力的优点。我国也向该公司引进了样机。 双卧轴搅拌机是随着混凝土施工工艺的改进而逐渐发展起来的新机型。国外从二十世纪四十年代后期开始在美国和德国出现,但因轴端密封技术的不成熟,其发展基本处于停顿状态。直到七十年代初,由于这项技术得到突破,双卧轴搅拌机在不少国家右重新发展起来,目前已形成系列产品。我国于二十世纪八十年代初研制成功,但发展迅速,在产品规格和产品数量上,都远远超过了其它机型。 搅拌机构是双卧轴搅拌机的核心部分,混凝土搅拌质量的好坏,生产率的高低,使用维修费用的多少都与它有关。搅拌机构是由水平安置的双圆槽形伴筒、两根按相反方向转动的搅拌轴和其上安装的搅拌叶片组成的。搅拌叶片的作用半径是相互交叉的,叶片与轴中心线成一定角度,当搅拌轴转动时,叶片一方面带动混和料在两个拌筒内轮番地作圆周运动,上下翻滚,同时在搅拌叶片相遇或重叠的部分,混和料在两轴之间的共域相互交换;另一方面推动混和料沿着搅拌轴方向,不断地从旋转平面向另一个旋转平面运动。相对于自落式混泥土搅拌机而言,这种搅拌方式作用更加强烈,主要适于搅拌干硬性混凝土。之后连续式混凝土搅拌机出现。其工作原理:内装有螺旋状搅拌叶片,各种材料分别按配合比经连续称量后送入搅拌机内,搅拌好的混凝土从卸料端连续向外卸出。连续式混泥土搅拌机的优势:搅拌时间短,生产率高。随着混凝土材料和施工工艺的发展、又相继出现了许多新型结构的混凝土搅拌机,如蒸汽加热式搅拌机,超临界转速搅拌机,声波搅拌机,无搅拌叶片的摇摆盘式搅拌机和二次搅拌的混凝土搅拌机等。搅拌机,又名混合机,是一种带叶片的轴在槽内或圆筒旋转,把各种原料进行搅拌混合,成为一种混合物或适宜稠度的机器。由于搅拌机在操作上和其他设备有些不同,所以不是所有的人都会操作搅拌机,如果对操作流程不懂的人,盲目的操作,可能会导致严重后果。因此,在操作双轴搅拌机时要注意以下几点:1、搅拌机开启前,应把搅拌筒操作手柄放在“停止”位置。2、起动后,应使搅拌筒在低速下转动10分钟左右,使液压油温升到20以上后方可工作。3、露天停放时,装料前应将搅拌筒反转,将积水和杂物排出,以保证混凝土的质量。4、在运输混凝土时,要保证滑斗放置牢固,防止因松动造成摆动。5、在装运搅拌好的混凝土时,搅拌筒转速为2-10转/分。6、车内装有混凝土时,在现场停滞时间不得超过1小时,如超时应立即要求现场负责人给予及时处理。7、运送混凝土塌落度不得低于8cm时,从混凝土入罐到排出,气温高时不得超过2小时必须排出,阴雨天气温度低时,不得超过2.5小时。8、在排出混凝土之前,应使搅拌筒在10-12转/分的转速下转动1分钟,再进行排料。9、混凝土出料完毕后,应立即用随车的软管放水将进料口、出料斗及出料溜槽等部位冲洗干净,排去粘结在车身各处的污物及残留混凝土,再向搅拌筒内注水150-200L的清水,在返回途中要让搅拌筒慢速转动,以清洗内壁,避免残余料渣附在筒壁和搅拌叶上,并在再一次装料前将这些水放掉。10、运送混凝土时,发动机转速在1000-1400转/分范围内工作,以使发动机有最大扭距,在运送混凝土过程中,车速不得超过40km/h,以保行车安全。11、工作完毕后,应把搅拌筒内部和车身清洗干净,不能使剩余的混凝土留在筒内。12、搅拌车在水泵工作时,禁止空转,连续使用时不要超过15分钟。13、水箱水量要保持装满,以备急用,冬季停机后,应将水箱、水泵、水管、搅拌筒内的水放净,并停放在朝阳、不积水的地方,以免冻坏机械。14、在冬季应及时安装保温套,并使用防冻液对搅拌车加以保护,根据天气变化更换燃油标号,确保机械的正常使用。15、不工作时,在检查、修理搅拌车液压传动部分时,应使发动机和液压泵在没有压力的情况下进行。16、在调整混凝土各部间隙、行程、压力时,应由专职安全员检查同意;更换机件时,必须由部长或主管经理签字,否则出现问题后追究有关人员责任。1.2.1机械结构分析由于混合加水设备的结构有多种,本课题采用的电机带动搅拌桨来实现物料的混合,以及利用齿轮泵来实现两种物料混合时的加水。我们考虑用步进电机来带动搅拌桨运动,这样便起到搅拌的作用,由于需要在任意位置指定停止,只需要在控制电路上面做文章就可以了,实现物料的随意搅拌。1.3.2机械结构总体方案和布置根据课题,我们要设计的药品粉剂混合加水设备,为两种物料的混合、搅拌、加水设备,需要经过上料,搅拌,加水等工序,到最后的出料。我们采用人工倒料到料筒里面,再经过螺杆、震动送料,然后经过搅拌机,最后出料。方案图如上,电动机经过联轴器带动送料螺杆的转动,实现粉剂物料的输送,以及人工倒药品颗粒到料筒二,经过震动,实现药品的送料,最后粉剂与药品一起在接料斗里面混合,最后经过搅拌机搅拌,加水装置的加水,最后到出料。