小型食品搅拌机设计

毕业设计（论文）中文摘要小型搅拌机的设计摘 要：本文介绍了小型食品搅拌机在我国食品工业生产中应用的重要意义及一些国内外的一些发展现状。小型搅拌机广泛应用于家庭、食品店、集体食堂等场所。在日常生活中，在做糕点的食品店，用于和面，搅匀鸡蛋等，做蛋糕，用于搅匀奶油，我曾见过，学校食堂的师傅，冬天用搅拌机淘米，因为冬天冷，师傅用搅拌机淘米，避免了亲自用手去淘米，避免了人手接触冷水，可谓是一大创新。可见，小型搅拌机在我们日常生活中是何等方便，所以现在正是发展小型搅拌机的大好时机。考虑到目前搅拌机种类和规格很多，但适合食品搅拌的小型食品搅拌机还不多，因此本次设计主要是根据部分食品的特殊要求，选取旋桨式搅拌头，进行搅拌工作的小型食品搅拌机，本文主要是对搅拌机的电动机及传动机构、搅拌轴、搅拌叶片等部件的设计，从而达到所需要求。关键词：旋桨式；小型食品搅拌机；传动机构毕业设计（论文）外文摘要s a of to to it in so it is a to to of 1 绪论究目的与意义 内外研究现状 22减速箱总体方案的确定 动方案的确定 动装置的合理布置 级传动比的合理分配 53计算转动装置的运动和动力参数 轴的转速 轴的功率 轴的转矩 64齿轮传动设计与校核 锥齿轮计算 齿圆柱齿轮计算 齿根弯曲强度设计 何尺寸计算 算 145轴的设计与校核 出轴的功率P,转速 作用在齿轮上的力 步确定轴的最小直径值 的结构设计 轴上的载荷 弯扭合成应力校核轴的强度 确校核轴的疲劳强度 186滚动轴承的选择与校核 207搅拌机的功率计算 转功率的计算 响搅拌机功率的因素 248升降部分设计 259搅拌桶尺寸的确定 2610总结27参考文献 28致 谢 281 究目的与意义小型搅拌机广泛应用于家庭、食品店、集体食堂等场所。在日常生活中，在做糕点的食品店，用于和面，搅匀鸡蛋等，做蛋糕，用于搅匀奶油，我曾见过，学校食堂的师傅，冬天用搅拌机淘米，因为冬天冷，师傅用搅拌机淘米，避免了亲自用手去淘米，避免了人手接触冷水，可谓是一大创新。可见，小型搅拌机在我们日常生活中是何等方便，所以现在正是发展小型搅拌机的大好时机。内外研究现状随着近些年我国食品设备的飞速发展，食品加工机械已经成为机械工业的重要组成部分，基本形成了为食品加工业提供成套装备的能力，部分食品加工机械已经打入了国际市场，但由于我国食品加工机械工业起步晚，基础差，目前达到或接近世界先进水平的加工设备仅占全部的5%整个行业落后20此搅拌机在食品当中的应用也是比较晚的，其广泛度还有待提高，我国每年还需要进口大量先进的食品加工机械，以满足我国食品工业之需要，因此，我国食品加工机械的行业发展不平衡，产品的水平还不高，然而在发达国家中搅拌机的应用很早就投入食品加工机械中，各类搅拌技术的应用也是比较早的，发达国家又恨高的食品工业产值，食品工业产值在工业总产值中所占比例一般在10%以上，最高可近18%，食品工业发达国家的主要工业支柱产业，发达国家为食品工业提供装备的食品机械行业已经发展为一个重要的支柱产业，是机械工业的一个重要组成部分，发达国家食品机械性能高，自动化程度高，这样大大减少了劳动力，保证了生产速度，降低了劳动成本，节省了劳动时间，从而获得了更多的经济效，所以小型食品搅拌机在国内外市场还有很大的发展潜力。2 减速箱总体方案的确定本课题设计的重点是电动机及传动机构、搅拌轴、搅拌叶片等部件的设计。首先，选择动力机，确定传动比并合理分配传动比，计算传动装置的运动和动力参数，为各级传动零件设计、装配图设计做准备。拟订传动方案:由于本次设计的要求是设计一种适合小型食品搅拌机，工作环境一般用于室内。还要充分考虑次类搅拌机应该利于搬动，不宜过重，搅拌时的噪音应该尽量减小到最小，通过提高传动装置效率的方式来减少能耗，降低运行费用。所以应选用传动效率较高的齿轮传动进行传动，以达到要求。在满足功能的前提下应尽量简化以降低费用。