毕业设计（论文）-纵轴可调式食品搅拌锅.doc

济济南南大大学学 泉泉城城学学院院 毕毕 业业 设设 计计 题题 目目 纵轴可调式食品搅拌锅 专专 业业 机械设计制造及其自动化 班班 级级 机设 07Q2 学学 生生 刘海洋 学学 号号 20073006048 指导教师指导教师 潘永智 二一 一 年 五月 三十 日 济南大学泉城学院毕业设计 - I - 目 录 摘要. .I ABSTRACT.II 1 前 言.1 1. 1 选题背影.1 1.2 选题意义.1 1.3 设计内容.1 2 搅拌锅的总体设计.3 2.1 搅拌锅的总体结构.3 2.2 电机的选择.4 2.2.1 电机功率的选择.4 2.2.1 电机转速的选择.5 2.2.1 电机型号的选择.6 2.3 传动装置和搅拌装置的设计.7 3 传动装置的设计.8 3.1 传动比及分配.8 3.1.1 计算总传动比.8 3.1.2 合理分配传动比.9 3.1.3 各轴的转速、功率、扭矩.9 3.2 传动件的设计.10 3.2.1 齿轮的设计计算.11 3.2.2 轴的设计计算.18 3.2.3 轴承的设计计算.21 4 搅拌装置的设计.23 4.1 搅拌轴上齿轮的设计.23 4.2 搅拌轴的设计.26 5 其他零部件的设计.29 5.1 锅体的设计.29 5.2 联轴器的设计.31 5.2 凸轮及倾倒机构.31 6 结论 .34 参考文献.35 致谢.36 济南大学泉城学院毕业设计 - 1 - 1 绪论 1.11.1 选题背景 食品加工业在我国是一个很有前景的行业，其中食品的搅拌是食品加工中 的重要组成部分，在许多食品加工的过程中都必不可少的要有食品的搅拌过程， 这就必须使用到搅拌锅，然而这种实用型机械国内外的研究还是比较少的。 在我国生产食品搅拌机械的厂家很多，例如温州的华龙不锈钢设备公司生产 多种搅拌设备，有横轴卧式搅拌锅、立式搅拌锅，代表产品 TL 立式搅拌锅用途： 不锈钢夹层锅又名夹层蒸汽锅，广泛应用于糖果制药乳、品酒、糕点、饮料、 蜜饯、罐头等食品加工，也可用于大型餐厅或食堂熬汤烧菜、炖肉、熬粥等， 是食品加工提高质量、缩短时间、改善劳动条件的好设备。 特性：本锅以在一 定压力的蒸汽为热源，可选用电加热，具有受热面积大加热均匀，液体沸腾时 间短，加热温度容易控制等特点。 国外在食品搅拌机械也有很多专利产品，国外的食品搅拌机械多与机电控制 相结合，利用电器控制实现对搅拌机械的控制，如对搅拌速度的控制，美国专 利 No.5.372.442 就是一种在烹饪过程中搅拌食物的一种器具，搅拌过程中可根 据食品的搅拌难易程度调整搅拌的速度，还有对搅拌时间的控制，例如，美国 专利 No.4822172，是由三个运营商公布的一种具有内部定时器和电机速度控制 器的食品搅拌机械，用户就可以根据自己的情况自行调整搅拌的时间。 1 不论国内还是国外食品搅拌机械多为卧式搅拌，立式搅拌锅相对较少，卧 式搅拌锅又可分为两种，一种是轴转动锅体不转，另一种是锅体转轴不转，两 种形式在原理上是相同的。搅拌锅除了实现食品的搅拌功能外还包括食品搅拌 过程中的加热搅拌速度的控制、搅拌时间的控制、搅拌物料的倾倒等。 1.2 选题意义 在某些食品加工业中，食品的搅拌是必不可少环节，所以搅拌锅的设计和制造 非常重要。食品的加工需要加入一些添加剂调料等，这时就要考虑到食品与这些调 味料的混合问题，混合一般都要求要均匀，搅拌锅就是用来实现物料的均匀混合， 本课题是设计一种食品搅拌设备，目的就是用来解决在食品加工过程中的搅拌问题， 具有实际的应用意义。 1.3 设计的内容 搅拌锅是一种食品搅拌设备，在食品加工中是不可或缺的，总的功能是实现 食品和调味料的均匀混合，并且在混合完成后还要将物料倾倒出来。本设计主 要涉及的内容是搅拌锅功能结构设计和重要零部件的设计，其主要的功能可以 济南大学泉城学院毕业设计 - 2 - 分为：搅拌功能、传动功能、食品的倾倒功能。 搅拌功能：实现搅拌功能地方式很多，可以采用锅体固定搅拌轴转动的方式， 也可以采用搅拌轴固定锅体转动的方式，具体的搅拌元件也有很多种，例如棒 搅拌器、叶轮式搅拌器、鼠笼式搅拌器、螺旋式搅拌器，鼠笼式搅拌器适用于 被搅拌食品量不多功率要求不大的场合，本设计主要是针对大功率的搅拌，棒 搅拌和叶轮式搅拌器相对螺旋搅拌器来说搅拌得不太均匀，所以最好采用螺旋 式搅拌器，因为这种搅拌器可以承受大的功率，而且搅拌得比较均匀。 