1.3.3总体设计-分体送料装置的设计 根据设计方案的确定,整个送料装置的大致分布图如下:确定方案后,大体的设计布局就如上图。料筒我们采用304不锈钢焊接而成,进瓶螺杆是标准件,我们直接外购,电机我们选择86系列的台达的伺服电机。如图所示,分体送料装置只需要利用进电机驱动送料螺杆转动即可,结构并不复杂。从结构图中,我们能够很轻松地看到,如此不再重复。第2章 机械结构的设计2.1 电机的选择已知装置上面料筒的体积以及粉剂的密度,我们取总重量为30Kg,搅拌速度为12r/min。即:根据本次设计由于为了能够驱动螺杆转动,从而达到送料的目的,以及能够随时停下来停止送料,我们选择价格适中的伺服电机,具体的电机设计计算如2.1.1伺服电机设计计算 1、确定运行时间本次设计加速时间 负载速度(m/min)有速度可知每秒上升50mm,2.电机转速 3.负载转矩式中:4.负载惯量上下垂直运动丝杆螺母惯量式中总惯量5.电机转矩启动转矩必须转矩S为安全系数,这里取1.0根据以上得出数据,我们选用伺服电机型号为92BL-A,此伺服电机厂家为南京森宇机电的产品。根据电机的特性曲线以及参数表如下: 根据计算和特性曲线以及电机基本参数表,我们选用直流无刷电机型号为92BL-4030H1-LK-B,电机额定功率为0.4KW,额定转矩为1.3N.m,最大转矩为2.6N.m,额定转速为 3000r/min。电机大致图如下:外形尺寸92x92x86,电机输出轴径为14mm。2.1.2减速器选择电机转速3000r/min,丝杆运动速度2m/min,由公式总传动比已知需要减速比为1:60左右的减速器,在这里我们选用上海泰一传动设备的蜗轮蜗杆减速器,此种减速器为两端输出的,一头为减速器输入与电机输出连接,另一头为减速器输出与丝杆的伸长端连接。 如上图为本蜗轮蜗杆减速器的外形尺寸图,我们本次设计中选用WPWKO型40,减速比为1:60,减速器的外形尺寸为187x95x90,减速器输入轴径为12mm,输出端孔径14mm。2.2 搅拌装置的设计2.2.1材料选用原则选材的基本原则是材料在能满足零件使用性能的前提下,具有较好的工艺性和经济性。材料的使用性能是指机械零件在正常工作条件下应具备的力学、物理、化学等性能,是保证该零件可靠性的基础。对一般机械零件来说,选材时主要考虑的是其力学性能;而对于非金属材料制成的零件,还应该考虑其工作环境对零件性能的影响。零件按力学性能选材时,首先应正确分析其工作条件、形状尺寸及应力状态,结合该类零件出现的主要失效形式,找出其在实际使用中的主要和次要的失效抗力指标,以此作为选材的依据。2.2.2 2.1 电机的选择已知装置上面料筒的体积以及粉剂的密度,我们取总重量为30Kg,搅拌速度为12r/min。即:根据本次设计由于为了能够驱动螺杆转动,从而达到送料的目的,以及能够随时停下来停止送料,我们选择价格适中的伺服电机,具体的电机设计计算如2.1.1伺服电机设计计算 1、确定运行时间本次设计加速时间 负载速度(m/min)有速度可知每秒上升50mm,2.电机转速 3.负载转矩式中:4.负载惯量上下垂直运动丝杆螺母惯量式中总惯量5.电机转矩启动转矩必须转矩S为安全系数,这里取1.0根据以上得出数据,我们选用伺服电机型号为92BL-A,此伺服电机厂家为南京森宇机电的产品。根据电机的特性曲线以及参数表如下: 根据计算和特性曲线以及电机基本参数表,我们选用直流无刷电机型号为92BL-4030H1-LK-B,电机额定功率为0.4KW,额定转矩为1.3N.m,最大转矩为2.6N.m,额定转速为 3000r/min。电机大致图如下:外形尺寸92x92x86,电机输出轴径为14mm。2.1.2减速器选择电机转速3000r/min,丝杆运动速度2m/min,由公式总传动比已知需要减速比为1:60左右的减速器,在这里我们选用上海泰一传动设备的蜗轮蜗杆减速器,此种减速器为两端输出的,一头为减速器输入与电机输出连接,另一头为减速器输出与丝杆的伸长端连接。 如上图为本蜗轮蜗杆减速器的外形尺寸图,我们本次设计中选用WPWKO型40,减速比为1:60,减速器的外形尺寸为187x95x90,减速器输入轴径为12mm,输出端孔径14mm。搅拌容器的设计2.1 搅拌容器的设计思路根据设计要求,要求搅拌器的容积在500升左右,液体粘度为0.3Pa.s,液体的密度为=1500kg/m3,运转速度为40r/min,v=5m/s。结合实际条件,本课题选用筒式搅拌器。将搅拌器的外壳设计成圆筒形,搅拌器旋转时,把机械能传递给流体,在搅拌器附近形成高湍动的充分混和区,并产生一股高速射流,使流体具有较高的压头,推动液体在搅拌容器内循环流动。