动方案的确定本次设计的一个重点之一就是如何正确合理的设计传动装置，由于本次设计是设计一种小型食品搅拌机，所以保证此类搅拌机具有少能耗高效率的特点则显得有为重要，再者本次设计是要求设计一种立式搅拌机，那么就要改变传动方向，在改变传动方向的选择上有2种方案，第一就是选用蜗轮蜗杆传动，次类传动具有如下特点：它是一种特殊的交错轴斜齿轮传动，交错角为90；它具有螺旋传动的某些特点，蜗杆相当于螺杆，蜗轮相当于螺母，蜗轮部分地包容蜗杆，蜗轮蜗杆传动比大，结构紧凑传动平稳，无噪声；具有自锁性；传动效率较低，磨损较严重蜗杆轴向力较大，致使轴承摩擦损失较大。由于蜗杆蜗轮传动具有以上特点，故常用于两轴交错、传动比较大、传递功率不太大或间歇工作的场合。第二种传动方式是用一对圆锥齿轮进行传动，该类传动的特点具有斜齿渐进接触的啮合特点,且重合度较大,故传动平稳,噪声小,承载能力强;最少齿数可到5,因而可获得较大的传动比和较小的机构尺寸，综合考虑到设计要求和设计特点，选用一对圆锥齿轮进行传动效果更加。动装置的合理布置许多传递装置往往需要选用不同的传动机构，以多级传动方式组成，而传动先后顺序的变化将对整机的性能和结构尺寸产生重要影响，必须合理安排，本次设计采用2级传动，先由一对圆锥齿轮改变传动方向，即将横向传动改变为竖直传动，然后一对圆柱齿轮进行传动，并输出于执行元件。所以初步拟订的传动方案如下图1 级传动比的合理分配在设计二级和二级以上的减速器时，合理地分配各级传动比是很重要的，因为它将影响减速箱的轮廓尺寸和重量以及润滑的条件。动比分配的基本原则1）各种传动的传动比，均有其合理应用的范围，通常不应超过。2）各级传动的承载能力近于相等。3）各级传动中的大齿轮浸入油中的深度大致相近，从而使润滑最为方便。4）分配传动比时，应注意使各传动件尺寸协调、结构匀称，避免发生相互干涉。如设计二级齿轮减速传动时，若传动比分配不当，可能会导致中间轴大齿轮与低速轴发生干涉。5）对于多级减速传动，可按照“前小后大”（即由高速级向低速级逐渐增大）的原则分配传动比，且相邻两级差值不要过大。这种分配方法可使各级中间轴获得较高转速和较小的转矩，因此轴及轴上零件的尺寸和质量下降，结构较为紧凑。增速传动也可按这一原则分配。6）在多级齿轮减速传动中，传动比的分配将直接影响传动的多项技术经济指标。例如：传动的外廓尺寸和质量很大程度上取决于低速级大齿轮的尺寸，低速级传动比小些，有利于减小外廓尺寸和质量。闭式传动中，齿轮多采用溅油润滑，为避免各级大齿轮直径相差悬殊时，因大直径齿轮浸油深度过大导致搅油损失增加过多，常希望各级大齿轮直径相近。故适当加大高速级传动比，有利于减少各级大齿轮的直径差。动机的初步选择根据本次设计任务书的具体要求，据最高转速为910r/ 传动比具体分配根据上面电动机的初步选择，电动机的转速在910r/们所需要的搅拌时间为10分钟左右，经过查相关的资料可知道搅拌机的转速一般在10010/0 1） （2）所以圆锥齿轮的传动比为 所以1以圆柱齿轮的传动比设为 2 3 轴的转速电动机的动力输出轴为0轴，第一个传动轴为二个传动轴为出轴为以各轴的转速为100 （3）10/ 64/ 2 轴的功率电动机的输出功率为 0P =于传动时要有功率损失，也就考虑到传动效率的问题 22 3 4 （4）式中1 2 为从电动机至输出轴之间的各传动机构和轴承效率，滚动轴承 2 柱齿轮传动 3 性联轴器 4 轴的转矩 00 11 锥齿轮计算齿轮采用45号钢，调质处理后齿面硬度180190轮精度等级为7级。参考参考文件3Z =25，i= 2Z = 2Z =63，参考机械零件的齿轮计算：(1)设计准则按齿面接触疲劳强度设计，在按齿根弯曲疲劳强度校核。(2)按齿面接触疲劳强度设计齿面接触疲劳强度的设计表达式 2131 t H d （5）其中， d 1， u=P ， 1,8 80H 260H 选择材料的接触疲劳极限应力为：130F 210F 应力循环次数60N （6）=60 1130 300 8 16 = 0则 10 912 0 接触疲劳寿命系数 1 ， 21， 21接触疲劳安全系数1，弯曲疲劳安全系数 选 180 381H Z 280 H Z 130 2 1 F Y Y 210 2 1 F Y Y 将有关值代入公式（15）得： 2 131 t H d = 3 22 = 11 570 60 1000 60 1000td nV m s 1 1 25 100 100ZV m s 动载荷系数 ；使用系数 1 ；齿向载荷分布不均匀系数 ；齿间载荷分配系数取 1K ，则 K K K ，修正： 331 1 d （7）11 （8）取标准模数m=）计算基本尺寸1 1 5 68d mz 2 2 8 187d mz 节锥定距 2 21 21 5 681 1 25mz zR 节圆锥角（未变位时，与分度圆锥角相等）1 1 1 2633542 。