传动功能：传动的方式可以有链传动、带传动、齿轮传动也可以电机直接拖 动，考虑到搅拌要均匀，搅拌元件的转速不应过高，而电动机的转速较高需要 减速，所以采用齿轮传动来减速，以便达到合适的速度，混合均匀，而且齿轮 传动结构紧凑所占的空间比较小，还可以实现不同转速当位的切换。 倾倒功能：搅拌完成后需要将混合好的物料倾倒出来，完成这一功能可以用 电机拖动锅体实现倾倒，也可以利用四杆机构完成，还可以用液压元件实现， 液压元件成本较低功率大，结构简单，使用方便。 搅拌锅的结构可以分为两种，立式搅拌和卧式搅拌，卧式搅拌锅的搅拌轴 需要支架，传动链较长，结构复杂，占空间大。采用立式结构，搅拌轴不需要 支架，结构简单占用空间小，装料方便。 锅体结构：锅体的整体结构为圆筒形，底面呈上宽下窄的锥形锥目的是使 底部物料能充分的搅拌，锅体的下面是卸料口。 搅拌机构：搅拌机构采用的是螺旋式搅拌轴，轴上带有螺旋形叶片，根据 电机的转向采用相应的旋向。 传动机构：通过联轴器将电机的动力传给齿轮，经齿轮减速后将动力传给 搅拌轴。 倾倒机构：用液压机构打开卸料口使物料倾斜。 根据搅拌功率计算轴径大小，校核轴的强度和刚度，选择电动机的型号， 选择齿轮的模数，计算齿轮的基本参数，确定齿轮的中心距，确定轴承的型号， 校核轴承的使用寿命，确定锅体的容积计算锅体的尺寸等。 2 搅拌锅的总体设计 济南大学泉城学院毕业设计 - 3 - 2.1 搅拌锅的总体结构 搅拌锅的结构主要有两种：一种是卧式搅拌锅另一种是立式搅拌锅。 如图 2.1 所示为卧式搅拌锅，主要由电机、V 带、减速机、电器箱、联轴器、 大盖、主轴、筒体、出料门、卸料气缸组成。 动力元件为电动机，采用带传动配有减速机，搅拌锅的上端大盖为放料口， 拉动把手大盖打开，将食品放入搅拌锅中，搅拌锅的主轴通过联轴器与减速机 相连，将动力传递给主轴，主轴上有桨叶，用来进行物料的搅拌，搅拌锅的下 面是出料口，通过卸料汽缸推开卸料口使搅拌好的食品倒出。 图2.1卧式搅拌锅 立式搅拌锅如图 1-2，是由电机、联轴器、齿轮箱、控制面板、机架、液压 杆、机座、卸料口盖、锅体和搅拌轴组成。 电机是动力元件，通过联轴器将动力传进齿轮箱，经过齿轮箱的减速将动力 输出，搅拌轴执行搅拌功能，搅拌轴下端为桨式搅拌叶轮，上端是圆柱凸轮， 利用凸轮的几何形状在转动时实现搅拌轴的轴向往复运动，搅拌完成后，按动 控制面板上的卸料钮即可卸料，卸料时液压杆拉动卸料口盖将盖子打开，卸料 完成后自动将盖子盖好。 济南大学泉城学院毕业设计 - 4 - 图 2.2 立式搅拌锅 2.2 电机的选择 根据负载转矩、转速、和启动的频繁程度等要求选择电机的功率。所选电机的 功率以大于或等于计算所需的功率，按靠近的功率选择电机，负荷一般取 0.80.9。过大的备用功率会使电动机的效率降低，对于感应电动机其功率因数会变 坏，并使按电动机最大转矩校验强度的生产机械造价提高。 除此之外，选择电动机还要符合节能要求，考虑运行可靠性、设备的供货情况、 备品设备的通用性，安装检修的难易，以及产品价格、建设费用、运行和维修费用、 生产过程中电动机功率变化关系等各种因素。 2.2.1 电机功率的选择 工作机功率： （2.1） 3 woj PK PnD 式中： Pw工作机的功率，单位为 Kw； 搅拌物料的粘度 =0.001； 搅拌物料的密度 =890kg/m ； 3 济南大学泉城学院毕业设计 - 5 - n搅拌轴的转速 n=36r/min； Dj搅拌直径 Dj=0.2m; Re雷诺数 2 / ej Rn D Po功率准数 Po=0.3(与雷诺数有关); K修正准数 K=1.25; ; 3 3 1.25 0.3 890 360.2 1.063 woj PK PnD kw 总效率计算： 32 = 总联轴承齿轮 式中：联轴器的效率=0.99； 联联 轴承的效率=0.99； 轴承轴承 齿轮的效率=0.95 齿轮齿轮 32 32 = 0.99 0.990.95 0.876 总联轴承齿轮 1.163 = 0.876 =1.226() w d P P kw 总 初选电机的功率为 1.5Kw 2.2.2 电机转速的选择 电动机的额定转速是根据生产机械的要求而选定的，在确定电动机的额定转速 时，必须考虑机械传动机构的传动比值，两者相互配合，经过技术、经济全面比较 才能确定。