在圆筒的导流作用下,介质从简体的顶部和底部流入筒内,完成一个循环,使介质产生高速的径向流和轴向流,同时加大介质流量,介质流动更均匀。通过筒式搅拌器与涡轮式搅拌器和推进式搅拌器的功率对比试验,在相同的拌情况下,筒式搅拌器将电能转化为机械能的效率更高,如图所示。图2.1 三种搅拌功率曲线(1) 筒式搅拌器的搅拌流型适于低黏度液体的搅拌,搅拌釜内的搅拌死角较少。 (2) 筒式搅拌器对电能的利用率高,在相同的情况下,筒式搅拌器的功率准数较小,耗能少,表明筒式搅拌器在节能方面具有非常好的效果。 (3) 筒式搅拌器的搅拌混合效率高,在相同的情况下,是涡轮式和推进式搅拌器的23倍。因此,本课题选用的筒式搅拌器能够满足设计的要求。2.2 总体设计方案化工生产过程中,通常用到的搅拌器种类有桨式搅拌器、涡轮式搅拌器、推进式搅拌器、锚式搅拌器、框式搅拌器、螺带式搅拌器等。各类搅拌器由于其构造,性能等差异,使其能够分别适用于化工生产中各种不同的工况。由于本次设计的搅拌器是低粘度、低速度、液液混合的小功率设备,容积为500L,根据搅拌器对这些因素的要求,本次设计选用斜浆式搅拌器。倾斜浆式搅拌器结构上,叶桨与搅拌轴的安装角90,在旋转搅拌时,阻力将碱小;另一方面,倾斜旋转的叶桨能使容器内的液料形成涡流,搅拌效果好,特别是当轴正向旋转时,可使沉淀物搅动上翻,对物料的搅拌效果相当好;当轴反向旋转时,又可使悬浮物搅至底部,对有悬浮物的液料搅拌十分有利但转轴受扭矩和弯矩复合作用,对其强度、剐度及安装的要求较高,多用于低速、低粘度、小功率( = 3040rmin)搅拌符合设计的要求。2.3 搅拌容器的设计计算2.3.1确定筒体的几何参数(1)筒体型式 选择圆柱形筒体(2)确定内筒筒体的直径和高度由于搅拌过程是液液相混合,一般来说搅拌装置的高径比(HD)为11.3,本次设计选用高径比为1.2。已知搅拌容积是500L,根据公式D= (1)可以计算处筒体的直径D=0.80m,筒体高H=0.96 m。(3)筒体材料的选择及估算筒体钢板的厚度 根据冶金手册产品的标准,我们选用普通碳素钢,根据GB1501998中对碳素钢的要求和钢板之间的差别,我们选用Q235B热轧钢板,厚度尺寸选用9mm。(4)计算筒体的壁厚及强度校核按照材料力学中的强度理论,对于钢制容器适宜采用第三、第四强度理论,但是由于第一强度理论在容器设计史上使用最早,有成熟的实践经验,而且由于强度条件不同而引起的误差已考虑在安全系数内,所以至今在容器常规设计中仍采用第一强度理论,即1式中是器壁中1三个主应力中最大一个主应力。对于内压薄壁容器的回转壳体,周向应力为第一主应力,径向应力为第二主应力,而另一个主应力z是径向应力,由于、与相比壳忽略不计,即3=z=0,所以第三强度理论与第一强度理论趋于一致。因此在对容器个元件进行强度计算时,主要确定1,并将其控制在许用应力范围内,进而求取容器的壁厚。容器圆筒承受均匀内压作用时,其器壁中产生的如下薄膜应力(圆筒的平均直径为D,壁厚为t):=很显然,1=,故按照第一强度理论,有 1 = t (2)在容器设计中,一般只给出内径值Di,则D=Di + t,将其代入上式,得P(Di+t)/2tt (3)容器圆筒在制造时由钢板卷焊而成,焊缝区金属强度一般低于木材,所以上式中的t应乘以系数。所以,考虑容器内部介质和周围大气腐蚀、供货钢板厚度的负偏差等原因,设计厚度应比计算厚度大。设t为圆筒的计算厚度,则由上式可得 (4)式中p设计内压力,MpaDi圆筒内直径,mmt 计算厚度,mm焊缝系数,1.0t设计温度下圆筒材料的作用应力,Mpa。式(4)即为内压圆筒厚度的计算公式。已知Q235B 钢的设计内压力P1.6 Mpa,选用P=1.0Mpa,许用应力t=125 Mpa,=125 Mpa,=0.5,所以计算厚度t=(1.0800)(21250.50.2)=7mm。代入(2)式验算得1=61.41.0125 Mpa。故封头壁厚取7mm可以满足稳定性的要求。2.3.3搅拌器功率的计算在计算功率之前,首先计算搅拌过程的雷诺准数,计算公式为Re= (8)已知=40 rmin,dj=0.42m,=0.3Pa.s,=1500kg/m3所以雷诺数Re=588。搅拌所需动力为P= (9)其中Np为动力系数,利用Rushton的算图,查得Np=0.75,代入上式得P=4.4KW,所需电动机的功率为Pe=P/=4.4KW,所以选择5.5KW的电动机就可满足要求。搅拌轴的结构及材料3.1轴的结构搅拌轴主要用来支承搅拌器的,并从减速器输出轴取得动力使搅拌器旋转,达到搅拌的目的。因此,搅拌轴的结构就是以这些要求为依据进行设计的。