立式打蛋机的设计【含全套CAD图纸】【机械毕业设计】 .pdf

湖南农业大学东方科技学院湖南农业大学东方科技学院 全日制普通本科生毕业设计全日制普通本科生毕业设计 立式打蛋机的设计立式打蛋机的设计 the design ofverticalegg mixer 学生姓名学生姓名： 刘刘黎黎 学学号：号： 200841914508200841914508 年级专业及班级：年级专业及班级： 20082008 级机械设计制造及自动化级机械设计制造及自动化 (5)(5)班班 指导老师及职称：指导老师及职称： 高英武高英武 教授教授邓春香邓春香 副教授副教授 学学部：部： 理工学部理工学部 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 34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 sciencekh=1.42;kf=1.35;kh=kf=1.4； 故动载系数 k 为： k=kakvkhkh=1.111.41.42=2.21 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =35.21=39.2mm 计算模数： mn=1.06mm 按齿根强度计算 m（8） 计算载荷系数： k=kakvkfkf=11.111.41.35=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=39.43 zv2=59.14 取齿形系数：yfa1=2.41;yfa2=2.28 应力校正系数: ysa1=1.668ysa2=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=mpa=303.57mpa f2=mpa=238.86mpa 计算大小齿轮的并加以比较 14 =0.01324 =0.01651 设计计算： m=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=35.88 取 z1=36z2=54 （3）几何尺寸的计算： 计算中心距： a=mm 将中心距圆整取a=116mm 按圆整后的中心距修正螺旋角： =arccos=14.12 因 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=83.5mmd2=125.3mm 取 d1=84d2=148 计算齿轮宽度： b=dd1=0.583.5=83.5mm 圆整后去齿宽：b1=42mmb2=39mm 3.2.3锥齿轮的设计计算 15 （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 ，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（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=2.437104；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 n2=1.2=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： h1=0.91 740mpa=673mpa h2=0.96 680mpa=652mpa 计算端面重合度，当量齿数 z1m=22z2m=150 =1.883.2(cos =1.69 分度圆直径： d1t2.92=49.77mm 16 计算圆周速度： dm1t=(10.5r)d1t=（10.50.3）49.47=42.05mm v=0.545m/s 因 v10m/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= kakvkk=1.36 校正分度圆直径： d1=d1t =14.42=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 =计算可知，f1=451mpa；f2=417mpa 重合度系数 y:y=0.25+=0.25+=0.69 取齿形系数：yfa1=2.65;yfa2=2.1 应力校正系数: ysa1=1.67ysa2=1.97 校核计算： yfaysay=153.4mpaf1 =143.4mpaf2 （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=212.5=52.5mmd2= mz2=592.5=147.5mm 17 锥距 r 及齿宽 b: r=0.4=25mm b=br=0.325=7.5mm 分锥角： =19.57 =70.43 齿根角按等顶隙计算： f1=f2=arctan =arctan2.29 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=1.8mm 大端顶圆直径 da da1=d1+2hacos1=16.8+20.81cos19.57 =57.21mm da2=d2+2hacos2=47.2+20.81cos70.43 =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（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 o a =103 由前面的设计算得 p1=0.5174kwn1= n2=298r/min （2）设计计算：38.12 298 5174.0 103 3 min dmm 轴的最小轴径为 d= min d(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 18 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=1.37.26103nmm=9434nmm 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. 4the 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 ddt17 4013.25，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。 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 h0.06d，故取 h=1.5mm， 则轴环的直径d5-6=26mm， 轴环宽度b1.4h， 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 19 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=87，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，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，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 145 （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：fhn1fhn2fr=0 fnv1fnv2=268.9n 20 图 5 轴的载荷分析图 fig.5the analysis of the small gear wheel axle load 水平面 67 段的弯矩弯矩图 5（b）： mh1=268.9118=31730.2nmmmhv2=268.990=24201nmm 求垂直支反力： 由平衡条件mc=0：fnv1(118+90) 195.7104=0 fy=0：fnv1fnv2fr=0 fnv1fnv2=97.85n 垂直面 67 段的弯矩图 5（c）： mv1=97.85118=11546.3nmmmv2=97.8590=8806.5nmm 计算合成弯矩，画出弯矩图 5（d） m1=33765 nmmm2=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 21 mb=34230 nmm 危险截面的校核： e=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=388.99n fr=ft=264.6=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 o a =112 dmin=a0 =112=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 22 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; 图 6 轴的装配方案 fig.6the assembl programe ofshaft 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 255216.25，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 h0.06d，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，同样半联轴器与轴的连接，选用平键 5mm5mm12mm，半联轴 23 器与轴的配合为，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 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：fhn1fhn2fr=0 fnv1fnv2=194.5n 水平面 45 段的弯矩弯矩图 5（b）： mh1=194.559.75=11621.4nmmmhv2=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：fnv1fnv2fr=0 fnv1fnv2=73n 垂直面 45 段的弯矩图 5（c）： mv1=7359.75=4361.75nmmmv2=7357.75=4215.75nmm 计算合成弯矩，画出弯矩图 5（d） m1=12412.9nmmm2=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=22708.6 nmm 危险截面的校核： e=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.7the 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 (11) 确定公式内的各种计算数值 选轴的材料为 45 钢，取 o a =103,由前面的设计算得 25 p4=0.23kw 、n3=70r/min 设计计算 mmmm n p ad12.16 60 23.0 103 3 3 3 3 0min d = min d(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.8the 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 2921994 7009c，其尺寸为 ddb=457516。 