通常，电动机的转速不得低于 500r/min，因为当功率一定时，电动机的 转速越低，其尺寸越大，价格越贵，而生产效率越低，如果选用高速电机，势必加 大机械减速机构的传动比，使得机械传动机构复杂起来。 对于一些不需要调速的高速和中速机械，如水泵、鼓风机、空气压缩机等，可 济南大学泉城学院毕业设计 - 6 - 选用相应转速的电动机不经机械减速机构直接传动。需要调速的机械，电动机的最 高转速应与生产机械的转速相适应。 搅拌轴的转速=36r/min;齿轮的传动范围是 35 所以 nw 12 () dw ni in 式中： 电机的转速； 减速器输出轴的转速； ndnw 以及传动比； 二级传动比； i1i2 的范围是 378r/min1050r/min;初选同步转速为 940r/min； nd 2.2.3 电机型号的选择 Y 系列封闭式三项异步电动机主要性能及结构特点是效率高、耗电小、噪声小、 振动小重量轻、运行可靠、维修方便，结构为全封闭自扇冷式，能防止灰尘铁屑等 杂物侵入电机内部。容量范围 0.18315kw，适用于灰尘多土扬等环境，如农业机 械、矿山机械、搅拌机、磨粉机等，为一般用途的电动机。 由表查出电机的型号为 Y100L6；额定功率为 1.5kw;满载转速为 17 12 1 940r/min;重量 33Kg;满足要求。电机的安装形式如图 2.3 所示，表 2.1 为安装参数。 图 2.3 电机安装形式 济南大学泉城学院毕业设计 - 7 - 表 2.1 电机安装参数 2.3 传动装置和搅拌装置的设计 搅拌锅的传动装置主要是一个齿轮箱，采用二级减速，将电机的转速降速后输 送到搅拌轴，搅拌装置是由搅拌轴和叶轮组成，具体的结构和设计计算分别详见第 3 章传动装置的设计和第 4 章脚板装置的设计。锅体、倾倒机构、机架的设计详见 第 5 章。 济南大学泉城学院毕业设计 - 8 - 3 传动装置的设计 减速机是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将电机（马达）的回转 数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。在目前用于传递动力与运动的机 构中，减速机的应用范围相当广泛，几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的 踪迹，从交通工具的船舶、汽车、机车，建筑用的重型机具，机械工业所用的加工 机具及自动化生产设备，到日常生活中常见的家电，钟表等等.其应用从大动力的传 输工作，到小负荷，精确的角度传输都可以见到减速机的应用，且在工业应用上， 减速机具有减速及增加转矩功能。因此是一种广泛应用在速度与扭矩的转换设备。 减速器的种类很多，按传动的形式不同，可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星减 速器，本设计采用的就是齿轮减速器。齿轮减速器的特点是效率及可靠性高，工作 寿命长，维护简单，齿轮减速器按减速齿轮的级数可以分为单级、两级、三级和多 级减速器，本传动装置采用两级减速。 3.1 传动比及其分配 搅拌锅的传动装置是二级减速器，电机轴与减速器的输入轴通过联轴器连接， 将动力传入减速器，减速器的输出轴与搅拌轴通过联轴器相连，带动搅拌轴工作。 二级减速器的作用是将电机的高转速进行减速。因此，在设计减速器之前先要对减 速器的传动比进行分配。 3.1.1 计算总传动比 减速比的大小，对主减速器的结构型式、轮廓尺寸及质量大小影响很大。减速 比的选择，应在搅拌锅总体设计时和传动系统的总传动比 i0一起，由整体动力计算 来确定。搅拌锅的减速比 i0是减速器设计的依据，是设计减速器时的原始参数。这 时值 i0应按式 3.1 来确定， m o w n i n （3.1） 式中：电动机的满载转速=940(r/min) nmnm 减速器输出轴的转速=42 (r/min) nwnw 计算总的传动比： i0 济南大学泉城学院毕业设计 - 9 - m o w n i n 42 940 22.38 按照式 3.1 求的 i0值应与同类搅拌锅的减速器比相比较，并考虑到主从动减速齿 轮可能有的齿数，对 i0值予以校正并最后确定下来。 3.1.2 合理分配传动比 减速器传动比的分配原则是使各级传动的承载能力大致相等（齿面接触强度大 致相等） ，减速器能获得最小外形尺寸和重量，使各级传动中大齿轮的浸油深度大致 相等，润滑最为简便。 