立式打蛋机的设计【2013年最新整理毕业论文】

湖南农业大学东方科技学院 全日制普通本科生毕业设计 立式打蛋机的设计 THE DESIGN OF VERTICAL EGG MIXER 学生姓名 ： 刘 黎 学 号： 200841914508 年级专业及班级： 2008 级机械设计制造及自动化 (5)班 指导老师及职称： 高英武 教授 邓春香 副教授 学 部： 理工学部 湖南长沙 提交日期： 2012 年 5 月 湖南农业大学全日制普通本科生毕业设计 诚 信 声 明 本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指 导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日 目 录 摘要 1 关键词 1 1 前言 2 1.1 选题研究意义 2 1.2 国内研究现状 2 1.3 目前国内常见的打蛋机类型 2 2 总体方案拟定 2 2.1 原理分析 3 2.2 总体结构设计 3 2.2.1 总体结构设计 3 2.2.2 传动路线 4 2.3 各执行机构主要参数的初步确定 4 2.4 传动装置的运动和动力参数的计算 5 3 主要零件的选择和设计 6 3.1 皮带轮的设计 6 3.2 齿轮的设计计算 8 3.2.1 直齿轮的设计计算 8 3.2.2 斜齿轮的设计计算 11 3.2.3 锥齿轮 的设计计算 14 3.3 轴的设计计算 17 3.3.1 高速轴的设计计算 17 3.3.2 轴的设计计算 20 3.3.3 主轴的设计计算 24 3 4 轴承的校核 27 3.4.1 高速轴轴承的校核 27 3.4.2 主轴轴承的校核 27 3.5 键的设计计算与校核 28 3.5.1 高速轴上的联接键的校核 28 3.5.2 电机上联接键的校核 28 4 打蛋机其他各个部分的简介 29 5 润滑与密封 32 5.1 滚动轴承的润滑 32 5.2 锥齿轮的润滑 32 5.3 搅拌头的密封 32 6 主要缺点和有待进一步改进的地方 32 7 结束语 33 参考文献 34 致谢 34 附录 35 1 立式打蛋机设计 学 生：刘 黎 指导老师：高英武 (湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128) 摘 要： 本文分析了中国国内外立式打蛋机的现状，设计出一新型立式打蛋机。该打蛋机是由搅拌器、容器、传动装置、容器升降结构和电动机以及机架等部分组成。采用有级变速机构：由一对三联齿轮滑块组成，通过手动拔叉，使不同的齿数的直齿轮相互齿轮啮合，形成三种不同的转速，通过斜齿轮和锥齿 轮的传递，使这三种不同的速度至主轴。搅拌头在行星轮的作用下产生自转，可以对容器内的各个部位进行搅拌。容器的升降机构则是为了尽快的装卸容器。机座则承受了调和时的所有负载。 关键词： 搅拌器；容器；传动装置；容器升降机构 The Design of Vertical Egg Mixer Student:liuli Tutor: Gao Yingwu (Orient Science& Technology Collage of Hunan Agricultural University, Changsha， 410128) Abstract: This paper analyzes the Chinese domestic and foreign vertical egg machine status, to design a new type mixer.The egg breaking machine includes an agitator, container, transmission device, container lifting structure , a motor , a frame and other parts.Using the step speed change mechanism:with is consist a pair of triple gear block, through the manual fork, movement the different tooth number of gear meshing spur gears each other, them three different speed can be found, by the bevel gear and bevel gear transmission, the spindle gained three speed are diffrent.The mixing head can mixing any part in the container under the action of planet wheel,.Container lifting mechanism is designed for as soon as possible loading and unloading containers.The base is subjected to reconcile all load. Key Words: Mixer； Containers； Transmission device； Container lifting mechanism 2 1 前言 1.1 选题研究意义 我 国蛋品资源丰富，品种多样，是生产和消费大国。特别是近几年来，随着中国经济的发展，蛋品加工业也发展迅速。自 1985 年以来我国已连续 20 多年保持世界第一产蛋大国的地位，人均蛋品占有量达 20 多千克；但我国禽蛋加工却不到蛋产量的 1，出口量占产 量的 2。作为世界上最大的蛋品生产国，中国蛋品加工业和世界先进水平相比还有很大的差距。加工技术的落后、品种单一、产业化水平低等因素已经成为制约我国蛋品加工业发展的主要因素。同时蛋品行业的不发达，也为蛋品行业工业化的高效发展和品质改善提供来广阔的空间。要实现中国蛋品业持续、快速、协调、健康的发展，蛋品加工首先应走产业化、品牌化的道路，其次注重蛋品的深加工技术的应用如蛋品的清洗、包装、分级、液态蛋等，最后就是引导消费者的消费观念。而这个过程的实现，离不开蛋品加工企业装备水平的提高 1。目前，国内大部分的蛋品加 工企业仍然延续传统的作坊式手工生产，蛋品加工企业的技术装备大部分还停留在 20 世纪80年代的水平，设备陈旧老化，设备加工质量粗糙，工艺指标落后，设备性能和出品率低，可靠性差，生产自动化程度不高，这些都严重阻碍了蛋品加工的发展。而一些大型现代禽蛋生产企业在引进国外的蛋品加工设备时，考虑到蛋品原料特点的差异，加工方式的不同，设备维护、采购成本高，设备性能实用性等问题，往往是望而却步。先进的设备是否与国内的蛋品加工规模相适应呢，只有符合我国国情的蛋品设备才是国内蛋品生产企业的最佳选择 2。 1.2 国内外 研究现 状 国外蛋品加工业比较发达，有关的机械设备种类齐全，可以根据使用者的不同使用目的进行不同的机械组合，达到经济高效。在美国、日本、法国等国的蛋品自动处理程度和水平很高 3。 1.3 目前国内常见的打蛋机的类型 目前国产打蛋机有两种：无级变速和有级变速。无级变速可连续变速，变速范围广，对工艺适应性强，但结构复杂，设备成本高。