搅拌轴上端应同减速器输出轴相连。它们是通过联轴器相联接的,因此,搅拌轴上端必须复合联轴器的联接结构要求。轴上相应的位置应加工出同搅拌器相配合的结构尺寸。目前常用的搅拌器大都采用平键、穿轴销钉或穿轴螺钉固定。其结构如下图所示。图3.1 1搅拌器2防锈螺母3.2轴的材料搅拌器轴的材料通常选用45号钢,还应进行正火或调质处理。同时由于化工反应中有腐蚀,所以还要进行防腐蚀处理。3.3搅拌轴的计算搅拌轴的计算主要是确定轴的最小截面尺寸(轴径),需要进行强度、刚度计算或校核,验算轴的临界转速和挠度等,以便保证搅拌轴能安全可靠的运转。搅拌轴的特点是细而长,搅拌器设在轴的一端,轴受到扭转、弯曲和轴向等组合载荷,其中以扭转载荷为主。工程应用中常用近似的方法进行强度计算,即假定轴只受到扭矩作用,然后用增加安全系数以降低材料许用应力的办法来补偿其他载荷的影响。(1) 轴的强度计算轴的扭转强度条件是:max = (10)由上式可知,只要知道了搅拌轴上所传递的扭矩MT和轴材料的许用剪应力值后,就可求出轴的抗扭截面模量,即:WP= (11)已知MT可由轴传递的功率P和转速n求出,即: MT=9.55106P/n (12)然后再根据抗扭截面模量Wp同轴径d的关系求出搅拌轴的最小直径。因为Wp= (13)将(12)(13)式代入(11)式得d365.09mm已知搅拌轴的功率为4.4KW,轴的转数n=40r/min,=40Mpa,代入上式得d=51.2mm。考虑到腐蚀,故搅拌轴的直径为55mm。(2)轴的刚度的计算为了防止搅拌轴产生过大的扭转变形,从而在运转中引起振动,造成动密封失效,应该把轴的扭转变形限制在一个允许的范围内,这就是设计中的扭转刚度条件。为此搅拌轴要进行刚度计算。工程上是以单位长度的扭转角不得超过许用扭转角作为刚度条件的,即:max=103 (14)轴扭转变形的扭转角,/m;G剪切弹性模量,Mpa;G=8.1104Mpa;Ip截面的极惯性矩。一般情况下Ip =。从(14)式可以看出,扭转角的大小与扭矩MTmax成正比,与扭转刚度GIp成反比。许用扭转角值是根据实际情况确定的,一般搅拌轴选用=(0.51.0)/m。取=0.8。代入下式d1537mm (15)得d=53.2mm。轴径应同时满足刚度和强度两个条件。一般按刚度计算的轴径较按强度计算的轴径大,所以对搅拌轴来说,主要以刚度条件确定轴径。考虑到腐蚀,所以取轴径为d=55mm。3.4搅拌轴的形位公差和表面粗糙度要求由于要求运转平稳,防止轴的弯曲对轴封处的不利影响,因此轴安装和加工要控制轴的直度,当转速n100r/min时,直线度允差为1000:0.15。轴的配合面的配合公差和表面粗糙度可按所配零件的标准要求选取。4 搅拌器及传动装置等的设计及计算4.1 搅拌器的选择根据工艺要求,选用直径为800mm,轴径55mm的浆式搅拌器,标记符号为80055。4.2 电动机的选型根据搅拌器的结构及电动机的安装方式,我们选用Y系列V1型立式电动机,电动机的型号 Y132S4同步转速 1500 r/min额定功率 5.5KW满载转速 1440r/min最大转矩 2.2质量 68Kg其结构尺寸参照机械设计课程设计手册表125。 4.3 减速器的选型根据我国目前情况,反应釜用的立式减速机主要有,摆线针轮减速机、两级齿轮减速机、V带减速机、蜗杆减速机等几种,这几种减速机已由有关工业部门订有标准系列,根据本次设计情况和查阅有关手册,我们选用摆线针轮减速机,如下图所示。图4.1 摆线针轮减速机根据单支点机架(HG2156695)标准的附录中列有常用的“釜用传动装置减速机型号及技术参数”可以根据公称直径和搅拌轴转速来选择减速机的型号。我们选用BLD3129Q型减速器。4.4轴承的选择轴承是机器中重要的部件,它的功用主要是支承轴及轴上的零件,并使轴保持一定的旋转精度,减少转轴与支承之间的摩擦与磨损。一般的工作情况下,滚动轴承的摩擦阻力较滑动轴承的摩擦阻力小,其功率损耗也小,容易起动,润滑与维护简单,而且滚动轴承是标准件,可由专门工厂大批生产,选用方便。所以在各种机械设备中应用广泛。所以本次设计我们选用滚动轴承。滚动轴承通常由四种元件组成,即外圈1、内圈3、滚动体2和保持架4,如下图。外圈和内圈都制有一定形状的滚道,以保证滚动体在其间作精确的运转。滚动体有球形、圆柱体、圆锥形、针形等,保持架的作用是把滚动体彼此隔开并沿滚道均匀分布,通常内圈装配在轴颈上,随轴一起转动;外圈装在轴承座里不转动。由于滚动体和内圈、外圈的接触面积很小,接触应力很大,所以它们都是由合金钢制造的,经热处理使硬度达到60HRC以上,保持架多用软钢冲压而成,也有用钢合金、塑料和其他材料制成的。