根据所选定的减速比 i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级 等） ，并使之与搅拌锅总布置所要求的尺寸相适应。本设计选用二级减速器。 =(1.31.5) i1i2 估测选取 22 ，=5.5；=3.9 i0i1i2 速度偏差为 0.1%因此可行。 3.1.3 各轴的转速、功率及转矩 (1) 各轴转速 轴（高速轴）： 1 940 940( / min) 1 m o n nr i 轴（中间轴）： 1 2 1 940 170.91( / min) 5.5 n nr i 轴（低速轴）： 2 3 2 170.91 43.82( / min) 3.9 n nr i (2) 各轴功率 01 1.5() od ppkw 轴（高速轴）： 1o pp 联轴承 （3.2） =1.5 0.99 0.99 =1.470()Kw 轴（中间轴）： 21 pp 齿轴承 （3.3） 济南大学泉城学院毕业设计 - 10 - =1.470 0.95 0.99 =1.383()Kw 轴（低速轴）： 32 pp 齿轴承 （3.3） =1.383 0.95 0.99 =1.300()Kw (3)各轴转矩 电动机输出转矩 0 0 9550 15.239() m P TN m n 轴（高速轴）： 1 1 1 9550 P T n (3.4) 9550 1.470 = 940 =14.935()N m 轴（中间轴）: (3.5) 2 2 2 9550 P T n 9550 1.383 = 170.91 =77.115()n m 轴（低速轴）: (3.6) 3 3 3 9550 P T n 9550 1.300 = 43.82 =283.447()N m 表 3.1 各轴的转速、功率、转矩 项目电机轴轴轴 转速/(r/min)940940170.9143.82 功率/(Kw)1.51.4701.3831.300 转矩/()N m 15.23914.93577.115283.447 3.2 传动件的设计 济南大学泉城学院毕业设计 - 11 - 传动装置的传动件主要包括传动齿轮、轴、轴承，所以对传动件的设计需要对 齿轮、轴、轴承进行设计计算和校核。 齿轮的失效形式多种多样，一般来说传动的失效主要是轮齿的失效，而轮齿的 失效又有很多种，较为常见的是轮齿折断和工作齿面磨损、点蚀、胶合以及塑性变 形，此设计用的齿轮均是闭式软齿面齿轮，主要的失效形式为点蚀，在设计时应按 齿面接触疲劳强度进行设计，按齿根弯曲疲劳强度校核。 轴的材料主要是合金钢，轴的设计也和其他零件相似，包括结构设计和工作能 力的计算，根据轴上零件的安装定位对轴进行合理的结构设计，轴的工作能力的计 算主要是对轴的强度、刚度、和振动稳定性方面的计算，在多数情况下轴的工作能 力主要取决于轴的强度，有时对于有刚度要求和受力较大的细长轴还要进行刚度的 计算，防止工作时产生过大的弹性形变。 轴承根据摩擦性质的不同可以分为滑动轴承和滚动轴承，滚动轴承的摩擦系数 小，启动阻力小而且已经标准化，选用、润滑维护都很方便，所以广泛应用于一般 机械中，本设计采用的是滚动轴承，轴承的设计要求是：能承担一定的载荷，具有 一定的强度和刚度；具有较小的摩擦阻力，使回转件转动灵活；有一定的支撑精度， 保证回转件的回转精度。 3.2.1 齿轮的设计计算 (1) 高速齿轮的计算 表 3.2 高速齿轮的参数 输入功率 p/(kw)小齿轮转速 n/(kw)齿数比 转矩/()N m 载荷系数 1.4709405.514.931.3 1) 选择精度等级、齿数、材料 精度七级 试选小齿数=20；大齿轮齿数=110； 1 Z 2 Z 小齿轮材料 40Cr,调制 280；大齿轮钢，240 BS H # 45 BS H 2) 按齿面接触疲劳强度设计 按公式计算 (109 )a 17 2 3 (1) 2.32() tE t dH K TZu d u （3.7） 参数的确定 试选载荷系数=1.3； t K 济南大学泉城学院毕业设计 - 12 - 由表选取齿宽系数=1； (107) 17 d 由表查得材料的弹性影响系数=189.8Mpa; (106) 17 E Z 由图按齿面硬度查得小齿轮和大齿轮的疲劳极限分别为=600 (1021 )d 