2 190 63266 。 。 1 2 均不能圆整大端齿顶圆的直径小齿轮1 1 12 8 2 2.5 4 d m 。大齿轮 2 2 22 87 2 d m 。齿宽 取 1 2b b ）校核齿根弯曲疲劳强度复合齿形系数 121 11 2 2 3 2141 m u = 2322 = 22 1 21 所以齿轮完全达到要求表1齿轮的几何尺寸符号 公式分度圆直径 d 1 1 5 68d mz 2 2 8 187d mz 齿顶高 ah h m 齿根高 1 ah h c m 齿顶圆直径 1 2 ad d h 齿根圆直径 1 2 fd d h 齿顶角 齿根角 f 分度圆锥角 5 2 顶锥角 a 24a a 。根锥角 f f 。锥距 R 2mz 齿宽 b (30b R 轮相关参数的选择选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据设定的传动方案，采用软齿面直齿轮传动。2）小型搅拌机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度3）参考参考文件30碳淬火，查表的硬度为）取小齿轮齿数9，则大齿轮齿数Z2=9=齿面接触疲劳强度设计设计计算公式： 2131 t Et d u Zd u (9)定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 算小齿轮的转矩5 31 0 PT n (10) 4 参考文献2表10d 4）由参考文献2表10）由图10 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 6）由式：1 160 hN n (11)计算应力循环次数 81 60 697 1 12 180 10 0N 8 82 0 0N 7）由参考文献2图10 ； 2 8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，取安全系数S=1。由式 H K S 得 (12) 1 H K 2 H K 算1）试算小齿轮分度圆直径 1代入 H 中较小的值 2131 t Et d ud u (13) 1 2 24 2）计算圆周速度 t /1 (14)3）计算齿宽b (15)4）计算齿宽与齿高之比b/511 16)齿高 17)齿宽与齿高之比 算载荷系数根据 ，8级精度，由参考文献2图10直齿轮，假设 100N/ b K K ；由参考文献2表10 ；由参考文献2表10齿轮相对支承非对称布置时， 2 2 0H d dK b (18)将数据代入后得 2 2 1 0 由b ， ，查参考文献2图10 ； H K K K (19)6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 31 1t d K 得1 (20)7）计算模数m 11 z (21)齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为： 13 212 Y z (22)定公式内的各计算数值1）由参考文献2图10 2 2）由参考文献2图10 ； 2 3）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S= S 得 1 11 2 22 050 (23)4）计算载荷系数K F K K K (24)5）查取齿型系数由参考文献2表10 ， 2 6）查取应力校正系数由参考文献2表10 ， 2 7）计算大小齿轮的 并加以比较 1 11 2 22 小齿轮的数值大。