根据轴承所承受载荷的大小、方向和性质,我们选用深沟球轴承,主要承受径向载荷,也可同时承受一定的的轴向载荷。其结构如下图,其代号为6211。轴承的润滑选用脂润滑,密封用毡圈式密封。图4.24.5 联轴器的选择立式搅拌反应器常用的联轴器主要有JQ型夹壳式联轴器、GT型凸缘联轴器和TK型弹性块式联轴器。根据有关要求,我们选用弹性块式联轴器。这种联轴器适用于工作温度20+60,且有油或有弱碱、弱酸的介质浸蚀下的变载荷的连接,并能缓和一部分冲击,以及补偿少量的轴线偏差。弹性块式联轴器已经作为化工设备立式减速器HG标准的附件,应用较为广泛。弹性块式联轴器的结构如下图所示。上方与减速器轴相连的凸半联轴器,有412片弧形凸块。下方与搅拌轴相连的凹半联轴器上则制有凹槽,可以容放相应数量的弹性块和凸半联轴器上的凸块。联轴器与轴则以固定螺钉和键固定。当主动轴转动时,凸半联轴器即通过弹性块来带动凹半联轴器旋转。联轴器材料采用不比HT200差的铸铁,弹性块采用能在20+60范围内工作,且耐油、弱酸及弱碱的橡胶制。图4.34.6 传动装置的机架反应釜立式传动装置是通过机架安装在反应釜封头的底座上的,机架上端需与减速机装配,下端则与底座装配。在机架上一般还需要有容纳联轴器、轴封装置等部件及其安装操纵所需要的空间。按照搅拌传动装置系统组合HG2156395标准系列中选取机架。选用时,首先考虑上述要求,然后根据所选减速机的输出轴轴径及其安装定位面的结构尺寸选配合适的机架。根据上述条件,选用JA55型单支点机架,机架的公称直径为300mm。如下图:图4.4机架的材料选用和加工,选用灰铸铁HT200铸造毛坯再进行加工。4.7 底座的设计为了易于保证底座既与减速机座连接又使穿过轴封装置的搅拌轴运转顺利,要求轴封装置与减速机架安装时有一定的同心度,一般都将两者的定位安装面做在同一块底座上。根据搅拌传动装置系统组合、选用及技术要求(HG2156395中),我们选用下面的平底底座:图4.54.8搅拌器的轴封装置解决化工设备的跑、冒、滴、漏,特别是防止有毒、易燃介质的泄露,是一个很重要的问题。因此,在搅拌器的设计过程中选择合理的密封装置是很重要的。在反应釜中使用的轴封装置主要是填料箱密封和机械密封两种。通过下表填料箱密封和机械密封的比较,我们选取机械密封作为搅拌器的轴封装置。机械密封系指两块环形密封元件,在其光洁面平直的端面上,依靠介质压力或弹簧力的作用,在相互贴合的情况下作相对转动,从而构成密封结构。图4.6是一种釜用机械密封装置的简单结构图。当轴转动时,带动了弹簧座、弹簧、弹簧压板、动环等零件一起旋转。由于弹簧力的作用使动环紧紧压在静环上。当轴旋转时,动环与轴一起旋转,而静环则固定于座架上静止不动,动环与静环相接触的环形密封端面阻止了介质的泄露。因此,从结构上看,机械密封主要是将较易泄露的轴向密封,改为不易泄露的端面密封。 图4.6化工部门已将釜用机械密封的基本型式及参数制定了系列标准搅拌传动装置机械密封(HG2157195),并有定点厂供应各种规格产品,一般只需选用、订购即可。根据本次设计情况,我们选用单端面小弹簧平衡型,型号为2001,代号为HG21571 95 MS 2001300BUPFEBUP。4.9搅拌器桨叶的设计4.9.1搅拌器桨叶的选型由于液体的粘度较低,根据实际情况,我们选用斜浆式叶片。结构如下所示图4.7 搅拌桨4.9.2搅拌桨叶的直径设计斜桨叶式搅拌器的浆径与筒径(D1D)的比为0.30.6,已知D=0.8m,所以D1=0.24m,桨叶的宽度为(0.10.25)D1,我们取b=0.15D1=0.04m。=30。一般桨叶距筒底的高度H1为(0.51)D1,本次设计取H1= D1=0.24m。因为H/D=2,所以取单层,搅拌器层间距为(11.5)D1。4.10搅拌器的接管口支座的结构设计4.10.1 液体进料管液体进料管我们选用下图所示的结构,接管伸入设备并将管口切成45,这样可以避免液料沿搅拌器的内壁流动,减少物料对壁面的磨损与腐蚀。图4.8管材的选用参照化工设备机械基础课程设计指导书(北京化工学院出版)表C1,C2可得,选用20号钢,GB69988。4.10.2 液体出料管出料管结构设计主要从物料易放尽,阻力小和不易堵塞等因素考虑,另外还要考虑温差应力的影响。如下图所示是两种常见的结构。图4.9根据设计我们选用(a)图出料管,直接为100mm,其结构尺寸参照下表管径D5070100125150Dmin1301602102602904.10.3仪表接管口仪表接管与釜体的安装都用插入式,因为本次设计的搅拌器处于低压条件,所以采用单面角焊接。常用的仪表有玻璃温度计,都要采用套管结构并用多层套管加强。