17 1limtH Mpa; =550 Mpa; 2limtH 应力循环次数按计算(10 13) 17 11 60 h Nnj L 9 =60 940 1 (2 8 365 8) =2.635 10 1 2 5.5 N N 9 8 2.635 10 = 5.5 =4.079 10 由图取接触疲劳系数=0.85; =0.90(10 19) 17 1HN K 2HN K 接触疲劳许用应力： 11lim1 0.85 600510() HHN KMpa 12lim2 0.90 550495() HHN KMpa 计算结果 32 3 2 1.3 14.935 10(5.5 1) 189.8 2.32 1 5.5 495 t d 34.796()mm 圆周速度计算 1 1.712(/ ) 60 1000 t dn Vm s 齿宽计算 1 34.97534.975() dt bdmm * 2.25 1.739753.914()hhmmm =8.936; h b34.975 3.914 济南大学泉城学院毕业设计 - 13 - 计算载荷系数 根据 V=1.712m/s，7 级精度，由图查得动载荷系数 K =1.07； K(108) 17 V =K=1.2 FH 已知载荷平稳，由表得使用系数 K =1；(102) 17 A 由表用差值法查得 7 级精度、小齿轮支撑非对称分布时，。(104) 17 1.41604 H K 由 ，查图得8.936 b h 1.41604 H K (10 13) 17 1.33 F K AVHH KKKKK 1 1.07 1.2 1.41604 1.8182 校正所得的分度圆直径 3 1t t K dd K 31.8182 34.975 1.3 39.11324()mm 计算模数 m 1 1 39.11324 1.6557 20 d m Z 3)按齿根弯曲疲劳强度计算 按公式计算(105) 17 1 3 2 1 2 () FaSa dF YYK T M Z （3.8） 参数的确定 由图 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为： =500 (1020 )c 17 1F Mpa; =380 Mpa 2F 由图取弯曲疲劳寿命系数=0.85；=0.88 (10 18) 17 1N KF 2N KF 计算弯曲疲劳许用应力 济南大学泉城学院毕业设计 - 14 - 取安全系数S=1.4， =（*）/s=303.57MPa 1F 1N KF 1F =(*)/s=238.86 Mpa 2F 2N KF 2F 载荷系数 K 1 1.07 1.2 1.33 AVFF KKKKK =1.70772 计算比较大小齿轮的 FS F YY 11 1 0.014297 FS F YY 22 2 0.016368 FS F YY 式中：小齿轮应力校正系数=1.55； 1S Y 1S Y 大齿轮应力校正系数=1.79 2S Y 2S Y 小齿轮齿形系数=2.80 1F Y 1F Y 大齿轮齿形系数=2.18 2F Y 2F Y 经过计算可知大齿轮的大，按大齿轮算 计算结果 1 3 2 1 2 () FaSa dF YYK T M Z =1.278 对结果处理取 m=2 Z =39.11324/219 1 m d1 21 19 5.5108ZZu 11 19 238()dZmmm 22 108 2216()dZmmm 齿宽计算 11 1 3838() d bdmm 济南大学泉城学院毕业设计 - 15 - b =33mm 2 大齿轮的齿宽要比小齿轮的小 510mm 最终结果如下：压力角 =20 表 3.3 高速齿轮的最终参数 项目模数分度圆直径/(mm)齿宽/(mm)齿数 小齿轮2383819 大齿轮221633108 (2)低速齿轮的计算 表 3.4 低速齿轮的参数 输入功率/(kw)小齿轮转速(r/min)齿数比 转矩()N m 载荷系数 1.383170.93.977.1151.3 1)选择精度等级、齿数、材料 精度七级 试选小齿数=24；大齿轮齿数=94； 1 Z 2 Z 小齿轮材料 40Cr,调制 280；大齿轮钢，240 BS H # 45 BS H 2)按齿面接触疲劳强度设计 公式如上（3.7）式 2 3 (1) 2.32() tE t dH K TZu d u 参数的确定 