计计算根据式（22）得 m齿面接触疲劳强度计算的模数于齿轮模数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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数，并就近圆整为标准值m=5，按接触强度算得的分度圆直径 1 ,算出小齿轮数11 m 大齿轮齿数 2 1 ， 取 2z 30这样设计出的齿轮传动既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。何尺寸计算1）计算分度圆直径 1 1 19 5 95d z m 2 2 30 5 150d z m 2）计算中心距1 2 232d da mm （25）3）计算齿轮宽度考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。若使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常更据齿轮模数齿：b= （26）第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，接触线长度增加触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。算 112 2040t d (27) 100N/mA N (28)5 轴的设计与校核由于本次设计中涉及到的轴比较多，所以每根轴都有多个功率和转矩。在此选择受转矩最大的一根轴进行设计校核，即选取最后输出轴进行设计校核。出轴的功率P,转速 作用在齿轮上的力输出轴齿轮的分度圆的直径为d= 37320 (29)4920 (30)步确定轴的最小直径值先按式 3 N (31)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45，渗碳处理。根据表15 0 115A ,于是由式（30）于本轴有2个键槽所以应改增大轴颈10%15%的结构设计拟订方案，根据要求确定轴的各段直径和长度，如图2。图2 轴的结构1）为了安装输出轴上的大齿轮，轴段取直径为25度18段2直径为20齿轮与轴的轴向定位均采用普通平键，按段，参考文献3查得平键B/键槽用键槽铣刀加工，长为18选择链轮轮毂与轴的配合为H7/动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为）初选深沟球轴承。为了方便安装，两端选用不同型号的轴承。因轴承承担的径向力远远大于轴向力，参照工作要求，左端初选6205型号的轴承，其尺寸为dDB255215，故轴段的直径为25端初选6205型号的轴承，其尺寸为dDB255215，故此段轴段的直径为25尺寸为dSb=B/材料为65M。3）其他长度尺寸由其他部件的安装尺寸决定的。4）参照参考文献2，取轴端倒角为1 45 ，各轴肩处的圆角半径轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取于6205深沟球轴承，支点在球心处。由于此类型的轴有两根不同长度，因此得分别校核。在这里选长半轴进行校核。作为简支梁的轴的支承跨距L=108出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩和扭矩图(见图3)可以看出截面将计算出的截面M 、 2 截面平面H 垂直面539N36N 744N04N弯矩 245108 89180 总弯矩 60743M 扭矩 弯扭合成应力校核轴的强度因为在危险截面-上出现的最大弯矩和扭矩，所以只需要校核-截面上的强度即可。根据参考文献2及上表中的数值，并取=的计算应力2 2 2 22 3( ) 260743 (200) 5 T (36)前已选定轴的材料为20碳淬火处理，由机械设计手册查得 1 80 ,因此 1 ，故安全。