常用的几种接口结构参见化工设备机械基础课程设计指导书表B12。4.10.4法兰的选择考虑到生产工艺上的要求和制造、运输和安装检修时的需要,化工设备常采用可拆卸的法兰联接方法。法兰联接是由一对法兰,若干个螺栓、螺母和一个垫片所组成,如下图所示。图4.10 法兰根据设计要求我们选用甲型平焊法兰,其结构如下:图4.11其结构尺寸参照化工设备机械基础(第二版)表1613。法兰材料选用Q235B,法兰垫片选用参照化工设备机械基础(第二版)表164,选用聚四氟乙烯板。4.10.5设备支座的选择化工设备上的支座是支承设备重量和固定设备位置用的一种不可缺少的部件。在某些场合下,支座还可能承受设备操作时的振动、载荷等。支座的结构形式和尺寸往往决定于设备的型式、载荷情况及构造材料。最常用的有:耳式支座、支承式支座和鞍式支座。根据实际情况,我们选用耳式支座。它通常有两块筋板及一块底板焊接而成。筋板设备筒体焊接在一起,如下图所示。图4.12底板上开有通孔,可供安装定位用。筋板是增较支座刚性的,轻型设备可以只用一块。每个设备可用24个支座,必要时可用得跟多些。但个数多往往不能保证全部耳座都装在同一水平面上。因而也就不能保证每个耳座受力均匀。根据有关部门制定的系列标准,我们选用A型3号耳式支座。支座材料为Q235A.F,其标记为:JB/T472592耳座AN3。其尺寸见化工设备机械基础(第二版)表1622。支座的安装尺寸D(见下图)可按下式计算:D=+2(L2-S1) (16)式中D支座安装尺寸,mm; D1容器内径,mm; n壳体名义厚度,mm; 1加强垫板厚度,mm。图4.13计算得D=970mm。2.3联轴器的选择弹性块联轴器JB/T9148 1999 0.622 5 o 27多角形橡胶联轴器JB/T5512 - 91 12 1 o 1 o30 28H 形弹性联轴器JB/T5511 91 0.52 0.35 o1o 29径向弹性柱销联轴器JB/T7849 - 95 1 0.35 o1o 30LAK 型鞍形块弹性联轴器JB/T7648 - 95 2101 o1.5o31球面滚子联轴器JB/T7009 - 93 1.5 o 32滑块联轴器JB/ZQ4384- 97 0.2 0 o40 (五)联轴器的传动精度小转矩和以传递运动为主的轴系传动,要求联轴器具有较高的传动精度,宜选用金属弹性元件的挠性联轴器。大转矩个传递动力的轴系传动,对传动精度亦有要求,高转速时,应避免选用非金属弹性元件弹性联轴器和可动元件之间有间隙的挠性;联轴器,宜选用传动精度高的膜片联轴器。(六)联轴器尺寸、安装和维护联轴器外形尺寸,即最大径向和轴向尺寸,必须在机器设备允许的安装空间以内。应选择装拆方便、不用维护、维护周期长或者维护方便、更换易损件不用移动两轴、对中间调整容易的联轴器。大型机器设备调整两轴对中较困难,应选择使用耐久和更换易损件方便的联轴器。金属弹性元件挠性联轴器一般比非金属弹性元件挠性联轴器使用寿命长。需密封润滑和使用不耐久的联轴器,必然增加维护工作量。对于长期连续运转和经济效益较高的场合,例如我国冶金企业的轧机传动系统的高速端,目前普遍采用的是齿式联轴器,齿式联轴器虽然理论上传递转矩大,但必须在润滑和密封良好的条件下才能耐久工作,且需经常检查密封状况,注润滑油或润滑脂,维护工作量大,增加了辅助工时,减少了有效工作时间,影响生产效益。国际上工业发达国家,已普遍选用使用寿命长、不用润滑和维护的膜片联轴器取代鼓形齿式联轴器,不仅提高了经济效益,还可以净化工作环境。在轧机传动系统选用我过研制的弹性活销联轴器和扇形块弹性联轴器,不仅具有膜片联轴器的优点,而且缓冲减振效果好,价格便宜。(七)工作环境联轴器与各种不同主机产品配套使用,周围的工作环境比较复杂,如温度、湿度、水、蒸汽、粉尘、砂子、油、酸、碱、腐蚀介质、盐水、辐射等状况,是选择联轴器时必须考虑的重要因素之一。对于高温、低温、有油、酸、碱介质的工作环境,不宜选用以一般橡胶为弹性元件材料的挠性联轴器,应选择金属弹性元件挠性联轴器,例如膜片联轴器、蛇形弹簧联轴器等。弹性柱销式联轴器由于运转时柱销的窜动,自身噪声大,对于噪声有严格要求的场合就不应选用。(八)经济性由于各品种、型式、规格的联轴器结构、材料、大小和精度不同,其成本和造价相差很大。一般精度要求的联轴器成本低于高精度要求的联轴器;结构简单、工艺性好的联轴器成本低于结构复杂、工艺性差的联轴器;采用一般材料作原料的联轴器成本低于采用特殊材料作原料的联轴器;非金属弹性元件挠性联轴器的成本低于金属弹性元件挠性联轴器。在选择联轴器时,价格是不可忽视的重要因素,有时甚至是决定因素。