试选载荷系数=1.3； t K 由表选取齿宽系数=1； (107) 17 d 由表查得材料的弹性影响系数=189.8Mpa; (106) 17 E Z 由图按齿面硬度查得小齿轮和大齿轮的疲劳极限分别为=600 Mpa; (1021 )d 17 1limtH =550 Mpa; 2limtH 应力循环次数按计算(10 13) 17 11 60 h Nnj L 济南大学泉城学院毕业设计 - 16 - 8 =60 170.91 1 (2 8 365 8) =4.791 10 1 2 3.9 N N 8 8 4.791 10 = 3.9 =1.228 10 由图取接触疲劳系数=0.90; =0.95(10 19) 17 1HN K 2HN K 接触疲劳许用应力： 11lim1 0.90 600540() HHN KMpa 12lim2 0.95 550522.5() HHN KMpa 计算结果 32 3 2 1.3 77.115 10(3.9 1) 189.8 2.32 1 3.9 550 t d 71.453()mm 圆周速度计算 1 0.2639(/ ) 60 1000 t dn Vm s 齿宽的计算 1 47.94747.947() dt bdmm * 2.25 1.9774.448()hhmmm =8.658 h b47.947 4.448 计算载荷系数 根据 V=0.2639m/s，7 级精度，由图查得动载荷系数 K =1.03； K (108) 17 VF =K=1.1 H 已知载荷平稳，由表得使用系数 K =1；(102) 17 A 由表用差值法查得 7 级精度、小齿轮支撑非对称分布时，。由 (104) 17 1.422 H K ，查图得8.658 b h 1.422 H K (10 13) 17 1.33 F K AVHH KKKKK 济南大学泉城学院毕业设计 - 17 - 1 1.03 1.1 1.422 1.6117 校正所得的分度圆直径 3 1t t K dd K 31.6117 71.453 1.3 76.76()mm 计算模数 m 1 1 76.76 3.198 20 d m Z 3)按齿根弯曲疲劳强度计算 按公式3.8计算 1 3 2 1 2 () FaSa dF YYK T M Z 参数的确定 由图 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为 =500 Mpa; (1020 )c 17 1F =380 Mpa 2F 由图取弯曲疲劳寿命系数=0.85；=0.88 (10 18) 17 1N KF 2N KF 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4， =（*）/s=303.57MPa 1F 1N KF 1F =(*)/s=238.86 Mpa 2F 2N KF 2F 载荷系数 K 1 1.03 1.1 1.33 AVFF KKKKK =1.5069 计算比较大小齿轮的 FS F YY 11 1 0.014297 FS F YY 济南大学泉城学院毕业设计 - 18 - 22 2 0.016368 FS F YY 式中：小齿轮应力校正系数=1.58； 1S Y 1S Y 大齿轮应力校正系数=1.79 2S Y 2S Y 小齿轮齿形系数=2.80 1F Y 1F Y 大齿轮齿形系数=2.18 2F Y 2F Y 经过计算可知大齿轮的大，按大齿轮算 计算结果 1 3 2 1 2 () FaSa dF YYK T M Z =1.623 对结果处理取 m=2 Z =76.76/3.521 1 m d1 21 21 3.981ZZu 11 21 242()dZmmm 22 81 2162()dZmmm 齿宽计算 11 1 4242() d bdmm b =38mm 2 大齿轮的齿宽要比小齿轮的小 510mm 最终结果如下：压力角 =20 表 3.5 低速齿轮的最终参数 项目模数分度圆直径/(mm)齿宽/(mm)齿数 小齿轮2424221 大齿轮21623881 3.2.2 轴的设计计算 （1）低速轴的设计（轴） 1) 数据总结 表 3.6 低速轴的基本参数 功率 P扭矩 T转速 n齿轮分度圆 d压力角 济南大学泉城学院毕业设计 - 19 - 1.300kw283.447n*m43.82r/min243mm20 