图3 确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面截面-只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕地确定的，所以截面-均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和截面处的过盈配合引起的应力集中最严重，但截面的轴经虽然比较大，但载荷比截面大很多故需要校核；但从受载的情况来看，截面应力集中不大。故只需要校核截面左右两侧即可。2）截面的左侧抗弯截面系数 W=23=37)抗扭截面系数 23=38)截面右侧的弯矩 截面上的扭矩 T=692110N84526=W (39)截面上的扭转切 692110= (40)由参考文献2相关图表查得 1100b ， 1 525 ， 1 300 。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按参考文献25r Dd d 经插值后可查得 又由参考文献2 ， 故有效应力集中系数为)1(1 1+41)1(1 1+42)由参考文献2相关图表查得尺寸系数 =参考文献2相关图表查得扭转尺寸系数 =参考文献2相关图表查得表面质量系数为 q =参考文献2相关公式查得缝合系数值1 1 11 1 = (43)1 1 11 1 = (44)又由参考文献2查得合金钢的特性系数 = =算安全系数参考文献2相关公式则得1 525 =a (45)1 300 =a （46）2 2 2 = S (47)故可知其安全。3）截面右侧抗弯截面系数 W=53=9113T=53=18226侧的弯矩 N的扭矩 3=692110T N51234 截面上的扭转切应力 692110 T 过盈配合处的 k 值，由参考文献2图表用插值法求出，并取 ，得 k = 参考文献2相关图表查得表面质量系数为 q =参考文献2相关公式查得缝合系数值1 1 1 11 = 1 1 1 11 = 于是，计算安全系数参考文献2相关公式则得 1 525 a 1 300 a 2 2 2 = S 故可知其安全。6 滚动轴承的选择与校核因轴承主故要承受径向载荷无受轴向载荷，初步选取球深沟轴承。其主要性能和特点:主要承受径向载荷,也可同时承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最小。在高转速时，可用来承受纯轴向载荷。工作中允许内、外圈轴线偏斜量不大于8 61 ，大量生产，价格最低。这里选输出轴上的轴承校核（其它轴承的选择和校核略）。为了方便安装，两端选用不同型号的轴承。因轴承承担的径向力远远大于轴向力，参照工作要求，左端初选6205型号的轴承，右端初选6205型号的轴承。验算：轴轴承的使用寿命为：12小时/天180天/年10年=21600小时1）对左端，已知1 2744r ，在理想状况下无轴向力，故 ，所以X=1，Y=0。根据6205型轴承，查的：C=0 =当量载荷P:查参考文献2表13p 2744 4939P f (48)验算6205轴承的寿命 36 6 2450010 10( ) 56510 21600( )60 60 36 4939C h (49)所以6205型满足要求。2）对左端，已知1 304r ，在理想状况下无轴向力，故 ，所以X=1，Y=0。根据6208型轴承，查的：C=0 =当量载荷表13 304 547P f 验算6208轴承的寿命 736 6 2280010 10( ) 0 21600( )60 60 36 547C h 所以6208型满足要求。轴承校核完毕。7 搅拌机的功率计算搅拌机的功率分为启动时所需功率和运转时所需功率。启动功率时指启动时克服液体惯性阻力，又叫惯性功率；运转功率时指正常运转时桨叶克服液体摩擦阻力所必须作的功。