国产的打蛋机基本上都采用齿轮换挡的有级变速机构，作用单一的或小型的打蛋机则不变速或采用双速电机。传动装置有两种排布形式。一种是由三根平行传动轴及五对齿轮构成，齿轮箱大，传动构件多，但维修 调速方便，制造工艺要求的精度低。另一种是二根平行轴和四对齿轮构成，齿轮箱小，构件相应减少，成本也降低 4。 2 总体方案的拟定 3 2.1 原理分析 打蛋机在食品加工中采用来搅打多种蛋白液。搅拌物料主要是粘稠浆体，如各种蛋糕生产所需的面浆及各式花样的装饰乳酪等。 打蛋机操作时，搅拌器高速旋转，强制搅打，被调和充分接触并剧烈摩擦，从而实现混合、乳化、充气及排除部分水分的作用 4。 2.2 总体结构设计 2.2.1 总体结构 总体结构分以下几个部分（如图 1 所示） （ 1）电动机：选用 Y801-4三相异步电 动机。 （ 2）减速机构：减速机构主要由两个锥齿轮、 2个斜齿轮、 3对直齿轮、 3 根轴承、闷盖、透盖等组成。 （ 3）升降结构：同轴凸轮、连杆、滑块 （ 4）机座 （ 5）调和容器 其结构简图如图 1： 图 1 结构示意图 Fig.1 The figure of program 1 4 2.2.2 传动路线 1 电动机 2 皮带轮 3 高速轴 4 直齿轮 5 低速轴 6 斜齿轮 7 锥齿轮 8 主轴 1 electric machine 2 sheave 3 high speed shaft 4 spur gear 5 low speed shaft 6 spiral gear 7 angle gear 8 principal axes 图 2 立式打蛋机 的传动路线 Fig.2 The transmission route of the the vertical egg mixer 2.3 各执行机构主要参数的初步确定 减速机构 所需转速 n1=70r/min n2=125r/min n3=200r/min 电动机的选择 5 采用卧式封闭型电动机， 根据查阅小功率电动机手册，综合考虑选用 Y801-4型号三相异步电动机，其特征如表： 表 1 电动机的型号 Table 1 the type of the electromotor 电动机型号 额定功率 输出转速 质量 Y801-4 0.55KW 1390r/min 17kg 5 2.4 传动装置的运动和动力参数的计算 电动机的满载转速为 1390r/min, 要求的输出 转速 为 70r/min、 125r/min、 200r/min，通过考虑 6： （ 1）各级传动比机构的传动比应在推荐值的范 围内，不应超过最大值，以利于发挥其性能，并使其结构紧凑。 （ 2）各级传动的结构尺寸协调、匀称。例如：由 V带传动和齿轮传动组成的传动装置， V 带传动的传动比不能过大，否则会使大带轮半径超过变速器的中心高，造成尺寸不协调，并给机座设计和安装带来困难。 （ 3）传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻。在相同的总中心距和总传动比情况下，具有较小的外廓尺寸。 （ 4）在变速器实际中常使各级大齿轮直径相近，使大齿轮有相近的侵油深度。高、低速两极大齿轮直径相近，且低速级大齿轮直径稍大，其侵油深度也稍深些有利于侵油润滑。 （ 5）避免传动零 件之间发生干涉碰撞。高速级大齿轮与低速轴发生干涉，当高速级传动比过大时就可能产生这种情况。除考虑上诉几点还要理论联系实际，思考机器的工作环境、安装等特殊因素。这样我们就可以通过实测与理论计算来分配各级的传动比了。 则总的传动比为： 86.19701390 nn m 12.111251390 nn m 95.62001390 nn m 传动比分配如下： 第一级 V带传动比 i1=2 第二级直齿轮传动比 i2=2.33 错误 !未找到引用源。 =1.307 错误 !未找到引用源。 =0.818 第三级斜齿轮传动比 i3=1.5 第四级锥齿轮传动比 i4=2.809 各轴的转速： n1=695r/min n2=298r/min 错误 !未找到引用源。 =531.5r/min 错误 !未找到引用源。 =849r/min n3=198.7r/min 错误 !未找到引用源。 =354r/min 错误 !未找到引用源。 =566r/min n4=70.7r/min 错误 !未找到引用源。 =126r/min 错误 !未找到引用源。 =201r/min 6 各轴输入功率的计算 ： 机械效率 4如下： V带传动 1=0.96 齿轮传动 2=0.98 锥齿轮 3=0.97 斜 齿轮 4=0.98 联轴器5=0.99 各轴传递的功率： P1=PW15=0.550.960.99 0.5174kw P2=P12=0.51740.98=0.507kw P3=P24=0.5070.98=0.497kw P4= P33=0.4970.97=0.48kw 各轴所传递的转矩 : T1=9550错误 !未找到引用源。 =9550错误 !未找到引用源。 =7.26Nm T2=9550错误 !未找到引用源。 =9550错误 !未找到引用源。 =16.58Nm 错误 !未找到引用源。 =9.3Nm 错误 !未找到引用源。 =5.82Nm T3=9550错误 !未找到引用源。 =9550错误 !未找到引用源。 =24.37Nm 错误 !未找到引用源。 =13.68Nm 错误 !未找到引用源。 =8.55Nm T4=9550错误 !未找到引用源。 =9550错误 !未找到引用源。 64.83Nm 错误 !未找到引用源。 =36.38Nm 错误 !未找到引用源。 =22.8Nm 3 主要零件的选择和设计 3.1 皮带轮的设计 根据设计可知皮带轮传动比为 2，因传动速度较快，处于高速端，故采用带传动来提高传动的平稳性。并旋转方向一致 ，带轮的传动是通过带与带轮之间的摩擦来实现的。带传动具有传动平稳，造价低廉以及缓冲吸振等特点 7。根据槽面摩擦原理，在同样的张紧力下， V带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。再加上 V带传动 允许传动比较大，结构较紧凑，以及 V带以标准化并且大量生产的优点，所以这里高速轴传动选用V带传动。 (1)确定计算功率 Pca 由 K A =1.17 故 Pca = K A P = 1.10.55=0.605KW （ 1） (2) 选取带型 窄 V带较普通 V带相比，当宽度相同时，窄 V带的宽度约缩小 1/3，而承载能力可提高 1.5 2.5倍，这里选用窄 V带，根据 Pca=0.605KW,小带轮转速 n1=139r/min,可选择 Z型 V带 。 7 （ 3）确定带轮的基准直径 dd1 和 dd2， 并验算带速 根据结构及传动比需要，初取主动轮基准直径 dd1 =80mm ，从动轮基准直径 dd2 =idd1=280=160 mm ，按式 v1 = dd1 n1/ 601000 =5.82,处于普通 V带 vmax=5-30m/s之间 ,因此带 的速度合适。 （ 4）确定窄 V带的基准长度 Ld 和传动中心 a5 0.7（ dd1 +dd2） a0 2（ dd1 + dd2） 初步确定中心距 a0 =240mm,由式： 错误 !未找到引用源。 (2) 由 选带的基准长度 8 Ld=800mm （ 5）计算实际中心距 a =a 0 +（ Ld-L/d） /2=240+（ 800867） /2=206.5 mm 中心距的变化范围 194.5 230.5之间 （ 6）演算主动轮上的包角 a1 a1 =180 o -57.3 o(dd2- dd1)/a =180 o -57.3 o(16080)/206。 5=157.8 o90 o （ 7）计算带的根数 由 dd1=80mm 和 n1=1390r/mm 查得 P0=0.25kw 根据 n=1390r/min i=2和 Z型带查得 P0=0.03kw，查得 ka=0.94，查的 kl=1.14于是 Pr=(P0+P0) kakl=(0.35+0.33) 1.140.94=0.41kw 所以 V带的根数： Z=错误 !未找到引用源。 取 Z=29根 （ 8） 计算单根 V带的初拉力的最小值 Z型带的单位长度质量的 q=0.06kg/m (F0)min=500 错误 !未找到引用源。 +qv2=500错误 !未找到引用源。 =45.16N 应使它的实际初拉力 F0 (F0)min （ 9）计算压轴力 Fp 压轴力最小值： (FP)=2Z(F0)min 错误 !未找到引用源。 =2245.16错误 !未找到引用源。 =177.03N （ 10）带轮的结构设计 8 V 带带轮选用 HT200，因带轮的轴径较小，小皮带轮采用腹板式带轮结构。由于大皮带论的 D1-d1 = 172-26 = 146100，所以采用孔板式。使用经过动平衡实验处理 5。轮槽工作表面要精细加工，具体设计参数如下所示： 基准宽度 bd = 8.5mm； 基准线上槽深 hamin = 2.0mm； 基准线下槽深 hfmin = 7.0mm； 槽间距 e = 12mm； 第一槽对称面至端面的距离 f min=7mm； 带轮宽 fezB 21 = 26mm； 外径 84211 ada hddmm； 164222 ada hddmm； 轮槽角 1 = 34； 2 = 38 图 3 皮带轮结构图 Fig.3 The assembl programe of the belt pulley （ 11） 带的张紧装置 各种材质的 V 带都不是完全的弹性体 ， 在预紧力的作用下 ， 经过一段时间的运转后 ， 就会由于塑性变形而松弛。使预紧力 FO 降低。为保证带传动的能力 ， 应定期张紧。此处采用定期张紧装置 9。 3.2 直齿轮的设计计算 3.2.1 直齿轮的设计计算 （ 1）选择齿轮材料 9 考虑到齿轮传动载荷一般，参考类似减速器的结构，选择小齿轮材料为 40Cr（调制） ,硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调制）硬度为 240HBS。二者材料硬度 相差 40HBS 选小齿轮的齿数 Z1=18,大齿轮数的齿数 Z2=42。 （ 2）确定齿轮的主要参数 按齿面接触强度计算： d1t2.32错误 !未找到引用源。 (4) 确定公式内的个计算数值 初选载荷系数 kt=1.3 小齿轮传递的转矩 T1=7.26错误 !未找到引用源。 Nmm 选取齿宽系数 d=1,弹行系数 ZE=189.8错误 !未找到引用源。 ,小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2=550MPa 。 计算应力循环次数 N1=60n1jLh=606951（ 1830015） =1.5错误 !未找到引用源。 N2=错误 !未找到引用源。 =0.46错误 !未找到引用源。 接触疲劳寿命系数 KHN1=0.9 KHN2=0.95 计算接触疲劳许应力，取失效概率为 1%，安全系数 S=1 错误 !未找到引用源。 H1=错误 !未找到引用源。 =0.9错误 !未找到引用源。 600MPa=540MPa 错误 !未找到引用源。 H1=错误 !未找到引用源。 =0.95错误 !未找到引用源。 550MPa=522.5MPa 计算小齿轮分度圆直径 d1t ,代入 错误 !未找到引用源。 H中较小的值 错误 !未找到引用源。 =2.32错误 !未找到引用源。 =28.15mm 计算圆周速度 V V=错误 !未找到引用源 。 =1.02m/s 计算齿宽： b=错误 !未找到引用源。 =28.15mm 10 计算齿宽与齿高之比 模数： 错误 !未找到引用源。 mm 齿高： h=2.25错误 !未找到引用源。 =2.25错误 !未找到引用源。 1.564=3.52 齿宽与齿高之比： 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 计算载荷系数 取动载系数 1 kv=1.05, KHA=kFa=1, 使用系数 KA=1 假设为单齿对啮合，取齿间载荷分配系数 10Kh=1.423 KF=1.35 故载荷系数 :K=KAKHKVKH=1.05111.423 1.494 按实际载荷系数校正所算得圆的分度直径 错误 !未找到引用源。 =29.55 （ 5） 计算模数： 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 按齿根强度计算 m错误 !未找到引用源。 （ 6） 确定公式内的计算数值 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500MPa ；大齿轮的弯曲强度极限 FE2=380MPa；取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85； KFN2=0.88；弯曲疲劳安全系数 S=1.4。 计算弯曲疲劳许应力： F1=错误 !未找到引用源。 MPa=303.57MPa F2=错误 !未找到引用源。 MPa=238.86MPa 计算载荷系数 K： K=KAKVKKF=11.0511.35 1.4175 齿形系数 11 YFa1=2.91 YFa2=2.38 应力校正系数 YSa1=1.53 YSa2=1.674 计算大小齿轮的 错误 !未找到引用源。 并加以比较 11 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =0.0147 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =0.0167 设计计算： m错误 !未找到引用源。 =1.03mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于齿根弯曲疲劳强度计算的 模数，由于齿轮模数的 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。取模数为 1.49，并就近取模数为 1.5，按接触强度算得的分度圆直径 d1=29.55mm，则齿轮数为： Z1=18 Z2=42 （ 3） 几何尺寸的计算： 分度圆直径： d1=Z1m=181.5=27mm 错误 !未找到引用源。 =39mm 错误 !未找到引用源。 =49.5mm d2=Z2m=421.5=63mm 错误 !未找到引用源。 =51mm 错误 !未找到引用源。 =40.5mm 中心距： a错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 mm 3.2.2 斜齿轮的设计计算 （ 1）材料的选择及热处理 斜齿轮与直齿轮的材料及热处理一样，精度为七级，选小齿轮数 Z1=36, Z2=54,初选螺旋角 =14。 （ 2）确定齿轮的主要参数 按齿面接触强度计算 d1t错误 !未找到引用源。 （ 7） 确定公式内的各计算值 试选 Kt=1.6；区域系数 ZH=2.433； 错误 !未找 到引用源。 =0.86； 错误 !未找到引用源。 0.67； 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 +错误 !未找到引用源。 =1.53 12 小齿轮传递的转矩： T1=16.58 103N mm T2=9.3 103 N mm T3=5.82 103 N mm 选取最大的转矩为齿轮需传递的转矩 T1=16.58 103N mm 选取与直齿轮相同的 d=0.5； ZE=189.8MPa1/2； 取 Hlim1=600MPa； Hlim2=550MPa 计算应力循环次数 ， 选取最大的转速 n=849r/min N1=60n1jLh=608491（ 1830015） =1.8错误 !未找到引用源。 N2=错误 !未找到引用源。 =1.2错误 !未找到引用源。 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.9 ； KHN2=0.95 取失效概率为 1%，安全系数 S=1 错误 !未找到引用源。 H1=错误 !未找到引用源。 =0.9错误 !未找到引用源。 600MPa=540MPa 错误 !未找到引用源。 H1=错误 !未找到引用源。 =0.95错误 !未找到引用源。 550MPa=522.5MPa 错误 !未找到引用源。 H=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 MPa=531.25MPa 试计算小齿轮的分度圆直径 d1t 由计算公式得： d1t错误 !未找到引用源。 =35.21mm 计算圆周速度： V=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =1.56m/s 计算齿宽 b 及模数 m b=dd1t=35.21mm mnt=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =0.952mm h=2.25mnt=2.250.951=2.14mm 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =16.46mm 计算纵向重合度 错误 !未找到引用源。 =0.318 错误 !未找到引用源。 dZ1 错 误 !未找到引用源。=2.854 13 计算载荷系数 K: 使用系数 12KA=1；动载系数 KV=1.11；KH=1.42；KF=1.35；KH=KF=1.4；故动载系数 K 为： K=KAKV KHKH=1.111.41.42=2.21 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 错误 !未找到引用源。 =35.21错误 !未找到引用源。 =39.2mm 计算模数： mn=错误 !未找到引用源。 =1.06mm 按齿根强度计算 m 错误 !未找到引用源。 （ 8） 计算载荷系数： K=KAKV KFKF=1 1.11 1.4 1.35=2.1 纵向重合度 =1.903；螺旋角影响系数 Y=0.88 计算当量齿数 ； Zv1=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =39.43 Zv2=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =59.14 取齿 形系数： YFa1=2.41； YFa2=2.28 应力校正系数 : YSa1=1.668 YSa2=1.73 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限 FE2=380MPa；取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85； KFN2=0.88； 取安全系数 S=1.4。 计算疲劳许应力： F1=错误 !未找到引用源。 MPa=303.57MPa F2=错误 !未找到引用源。 MPa=238.86MPa 14 计算大小齿轮的 错误 !未找到引用源。 并加以比较 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =0.01324 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =0.01651 设计计算： m错误 !未找到引用源。 =0.78mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=2.25 已可满足，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=84.5mm来计算应有齿数： Z1=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =35.88 取 Z1=36 Z2=54 （ 3） 几何尺 寸的计算： 计算中心距： a错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 mm 将中心距圆整取 a=116mm 按圆整后的中心距修正螺旋角： 错误 !未找到引用源。 =arccos错误 !未找到引用源。 =14.12错误 !未找到引用源。 因 错误 !未找到引用源。 值改变不大，故参数 ， k , ZH 等不必修正 计算大小齿轮的分度圆直径： d1=错误 !未找到引 用源。 =错误 !未找到引用源。 =83.5mm d2=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =125.3mm 取 d1=84 d2=148 15 计算齿轮宽度： b=dd1=0.583.5=83.5mm 圆整后去齿宽： b1=42mm b2=39mm 3.2.3 锥齿轮的设计计算 （ 1） 材料及齿数的选择 ： 圆锥齿轮工作为闭式的，齿轮传动轴夹角为 90错误 !未找到引用源。 ，小齿轮悬臂支撑，大齿轮两端支撑，小齿轮选用 40Cr，调质处理，平均硬度为 270HBS，大齿轮选用 45钢 ,调质处理，平均硬度为 230HBS。 初选齿数：小齿轮数为 Z1=21 大齿轮数为 Z2=59 （ 2）确定齿轮的主要参数 按齿面接触疲劳强度计算： d1t2.92错误 !未找到引用源。 （ 9） 确定设计公式中各个参数 初选载荷系数 Kt=1.3；小齿轮所转递的转矩： T1=2.437 104；选取齿宽系数 R，为防止齿向载荷分布不均匀，应限制齿宽，取 R=0.3，弹性系数 ZE=189.8MPa1/2；大小齿轮的接触疲劳强度为： Hlim1=713MPa； Hlim2=568.4MPa。 