2) 求作用在齿轮上的力 3 3 22 283.447 2331.897() 243 t T FN d tan2331.447tan20849.105() rt FFN 3) 初步计算轴的直径 查表 得 Ao=126 3 3 min0 3 P dA n 3 1.3 126 43.82 39.005()mm 取 d 的值 40mm 4) 轴上的载荷 济南大学泉城学院毕业设计 - 20 - 图 3.1 低速轴的弯扭动图 图中切向力；水平面内分解的支撑反力；水平面的弯矩； t F 1h F 1 M 径向力；垂直面内分解的支撑反力；垂直面的弯矩 r F 1v F v M 总弯矩；总扭矩M总T F =2331.897N； F =849.105N ;F=248.2617N t r 22 F rt F 济南大学泉城学院毕业设计 - 21 - M =93.316N;M =33.9642N HV M=99.3048N 2 V 2 H MM T=283.447N*M 5) 按弯扭合成应力校核 扭转为脉动循环变应力，所以 =0.6 W=0.1d 3 = (3.9) ca 22 )( TM 22 2 99.3048(0.6 283.447) 0.1 35 45.933()Mpa 轴的材料为 45#钢，=60 Mpa 1 =60 Mpa 所以安全 ca 1 (2) 中间轴的设计（轴） 1) 数据总结 表 3.7 中间轴的基本参数 功率/(kw) 扭矩/()n m转速()/ minr 齿轮分度圆/(mm)压力角 1.38377.115170.921620 2) 求作用在齿轮上的力 2 2 22 77.115 714.028() 216 t T FN d tan259.885() rt FFN 3) 初步计算轴的直径 查表 得 Ao=126 (3.10) 3 3 min0 3 p dA n 3 1.38 126 170.91 28.407()mm 取 d 的值 30mm (3) 高速轴的设计（轴） 济南大学泉城学院毕业设计 - 22 - 1) 数据总结 表（3.8）高速轴的基本参数 功率 kw 扭矩()n m转速（）/ minr 齿轮分度圆(mm)压力角 1.4714.9359403820 2) 求作用在齿轮上的力 1 1 22 14.935 786.035() 38 t T FN d tan286.099() rt FFN 3) 初步计算轴的直径 查表 得 Ao=126 1 3 min0 1 p dA n 3 1.47 126 940 23.000()mm 取 d 的值 24mm 3.2.3 轴承的设计 (1) 轴承的选择 根据周径的尺寸轴、的轴承代号分别为：51202、51205、51207 (2) 轴承寿命的校核 轴上的载荷最大，因此只校核轴上的轴承即可。 1) 参数的确定 额定动载荷 C =3920N； r 额定静载荷 C=7820N；or F=2332.897N； F=849.105N HV 2) 求比值 轴承所受的总径向力 22 2332.897849.105 r F =2482.617N 轴向力 F =0 济南大学泉城学院毕业设计 - 23 - e r F F 3) 计算当量动载荷 P=f(xF+yF) (3.11) p r 式中：f 当量载荷系数 f =1.01.2，取 1.1 pp X 径向动载荷系数 X=1 Y 轴向动载荷系数 Y=0 1.1 (1 2482.6170)P 2730.8787()N 4) 检验轴承的寿命 2 8 365 846720 h L L = (3.12) h n60 106 ) C P r （ 6 3 103920 () 60 43.822730.8787 49342.25 h L 所以选择的轴承合适 济南大学泉城学院毕业设计 - 24 - 4 搅拌装置的设计 4.1 搅拌轴上齿轮的设计 齿轮是闭式软齿面锥齿轮，主要的失效形式为点蚀，在设计时应按齿面接触疲 劳强度进行设计，按齿根弯曲疲劳强度校核。 