转功率的计算搅拌机的运转功率与进行搅拌的流体力学有关，设阻力为P，则22 （50）式中 阻力系数F桨叶在运动方向上的投影面积V桨叶运动圆周速度液体密度如图4所示，设搅拌机的一片桨叶在运动方向上的投影可用 1( )f x 和 2( )f x 两条曲线所围成的面积表示，桨叶的微面积叶功率计算简图2 2 v df g g 记微面积2dp v 假设液体是静止的，则相对速度 2v ，所以 3 33 322 2v n g （51）式中：)r s ，对公式（44）进行积分，得到一片桨叶的功率为 23 3 30 022 xN n x dx （52）式中：L/2为一片桨叶的长度。在搅拌的过程中一直伴有一个搅拌阻力系数即 m ，不同类型的桨叶的 m 值也不同，且 m 是雷诺准数 们之间的关系为mm （53）因此我们计算搅拌机一片桨叶的运转功率为3 5 R n L （55）由于 n L、 都是已知的根据表3常用搅拌机桨叶的A, 5）双桨式 式 容是设计旋浆式搅拌机，所以取A=n ，在计算搅拌机功率的时候还要乘上一个修正系数f，对于旋浆搅拌机而言其 3 = =f L D （56）所以搅拌机的功率应该为3 55 3 =20 00 =f A R n L （57）响搅拌机功率得因素(1)桨叶数得影响，搅拌机的功率与常数类型桨叶，桨叶数越多，叶数成倍增加，功率并不成倍增大，其原因在于第一桨叶搅动后的液体尚未复原时，第二叶又工作，说增加的桨叶不是在液体静止状态下运动的，其助理较前面桨叶小(2)转速的影响将公式改写为3 52 n LL 由于 1m ，故功率近似与转速的三次方成正比为减少功率消耗，在不需高速搅拌加工过程中，应尽可能采用较低的转速(3)桨叶长度的影响仍从公式分析可见，功率近似与 5其它条件不变时，桨叶长度稍微增大，就会引起搅拌功率消耗的明显增加，因此，设计搅拌机确定桨叶长度时要了别慎重(4)液体密度的影响，搅拌前并不是均匀的，而是下部密度大，有时上部是清水桨叶自上而下进行搅拌工作时，靠摩擦作用逐渐翻起下部，液体的密度也逐渐增大，全部翻起后池内成为均匀的，计算搅拌机的功率时，应以均匀的密度作为计算依据。8 升降部分的设计在对升降部分进行设计时考虑到很多的方案，但终究比较还是选择齿轮齿条的升降机构比较合适，齿条有如下特点:1）齿条同侧齿廓为平行线,它在与齿定线平行的任一直线上具有相同齿距 N ,2)齿条直线齿廓上各点具有相同的压力角,等于直线齿廓的齿形角,一般为标准值 20i 。;当齿轮齿条标准安装时,齿轮分度圆与齿条分度线重合,啮合角等于齿形角;齿轮以角速度转动,带动齿条以线速度 1 1pv r 直线移动，中心距增大后，齿条远离齿轮轴心01移动图虚线所示),根据齿条直线齿廓的特点,啮合线不会随齿条位置改变而改变,故节点位置时,齿轮的分度圆仍然与节圆重合，啮合角仍然等于齿条的齿形角,即等于齿轮分度圆上的压力角;而齿条位置的改变使齿条的中线与节线不再重合，齿侧间隙隙增加。即：齿轮齿条正变位传动时, ， 1 1r r ， 2 2r r ； ， 0j ，c c m ，所以用齿轮齿条传动具有很大的优势。齿轮齿条的结构布置如图5所示图5升降原理图9 搅拌桶尺寸的确定按照任务要求搅拌桶的容积要求在20以有此来确定搅拌桶的尺寸。搅拌桶的体积是由一个半球和一个长方体组成。由公式计算：V= 31 42 3 R = 3 21 4 18 18 152 3 =27468 30 总结通过本次毕业设计是我充分认识到，这次设计其实是综合运用机械设计课程和其它先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学知识的过程。通过设计实践，使我逐步树立了正确的设计思想，增强了创新意识和竞争意识，熟悉掌握了机械设计的一般规律，培养了我分析和解决问题的能力。通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，使我进行了全面的机械设计基本技能的训练。另外通过本次设计使我领悟出机械设计的一般进程为：设计准备、传动装置总体设计、传动零件设计计算、装配图设计、零件工作图设计、编写设计说明书。如果随意打乱这个过程则在设计过程中肯定会多走弯路。在设计过程中我们在独立完成的同时，要时刻跟指导老师沟通和请教，要掌握设计进度，认真设计。每个阶段完成后要认真检查，有错误