应力循环次数： N1=60n1jLh=605661（ 1830015） =1.2错误 !未找到引用源。 N2=错误 !未找到引用源。 =1.2 错误 !未找到引用源。 =3.37109 接触寿命系数 ZN1=0.91； ZN2=0.96；取失效概率为 1%；最小安全系数 2SHlim=1 计算许用接触力： 错误 !未找到引用源。 H1=错误 !未找到引用源。 =0.91错误 !未找到引用源。 740MPa=673MPa 错误 !未找到引用源。 H2=错误 !未找到引用源。 =0.96错误 !未找到引用源。 680MPa=652MPa 计算端面重合度 ，当量齿数 Z1m=错误 !未找到引用源。 =22 Z2m=错误 !未找到引用源。 =150 16 =1.88 3.2(错误 !未找到引用源。 cos 错误 !未找到引用源。 =1.69 分度圆直径： d1t 2.92 错误 !未找到引用源。 =49.77mm 计算圆周速度： dm1t=(1 0.5R)d1t=（ 1 0.50.3） 49.47=42.05mm V=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =0.545m/s 因 V 10m/s， 选 7 级精度合格 计算载荷系数：取使用系数 kA=1， kv=1.13，单齿对啮合，取齿间载荷系数 k=1，载荷分布系数 k=1.2 K= kA kvkk=1.36 校正分度圆直径： d1=d1t 错误 !未找到引用源。 =14.42 错误 !未找到引用源。 =14.6mm 按齿根弯曲强度计算 2： 大小齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为： Flim1=620MPa； Flim2=580MPa 弯曲寿命系数 YN1=0.91； YN2=0.9 尺寸系数 YX=1 计算许用弯曲应力 F1， F2。取失效率为 1%，安全系数 SFmin=1.25 =错误 !未找到引用源。 计算可知， F1=451MPa； F2=417MPa 重合度系数 Y: Y=0.25+错误 !未找到引用源。 =0.25+错误 !未找到引用源。 =0.69 取齿形系数： YFa1=2.65； YFa2=2.1 应力校正系数 : YSa1=1.67 YSa2=1.97 校核计算： 错误 !未找到引用源。 YFa YSaY=153.4MPa F1 17 错误 !未找到引用源。 =143.4MPa F2 （ 3）主要几何尺寸计算 ： 大端模数： m=d1t/z1=4977/21=2.37，查参考文献 3表 10-1 取 m=2.58 大端分度圆直径： d1=mz1=21 2.5=52.5mm d2= mz2=59 2.5=147.5mm 锥距 R 及齿宽 b: R=错误 !未找到引用源。 =0.4 错误 !未找到引用源。 =25mm b= bR=0.3 25=7.5mm 分锥角： 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =19.57 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =70.43 齿根角按等顶隙计算： f1=f2=arctan 错误 !未找到引用源。 =arctan 错误 !未找到引用源。 2.29 顶锥角 : a1=1+f1=19.57 +2.29 =21.86 a2=2+f2=70.43+2.29 =72.71 齿高 3： h=(2 错误 !未找到引用源。 =1.8mm 大端顶圆直径 da da1=d1+2hacos1=16.8+2 0.8 1 cos19.57 =57.21mm da2=d2+2hacos2=47.2+2 0.8 1 cos70.43 =147.5mm 3.3 轴的设计计算 3.3.1 高速轴的设计计算 （ 1）由 参考文献 1,初步估算轴的最小轴径： dmin=A0 错误 !未找到引用源。 （ 10） 确定公式内的各种计算数值 选轴的材料为 45（调质） ，根据 参考文献 1，取oA=103 18 由前面的设计算得 P1=0.5174kw n1= n2=298r/min （ 2）设计计算： 38.122 9 85 1 7 4.01 0 3 3m i n dmm 轴的最 小轴径为 d=mind (1+0.14)=14.11mm 圆整后取 15mm 输出轴的最小直径用来安装联轴器 13，为了使所选轴的直径 d1-2 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 Tca=KAT1，考虑转矩变化取 KA=1.3 Tca=KAT1=1.3 7.26 103N mm=9434N mm 按照计算联轴器的转矩选择 HL1 型联轴器 ,联轴器的孔径为 16mm，故取 d1-2 的直径为 16mm,半联 轴器的长度 L=32mm，与轴配合的彀长度为： L1=27。 （ 3）轴的结构设计 拟定轴上各零件的装配方案 图 4 高速轴的装配方案 Fig. 4 The assembl programe of high speed shaft 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 14 为了满足大 V 带轮的轴向定位要求， 1-2 轴段的右端需制出一轴肩，故取 d2-3 的直径为 19mm，左端采用轴段挡圈定位，按轴段直径取挡圈直径为 20mm,大 V 带轮与轴配合的彀孔长度为 27mm，为了保证轴段挡圈只 压在大 V 带轮上而不压在轴的端面上，故 l1-2-段的长度应比 L1 略短，取 l1-2=25mm； 初步选择滚动轴承。因轴承同时受到轴向力与径向力的共同作用，故选深沟球轴承轴承 4。参照工作要求并根据 d2-3=19mm，选取 6003 型号。其尺寸为 d D T 17 40 13.25，故取 d3-4=20mm； l9-10=20.5mm。 右端滚动轴承采用轴肩定位，定位轴承轴肩高度为 2mm。 19 取安装齿轮 1 的轴段直径 d4-5=23mm，齿轮的左端与轴承采用套筒定位，由上以求的齿轮 1 的齿宽为 39mm，为了使套筒端面可靠的压紧 齿轮，此轴段的长度应略短于齿宽的长度，故取 l4-5=37mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.06d，故取h=1.5mm，则轴环的直径 d5-6=26mm，轴环宽度 b 1.4h，为了配合拔叉换挡取 l5-6=40mm，齿轮 2 为轴齿轮，分度圆直径 d6-7=27mm， l6-7=27mm,d7-8=26mm， l7-8=42mm齿轮 3 左端采用套筒定位，齿宽为 40.5mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段的长度应略短于齿宽的长度，故取 l8-9=39mm， d8-9=26mm齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度为 2mm，轴环的直径为 3 mm。 轴承端盖的总宽度为 10mm.