对于一般工况条件,就无必要选择价格较贵的高精度联轴器,选用者往往因为经济的原因不能选用某些性能虽好但价格较高的挠性联轴器。在选择联轴器时应根据选用各自实际情况和要求,综合考虑上述各种因素,从现有标准联轴器中选取最适合于自己需要的联轴器品种、型式和规格。一般情况下现有的标准联轴器基本可以满足不同工况的需要。二选用程序在考虑上述综合因素的基础上,联轴器选用程序如下:(一)选用标准联轴器设计人员在选择联轴器时首先应在已经制定为国家标准、机械行业标准以及获国家专利的联轴器中选择,只有在现有标准联轴器和专利联轴器不能满足设计需要时才自己设计联轴器。我国现已制订了数量相当多的不同品种,在不同结构型式和规格基本能满足不同转矩、转速和工况条件的标准联轴器。这些标准联轴器有的是我国自行研制并经过工业实验;有的是根据国外工业发达国家有关标准转化;有的是参考引进样机消化吸收并自行研制。有的标准联轴器不仅在国内是新型高性能,在国际上也具有先进水平,例如膜片联轴器。在制订标准时一般都经过严格程序,以保证标准的质量。标准联轴器是成熟的,一般也应是可靠的,关键是正确选择。国家专利联轴器例如弹性活销联轴器、扇形块弹性联轴器,吸取多种老式弹性联轴器的优点,克服了各自存在的缺点,在国内外均属高性能、新技术,是更新换代联轴器。(二)选择联轴器品种、型式了解联轴器(尤其是挠性联轴器)在传动系统中的综合功能,从传动系统总体设计考虑,选择联轴器品种、型式。根据原动机类别和工作载荷类别、工作转速、传动精度、两轴偏移状况、温度、湿度、工作环境等综合因素选择联轴器的品种。根据配套主机的需要选择联轴器的结构型式,当联轴器与制动器配套使用时,宜选择带制动轮或制动盘型式的联轴器;需要过载保护时;宜选择安全联轴器;与法兰联接时,宜选择法兰式;长距离传动,联接的轴向尺寸较大时,宜选择接中间或接中间套型。(三)联轴器转矩计算传动系统中动力机的功率应大于工件机所需功率。根据动力机的功率和转速可计算得到与动力机相联接的高速端的理论转矩T ;根据工况系数K 及其他有关系数,可计算联轴器的计算转矩Tc 。联轴器T 与n 成反比,因此低速端T 大于高速端T 。(四)初选联轴器型号根据计算转矩Tc 从标准系列中可选定相近似的公称转矩Tn ,选型时应满足Tn Tc 。初步选定联轴器型号(规格),从标准中可查得联轴器的许用转速n 和最大径向尺寸D 、轴向尺寸Lo ,应满足联轴器转速n n 。(五)根据轴径调整型号初步选定的联轴器联接尺寸,即轴孔直径d 和轴孔长度L 应符合主、从动端轴径的要求,否则还要根据轴径d 调整联轴器的规格。主、从动端轴径不相同是普遍现象,当转矩、转速相同,主、从动端轴径不相同时,应按大轴径选择联轴器型号。新设计的传动系统中,应选择符合GB/T 3852 中规定的七种轴孔型式,推荐采用J 1 ,以提高通用性和互换性,轴孔长度按联轴器产品标准的规定。(六)选择联接型式联轴器联接型式的选择,取决于主、从动端与轴的联接型式,一般多采用键联接,为统一键联接型式及代号,在GB/T 3852 ,四种无键联接,用得较多的是A 型键(平键单键槽)。(七)定联轴器品种、型式、规格(型号)根据动力机和联轴器载荷类别、转速、工作环境等综合因素,选定联轴器品种,根据联轴器的配套、联接情况等因素选定联轴器型式;根据公称转矩、轴孔直径与轴孔长度作校核验算,以最后确定联轴器的型号。在轴系传动中一般均存在不同程度两轴线相对偏移,应选用挠性联轴器;当轴系传动工作载荷产生冲击、振动时,则应选用弹性联轴器,从减振、缓冲效果和经济性考虑,宜选用非金属弹性元件弹性联轴器。我国普遍存在联轴器选用不当的现象,例如在冶金机械和重型机械的轴系传动中广选用齿式联轴器。在冶金机械和重型机械低速重载轴系传动中冲击、振动和两轴偏移是相当突出的不利因素,只有选用减振、缓冲效果好的弹性联轴器才能改善传动系统工作状态,而齿式联轴器无论是鼓形齿和直齿均为刚性可移式联轴器。根据不具备减振、缓冲功能而且还存在要润滑密封,需定修制造工艺复杂,成本高等一系列缺点,鼓型齿式联轴器理应所有齿都啮合(点接触),由于制造误差的存在,全部齿都啮合是不可能的,承载能力大是理论值。过去联轴器品种少,选择的余地小,如今有很多弹性联轴器问世,其中扇形块弹性联轴器和弹性活销联轴器是代替齿式器的合理选择之一。由于整个装置载荷平稳,速度不高,无特殊要求,考虑装拆方便及经济问题,我们选用弹性套柱销联轴器,取工作情况系数 。由于电机输出轴径为12mm,选择联轴器类型为HLA12-14,联轴器承受转矩故: 合适4、主要技术参数的设计:螺杆:螺直径是1PE料为9770克,要生产出18000克PE料,螺杆直径()为:2:1502=18000:97702=41453=203.6(mm)取整后为205mm.