表 4.1 搅拌轴的基本参数 输入功率/()kw 小齿轮转速/ ( / min)r 齿数比 转矩/()n m 载荷系数 1.222361.16324.1691.3 (1) 选择精度等级、齿数、材料 精度七级 试选小齿数=54；大齿轮齿数=63； 1 Z 2 Z 小齿轮材料 40Cr,调制 280；大齿轮钢，240 BS H # 45 BS H (2) 按齿面接触疲劳强度设计 (4.1) 2 32.92() (1 0.5) E t rrH ZK T d 参数的确定 试选载荷系数=1.3； t K 由表选取齿宽系数=； (107) 17 r 3 1 由表查得材料的弹性影响系数=189.8Mpa; (106) 17 E Z 由图按齿面硬度查得小齿轮和大齿轮的疲劳极限分别为=600 Mpa; (1021 )d 17 1limtH =550 Mpa; 2limtH 应力循环次数按计算(10 13) 17 11 60 h Nnj L 8 =60 170.91 1 (2 8 365 8) =4.791 10 1 2 1.67 N N 济南大学泉城学院毕业设计 - 25 - 8 8 4.791 10 = 1.67 =0.6043 10 由图取接触疲劳系数=0.90; =0.95(10 19) 17 1HN K 2HN K 接触疲劳许用应力： 11lim1 0.90 600540() HHN KMpa 12lim2 0.95 550522.5() HHN KMpa 计算结果 2 32.92() (1 0.5) E t rrH ZK T d =161mm 圆周速度计算 1 1.712(/ ) 60 1000 t dn Vm s 齿宽计算 2 1 41.19() 2 r u bmm * 2.25 1.739756.55()hhmmm =6.29; h b41.19 6.55 计算载荷系数 根据 V=1.712m/s，7 级精度，由图查得轴承系数K(109) 17 1.5 H be K V K= K=1.5 K=2.25 HBFbeH 已知载荷平稳，由表得使用系数 K =1；(102) 17 A 由表得到 K =K=1.1 ；(103) 17 FH (4.2) AVHH KKKKK 1 1.03 1.1 2.25 3.182 3) 按齿根弯曲疲劳强度计算 按公式计算(105) 17 济南大学泉城学院毕业设计 - 26 - (4.3) 1 3 22 1 4 () (1 0.5) FaSa rrF YYK T M Z 参数的确定 由图 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为 =500 (1020 )c 17 1F Mpa; =380 Mpa 2F 由图取弯曲疲劳寿命系数=0.85；=0.88 (10 18) 17 1N KF 2N KF 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4， =（*）/s=303.57MPa 1F 1N KF 1F =(*)/s=238.86 Mpa 2F 2N KF 2F 载荷系数 K 1 1.07 1.2 1.33 AVFF KKKKK =3.218 计算比较大小齿轮的 FS F YY 11 1 0.014297 FS F YY 22 2 0.016368 FS F YY 式中：小齿轮应力校正系数=1.55； 1S Y 1S Y 大齿轮应力校正系数=1.79 2S Y 2S Y 小齿轮齿形系数=2.80 1F Y 1F Y 大齿轮齿形系数=2.18 2F Y 2F Y 经过计算可知大齿轮的大，按大齿轮算 计算结果 1 3 22 1 4 () (1 0.5) 2.863 FaSa rrF YYK T M Z 济南大学泉城学院毕业设计 - 27 - 对结果处理取 m=3 Z =1613254 1 m d1 21 54 1.1663ZZu 11 54 3162()dZmmm 22 63 3189()dZmmm 齿宽计算 2 1 42() 2 r u bmm b =37(mm) 2 大齿轮的齿宽要比小齿轮的小 510mm 最终结果如下：压力角 =20 表 4.2 搅拌轴上齿轮的最终参数 项目模数分度圆直径/(mm)齿宽/(mm)齿数 小齿轮31624254 大齿轮31893763 4.2 搅拌轴的设计 (1) 数据总结 表 4.3 搅拌轴的基本参数 功率/(kw)扭矩/()n m 转速/() 1 minr 齿轮分度圆/(mm)压力角 1.222324.1693618920 (2) 求作用在齿轮上的力 22 324.169 3430.36() 189 t T FN d tan3430.26 tan201248.5() rt FFN (3)