取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l=15mm,故取 l2-3=25mm。 取齿轮距箱体内壁之间的距离为 8mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一定距离 s，取 s=4mm，已知轴 承宽度为 13.5mm，所以l3-4=T+s+a+(39-37)=13.5+4+8+2=27.5mm。 轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器采用的周向定位均采用平键连接，按 d4-5=23mm查得平键截面 1b h=8 7，键槽的长为 25mm，同时为了保证齿轮与轴 配合有良好的对中性，故选择轮毂与轴的配合为 错误 !未找到引用源。 ，同样半联轴器与轴的连接，选用平键 5mm5mm 12mm，半联轴器与轴的配合为 错误 !未找到引用源。 ，滚动轴承与轴的定位采用过渡配合来保证，此处选轴的尺寸公差为 m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸 2，取轴段倒角为 1 45 （ 3）求轴上的载荷： 作出轴的计算简图 ,及求轴的支反力和弯矩： 把轴当做简支梁，支点取在轴承中点处，即去轴承宽度的 1/2 为支撑，由于轴所受的力为空间力系，将作用在轴上的力分解为垂直面和水平面。画出扭矩图 图 5（ e）： 转矩 :T=7260Nmm 圆周力： Ft=2T/d=27260/27=537.8N 径向力： Fr=Fttan20=195.7N 求水平支反力： 平衡条件 Mc=0： FHN1(118+90) 537.8104=0 Fz=0： FHN1 FHN2 Fr=0 FNv1 FNv2=268.9N 20 图 5 轴的载荷分析图 Fig.5 The analysis of the small gear wheel axle load 水平面 67 段的弯矩弯矩图 5（ b）： MH1=268.9118=31730.2Nmm MHV2=268.990=24201Nmm 求垂直支反力： 由平衡条件 Mc=0： FNv1(118+90) 195.7104=0 Fy=0： FNv1 FNv2 Fr=0 FNv1 FNv2=97.85N 垂直面 67 段的弯矩图 5（ c）： MV1=97.85118=11546.3Nmm MV2=97.8590=8806.5Nmm 计算合成弯矩，画出弯矩图 5（ d） M1=错误 !未找到引用源。 =33765 Nmm M2=错误 !未找到引用源。 =25753 Nmm 计算危险截面的当量弯矩： 由合成弯矩图可知轴的 67 段为危险截面， 取 扭矩校正系数 15为 =0.6 MB=错误 !未找到引用源。 =34230 Nmm 21 危险截面的校核： e=错误 !未找到引用源。 =17.4MPaew 式中 ew是根据轴的材料为 45 钢，调制处理 -1w=60，所以该轴安全。 3.3.2 轴的设计计算 轴所传递的扭矩 T=24370Nmm （ 1）求作用在斜齿轮上的力： Ft=错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 =388.99N Fr=Ft 错误 !未找到引用源。 =264.6错误 !未找到引用源。 =145.99N F= Fttan=97.85N 圆周力 Ft，径向力 Fr，及轴向力 F的方向如图 6 所示。 （ 2）初步确定轴的最小直径 选轴的材料为 45（调质） ，根据 参考文献 1，取oA=112 dmin=A0 错误 !未找到引用源。 =112错误 !未找到引用源。 =15.2mm 输出轴的最小直径用来安装联轴器，为了使所选轴的直径 d1-2 与联轴器的孔径相 适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 Tca=KAT1，考虑转矩变化取 KA=1.3 Tca=KAT=1.324.37103Nmm=31681Nmm 按照计算联轴器的转矩选择 HL1 型联轴器 ,联轴器的孔径为 16mm，故取 d1-2 的直径为 16mm,半联轴器的长度 L=32mm，与轴配合的彀长度为： L1=27。 （ 3）轴的结构设计 拟定轴上各零件的装配方。根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 16 为了满足 锥齿轮 的轴向定位要求， 1-2 轴段的右端需制出一轴肩，故取 d2-3 的直径为 19mm，左端采用 轴段挡圈定位，按轴段直径取挡圈直径为 20mm,锥齿轮 与轴配合的彀孔长度为 27mm，为了保证轴段挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故l1-2-段的长度应比 L1 略短，取 l1-2=25mm； 22 图 6 轴的装配方案 Fig.6 The assembl programe of shaft 初步选择滚动轴承 17。因轴承同时受到轴向力与径向力的共同作用，故选单列圆锥滚子轴承 4。参照工作要求并根据 d2-3=25mm，选取 30205 型号。其尺寸为 dDT 25521 6.25，故取 d3-4=25.5mm； 右端滚动轴承采用轴肩定位，定位轴承轴肩高度为 4mm 取安装齿轮的轴段直径 d4-5=29mm，齿轮的左端与轴承采用套筒定位，由上以求的齿轮的齿宽为 80mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段的长度应略短于齿宽的长度，故取 l4-5=78mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.06d，故取 h=2mm，则轴环的直径 d5-6=32mm，轴环宽度 b1.4h，取 l5-6=3mm 轴承端盖的总宽度为 10mm.取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l=15mm,故取 l2-3=25mm。 取齿轮距箱体内壁之间的距离为 8mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一定距离 s，取 s=4mm，已知轴 承宽度为 13.5mm，所以l3-4=T+s+a+(80-78)=13.5+4+8+2=27.5mm 轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器采用的周向定位均采用平键连接，按 d4-5=25mm 查得平键截面1bh=87，键槽的长 50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择轮毂与轴的配合为 错误 !未找到引用源 。 ，同样半联轴器与轴的连接，选用平键5mm5mm12mm，半联轴 器与轴的配合为 错误 !未找到引用源。 ，滚动轴承与轴的定位采用过渡配合来保证，此处选轴的尺寸公差为 m6。 