注射压力杆直径为205mm后,注射压力(F)为:F=1640x(1502/2)=878kgf/cm2该参数达到生产地台板.5.设计限制( 1由于注射座油缸长度的限制,螺杆料筒只能加长2 0 0 mm 普通螺杆的长径比为1 6 2 0 ,原螺杆的长径比为1 7 8 5 ,现在增大了螺杆的直径,螺杆长度不能相应增长,按原来的长径比17.85计算,要增长9 8 1 mm,现只能增长2 00 mm,因此新螺杆的长径比减少了,只达到1 4 ,会影响到螺杆的塑化效果。( 2 )由于塑化液压马达的限制,螺杆尾部直径不能大于1 3 0 mm由于使用原来的塑化马达,不能改变油马达的轴孔尺寸,螺杆尾部直径不能大于1 3 0 m m,所以螺杆强度大大地削弱了,螺杆很容易被扭断。( 3 )由于注射座安装料筒的孔径的限制,料筒尾部直径不能大于由于使用原来的注射座,不能改变注射座的安装孔,料筒的尾部直径不能大于3 0 0 mm因此螺杆的危险断面直径只有3 1 5 m m,螺杆壁厚只有5 5 m m,注射时容易破裂。6. 螺杆各段数的设计长径比和分段原螺杆设计参数为:直径150 ,螺杆总长3738 新螺杆设计参数为:直径205 ,螺纹长度为2878,长径比为1 4 。我公司主要生产的原料为P E、P P 、A B S,为能都生产以上材料,决定采用通用型螺杆,通用型螺杆设计分段为:加料段为4 55 0 ,压缩段为2 0 3 0 ,均化段为2 03 0 。新螺杆三段比例为4 5 :3 5 :2 0 。螺槽深度和螺杆压缩比均化段的螺槽深度由加工塑料的比热、道热性稳定性、粘度和塑化的压力等因素决定。一般取0.04 一0.07。大直径螺杆不宜超过5 -6 m m,考虑到新螺杆长径比较少,为提高塑化质量取5 mm,并在均化段采用分离型双螺纹结构。对P E、P P料,压缩比一般取3.0 - 3.5,我公司以生产以上两种材料为主,故取压缩比一般取3.5。加料段槽深:由均化段的螺槽深和压缩比可算出加料段槽深为17.5 mm。7.强度校核( 1 ) 注射量:新螺杆注射量为1 8 K G,达到新地台板的重量要求。2 )注射压力:新螺杆注射压力878kgf/cm2。达到新地台板的第3章 机架的设计方管底架选择根据物料以及其他零部件的重量来定,方管底架受力分析得出,由分析得出底座在平衡状态下只受地面对其的支撑力和在其表面上物体所给的压力。见下图: 即方管架给的压力为G(电动平移床重量)+G(零部件重量) =2000N(200Kg)+(50x10) =2500N根据方管承载力计算公式:M=Pac/L(M:弯矩,P集中力,a集中力距支座距离,c集中力距另一支座距离,L跨度,L=a+c) (仅用于矩形截面) f=M/W材料的许用应力(弹性抗拉强度/安全系数)。M=Pac/L=11960xL,本次设计初定L为1000mm则M=13456N.M,初定方管为80x40x3的方管和40x40x3,计算W得出折算后位12Mpa查的普通碳素结构钢Q235A的抗拉强度为375500Mpa,由于12Mpa远远小于375Mpa,所以初定方管40x40x3和80x40x3的方管满足要求。由计算得出可以使用80x400x3的方管和40x40x3的方管,初定设计计算得出方管总体架尺寸为1000mmx910mm。整个方管机架的大致图如下:第4章 结构设计及三维建模4.1结构设计中的三维建模 通过二维装配图和零件图的绘制,我们通过SOLIDWORKS三维设计软件将上料,送料装置结构进行三维建模,主要结构的三维建模如下 料筒一的建模料筒二的建模 过料槽的建模导杆的建模弹簧的建模 接料槽的建模搅拌锅的建模 轴承座建模 4.2机架组件的三维建模整个设备的三维建模如下图:4.3设计中应用的标准件建模本次设计中选取的有伺服电机、行星齿轮减速机、弹性柱销联轴器、轴用外卡环、深沟球轴承6206等 伺服电机0.3Kw 深沟球轴承6206五、三维软件机械设计总结通过此次设计,又一次提升了运用三维软件的水平,并吸收了不少经验,总结为一下几点。(1) 有零件图纸作图与空想设计作图不同,零件尺寸已经给出,作图时先不考虑尺寸是否真的合适,根据尺寸作出零件的三维图,但到装配时必须要考虑尺寸是否合适,由于AutoCAD图纸效果不好,导致尺寸会有出错,甚至有出现欠定义尺寸,所以,此时必须通过配合后在衡量尺寸,再进行修改,直到满足配合要求。(2) 工具集的确方便了作图,通过选择零件类型,输入数据,就能生成出标准零件,但有时需要用到的零件
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