确定轴上圆角和倒角尺寸 2，取轴段倒角为 245 23 求轴上载荷： 把轴当做简支梁，支点取在轴承中点处，即去轴承宽度的 1/2 为支撑，由于轴所受的力为空间力系，将作用在轴上的力分解为垂直面和水平面 求水平支反力： 平衡条件 Mc=0： FHN1(59.75+57.75) 388.99117.5=0 Fz=0： FHN1 FHN2 Fr=0 FNv1 FNv2=194.5N 水平面 45 段的弯矩弯矩图 5（ b）： MH1=194.559.75=11621.4Nmm MHV2=194.557.75=11232.4Nmm 求垂直支反力： 由平衡条件 Mc=0： FNv1(59.75+57.75) 145.99117.5=0 Fy=0： FNv1 FNv2 Fr=0 FNv1 FNv2=73N 垂直面 45 段的弯矩图 5（ c）： MV1=7359.75=4361.75Nmm MV2=7357.75=4215.75Nmm 计算合成弯矩，画出弯矩图 5（ d） M1=错误 !未找到引用源。 =12412.9Nmm M2=错误 !未找到引用源。 =11997.5 Nmm 计算危险截面的当量弯矩： 由合成弯矩图可知轴的 45 段为危险截面，去扭矩校正系数为 =0.6 MB=错误 !未找到引用源。 =22708.6 Nmm 危险截面的校核： e=错误 !未找到引用源。 =9.3MPaew 式中 ew是根据轴的材料为 45 钢，调制处理 -1w=60，所以该轴安全。 24 图 7 轴的载荷分析图 Fig.7 The analysis of the shaft 3.3.3 主轴的设计计算 （ 1）主轴的设计计算 轴的设计 由 参考文献 4 式 152 初步估算轴的最小轴径 错误 !未找到引用源。 (11) 25 确定公式内的各种计算数值 选轴的材料为 45 钢，取oA=103,由前面的设计算得 P4=0.23kw 、 n3=70r/min 设计计算 mmmmnPAd 12.1660 23.0103 33330m i n d =mind (1+ 0.14)=17.26mm 圆整后取轴的最小轴径为 d=18mm （ 2）轴的结构设计 拟定轴上各零件的装配方案 图 8 主轴的装配方案 Fig.8 The assembl programe of principal axes 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 a、为完成搅拌作业，根据实际情况，合理分配主轴的各段尺寸以及轴径，实现其曲柄的运动，满足大锥齿轮及各滚动轴承轴向定位要求，先定轴长为 266.5mm初定尺寸如图 8 所示。轴径具体尺寸见零件图所示。 b、因轴承要同时承受轴向力和径向力，故选角接触球轴承，参照工作要求并根据轴承段的直径 d=45mm,由轴承产品目录中初步选取 GB/T 292 1994 7009C，其尺寸为d D B=45 75 16。 同样角接触球轴承支点取中点，齿轮取轮毂宽度中点， 因此，作为简支梁的轴的支撑跨距 L=203.5mm。 （ 3）轴的校核 26 作出轴的计算简图即力学模型 （图 9） 前面已算得高速轴的转矩为 T4 = 64.83N. m，根据小圆锥齿轮的相关数 ： Ft1=699.5N Fr1=240N Fa1=84.3N 可以得到大圆锥齿轮的相关数据： Ft2=699.5N Fr2=84.3N Fa2=240N 由静力平衡方程 0 BM 01 4 316 22 NHt FF 0EM 014315912 NHt FF 可求得 FNH1 = 777.77N FNH2 = 78.27N 作弯矩图： 集中力 FNH1 作用于 B 点，梁在 AB 和 BE 段的弯矩 AB 段 取距 A 点距离为 X1 则弯矩 MAB = - Ft2 X1 = - 699.5 X1 BC 段 取距 B 点距离为 X2, 则弯矩 MBC = Ft2 (X2+16)+FNH1 X2 弯矩图如图 7（ c）所示：显然有 MH = 11192.61 mmN 分析轴所受的垂直分力情况 轴上所受的垂直方向的分力如图 7（ d）所示 由静力平衡方程 0 BM 016143 2 arNV MFF 0 EM 0159143 1 arNV MFF 其中 mNDFM aa 129602 1082402 可求得 FNV1 = 3.1N FNV2 = 81.19N 作弯矩图如图 7（ d）所示： 集中力 FNV1 作用于 A 点，梁在 AB 和 BC 段的弯矩 AB 段 取距 A 点距离为 X1，则弯矩 MAB = Fr X1 + Ma BC 段 取距 B 点距离为 X2，则弯矩 27 MBC = - Fr (X2+16) +FNH1 X2 + Ma 弯矩图如图 7（ e）所示：显 然有 MV1=12958.81 mmN MV2=11610.17 mmN 总弯矩 见图 6（ f） 图 9 轴的载荷分析图 Fig.9 The analysis of the roller axls load mmNMMM VH 1712381.1295861.11192 2211 mmNMMM VH 1612717.1161061.11192 2222 作扭矩图 总的扭矩图如图 7（ g）所示： T=36.31 mN =36310 mmN 28 按弯扭矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 B）的强度。取 0.6 ，轴的计算应力 1 aaca MPMPWTM 46.6351.0)363106.0(17123)(3222321 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查得 1=60Mpa。因此 ca 1，故安全。 3.4 轴承的校核 3.4.1 高速轴轴承的校核 由于同时承受轴向力和径向力的作用，且右轴承受力大于左轴承，所以在这里仅校核右轴承，故 P=错误 !未找到引用源。 预期计算轴承寿命（按工作 15 年，年工作 300 天， 8 小时工作制），则有： Lh =15 300 8=36000h 右轴承所需的基本额定动载荷 NnLPC h 84.240410 360001686035.6441060 310 66 / 6003 深沟球轴承 轴承的额 定动载荷 18 KNCr 2.11 。 此， CrC, 故安全 ， 同理左边轴承 CrC ，安全 。 3.4.2 主轴轴承的校核 由于要同时承受轴向力和径向力的作用，左轴承承受的力作用明显大于右轴承，在此只校核左轴承，故 P=错误 !未找到引用源。 ， 预期计算轴承寿命（按工作 15 年，年工作 300 天， 8 小时工作制） 则有： Lh =15 300 8=36000h 其所需的基本额定动载荷 NnLPC h 44.213110 36000606078.7771060 310 66 / 角接触球轴承 7009C 型轴承的额定动载荷 19 KNC r 5.23 。因此， CrC, 故安全 。同理右边轴承 CrC，安全 。 3.5 键的设计计算与校核 3.5.1 高速轴上联接的键的校核 已知装小圆锥齿轮处的轴径 d = 16mm，主轴上的转矩是 64.83Nm，载荷有轻微冲击。 29 （ 1）选择键联结的类型和尺寸 一般 8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于轮齿不在轴端，故选用普通圆头平键（ A型）。 根据 d = 22mm，查得键的截面尺寸为：宽度 b = 6mm，高度 h = 6mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L = 20mm（比轮毂宽度要小些）。 （ 2）校核键联接的强度 键、 齿轮、轴 的材料都是钢，用挤压应力 20p = 100 120MPa，取其平均值， p = 110 MPa。键的工作长度 l = L b/2 = 20 6/2 =17mm,键与轮毂键槽的接触高度365.05.0 hk mm。可得： 314.2422173 10.64.132102 33 k l dTP MPa p = 110 MPa 键的标记为：键 206 GB/T 1096-1979。 3.5.2 电机上联接的键的校核 已知装皮带轮处的轴径 d =13mm,皮带轮轮毂宽度为 26，需传递的转矩T=3.73Nmm，载荷有轻微冲击。 （ 1）选择键联结的类型和尺寸 选用普通单 圆头平键 21（ C型）。 根据 d = 13mm，中查得键的截面尺寸为：宽度 b = 5mm，高度 h = 5mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L = 22mm（比轮毂宽度要小些）。 （ 2）校核键联接的强度 键、电机轴和带轮轮毂的材料都是钢，许用挤压应力 22p = 100 120MPa，取其平均值， p = 110 MPa。键的工作长度 l = L b/2 = 22 5/2 = 19.5mm,键与轮毂键槽的接触高度 mmhk 5.255.05.0 。可得： 434.1013225.2 1073.32102 33 k l dTP MPa p = 110 MPa 键的标记为：键 C 5 22 GB/T 1096-1979。 4 打蛋机的其他各个部分简介： 搅拌器 打蛋机的搅拌器包括搅拌头和搅拌桨。搅拌头的作用在于使搅拌桨在容器中形成一定功率的运动轨迹，而搅拌桨直接与物料接触，通过自身的运动完成物料的搅拌任务 2。 （ 1）搅拌头：对于固定的容 器的搅拌头，常见的是由行星运动机构组成。其传动 30 系统如图 10（ a） 所示。内齿轮 1 固定在机架上，当转臂 3 转动时，行星齿轮 2 受到 1与 3 的共同作用，即随转臂外端轴线旋转，形成公转，同时又与内齿轮啮合，并饶自身轴线旋转，形成自转，从而实现行星运动。行星运动使搅拌桨在容器中产生图 10（ b）所示的运动轨迹，这恰好满足了调和高粘性的运动要求。 a 传动示意图 b 桨运动轨迹示意图 a Transmission schemes b The OARS trajectory schemes 1 内齿轮 2 行星齿轮 3 转臂 4 搅拌桨 1 Internal gear 2 Planetary gear 3 tumbler 4 mixing propeller 图 10 搅拌头示意图 Fig.10 The mixing head schemes 搅拌桨自转与公转的关系： nz=错误 !未找到引用源。 式中 错误 !未找到引用源。 ； ng为公转数 70r/min、 125r/min、 200r/min nz 为自转数 490r/min、 875r/min、 1400r/min 由上式可看出搅拌桨自转与公转的速度差，因内齿轮大于行星齿轮，其自转转速大于公转转速，及搅拌的局部速度大于整体的运动速度。计算时得出负值，表示自转与公转方向相反 4。 因蛋白浆属于中等粘度的物质所以搅拌桨采用拍形搅拌桨 如图 11 所示 ，由整体铸锻成球拍形。该结构具有一定的结构强度，而且作用面积较大。 搅拌容器 打蛋机的搅拌容器通常也称锅。它由圆柱桶下接球形底，两体焊接而成采用开式结构。打蛋机容器可随时装卸。在容器的外壁焊有 L型带销孔支撑板，用 31 以同机架固定。容器的定位机构采用间隙配合的两短圆销来实现，容器的夹紧机构采用斜面压块压紧支板来完成。如图 12所示 图 11 搅拌桨示意图 Fig.11 The Impeller schemes 1 容器 2 支板 3 斜面压块 4 机架 1 vessel 2 support plate 3 Cant press block 4 rack 图 12 容器夹紧机构示意图 Fig.12 Containers clamping institutions schemes 容器升降结构 容器升降机构使得固定在机架上的容器做少量的升降移动和定位自锁，以适应快速装卸的操作要求。如图 13 所示 转动手轮，同轴凸轮带动连杆及滑块，使支架沿机座的燕尾导轨做垂直升降移动，凸轮的偏心距决定了升降度为 65mm。当手轮顺时针转到凸轮的突出部分与定位销相碰 32 时，达到上限位置。平衡块通过滑块销产生向上的推力，平衡升降时容器支架本身的重力。 1 手轮 2 凸轮 3 连杆 4 滑块 5 支架 6 机座 7 平衡块 8 定位销 1 handwheel 2 Cam 3 connecting rod 4 slide block 5 Stents 6 engine base 7.balance piece 8. pins 图 13 容器升降机构 Fig.13 Container lifting mechanism 机座 立式打蛋机的机座承受搅拌操作的全部负荷。搅拌器高速行星运动。使机座受到交变偏心力矩和弯扭矩联合作用，因此采用薄壁大断面轮廓铸造箱来保证机器的感度和稳定性。 5 润滑与密封 因运动副间存在摩擦，摩擦是一种不可逆的过程，其结果必会存在能量的的损耗 33 和 摩擦表面物质的丧失和迁移，为了更好的控制摩擦、磨损，减少能量的损失，降低材料的消耗，这里采用油润滑 12。 5.1 滚动轴承的润滑 高速轴上的滚动轴承由于转速相对来说比较高，由 dn=20168=3360 25104，且此轴承安装在闭式齿轮传动装置中，因此选用油润滑中的飞溅润滑较为合适 ，选用全损耗系统用油代号为 L-AN15 用于小型机床齿轮箱、传动装置轴承，中小型电机，风动工具等。主轴上的轴承 由于转速都不太高，由 dn=35 60=21005 104 ，且也不好设计油沟，在此，采用脂润滑，选用钙基润滑脂代号为 1 号，因其有较好的抗水性，适用于工业、农业等机 械设备轴承的润滑，特别是有水或潮湿的场合。 5.2 锥齿轮的润滑 为了改善齿轮的工作状况，确保运转正常及预期的寿命，且齿轮副为开式齿轮，通常用人工周期性加润滑油，选用全损耗系统用油，牌号选用 L-AN100。 5.3 搅拌头的密封 由于搅拌头位于容器之上，打蛋机运转时，搅拌轴受随机径向偏载的影响易于其与轴封间产生间隙变化，使得润滑油脂泄漏而污染 容器内的食品，因此，对搅拌头的密封要求很高。所以采用圈形间隙式结构即把搅拌轴与行星转臂机架的下端盖安装成一体，在机架下轴孔端加工出一段凸缘，将其插入端盖的凹腔之内，并使两侧壁间存有一定的间隙。当间隙处含油后，利用液压封闭防止泄漏。 6 主要缺点和有待进一步改进的地方 缺点 : （ 1）还需人工调节，劳动强度较大 （ 2）只有三个档位，不能任意调整转速 （ 3）齿轮箱较大，构件较多 有待进一步改进的地方 : （ 1）采用无级变速压装置 （ 2）减速箱采用二根平行轴和四对齿轮，减少齿轮箱 （ 3）在容器夹紧机构增加加紧点，降低 容器震动幅度 7 结束语 这次毕业设计是我对大学的全部基础课、技术基础课以及大部分专业课的一次