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 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 26 fr1=240nfa1=84.3n 可以得到大圆锥齿轮的相关数据： ft2=699.5nfr2=84.3nfa2=240n 由静力平衡方程 0 b m014316 22 nht ff 0 e m0143159 12 nht ff 可求得 fnh1= 777.77nfnh2= 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= - ft2x1= - 699.5x1 bc 段 取距 b 点距离为 x2, 则弯矩 mbc= ft2(x2+16)+fnh1x2 弯矩图如图 7（c）所示：显然有 mh= 11192.61mmn 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 b m016143 2 arnv mff 0 e m0159143 1 arnv mff 其中mn df m a a 12960 2 108240 2 可求得fnv1= 3.1nfnv2= 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= frx1+ ma bc 段 取距 b 点距离为 x2，则弯矩 mbc= - fr(x2+16) +fnh1x2+ ma 弯矩图如图 7（e）所示：显然有 mv1=12958.81mmn mv2=11610.17mmn 27 总弯矩 见图 6（f） 图 9轴的载荷分析图 fig.9the analysis of the roller axls load mmnmmm vh 1712381.1295861.11192 22 11 mmnmmm vh 1612717.1161061.11192 22 22 作扭矩图 总的扭矩图如图 7（g）所示：t=36.31mn =36310mmn 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 28 度。取0.6，轴的计算应力1 aaca mpmp w tm 46.6 351 . 0 )363106 . 0(17123)( 3 222 3 2 1 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= 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=153008=36000h 右轴承所需的基本额定动载荷 n nl pc h 84.2404 10 3600016860 35.644 10 60 3 10 66 / 6003 深沟球轴承轴承的额定动载荷18kncr2 .11。此，c r c , 故安全，同理左边 轴承 c r c，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=，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=153008=36000h 其所需的基本额定动载荷 n nl pc h 44.2131 10 360006060 78.777 10 60 3 10 66 / 角接触球轴承 7009c 型轴承的额定动载荷19kncr5 .23。 因此， c r c , 故安全。 同理右边轴承 c r c ，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。 （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， 29 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 = 100120mpa，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 . 0hkmm。可得： 314.24 22173 10.64.132102 33 kld t p mpa p = 110 mpa 键的标记为：键206gb/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 = 100120mpa，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mmhk5 . 255 . 05 . 0。可得： 434.10 13225 . 2 1073. 32102 33 kld t p mpa p = 110 mpa 键的标记为：键 c 522 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 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 30 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 atransmission schemesbthe oars trajectory schemes 1 内齿轮2 行星齿轮3 转臂4 搅拌桨 1 internal gear2 planetary gear3 tumbler4 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= 式中； 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 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 31 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 vessel2 support plate3 cant press block4 rack 图 12 容器夹紧机构示意图 fig.12containers 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 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。 32 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 handwheel2 cam3 connecting rod4 slide block 5 stents6 engine base7.balance piece8. 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 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。 33 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=336025104，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=3560=21005104，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深 入的综合性的总复习,也是一次理论联系实际的训练,因此,它在我们四年的大学生活 中占有重要的地位。通过这次毕业设计对自己的四年的大学生活做出总结,同时为将来 工作进行一次适应性训练，从中锻炼了自己分析问题、解决问题的能力，为今后自己 的工作和生活打下一个良好的基础。通过这次设计实践，使我逐步树立了正确的设计 34 思想，增强了创新意识，熟悉并掌握了机械设计中的一般规律和方法，培养了我的分 析问题和解决问题能力。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，使我进行了较全面的机械设计基本技能训练。另外通过本次设计使我 领悟出机械设计的一般进程：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 中定会多走弯路。在设计过程中在独立完成的同时，还要及时跟指导老师沟通和请教。 每个阶段完成后要认真检查，有错误要认真修改，精益求精。毕业设计的各个阶段是 相互联系的。设计时，零、部件的结构尺寸不是完全由计算确定的，还要考虑结构、 工艺性、经济性以及标准化、系列化等要求。由于影响零、部件尺寸的因素很多，随 着设计的进展，考虑的问题要更全面和合理，故后阶段设计要对前阶段设计中的不合 理结构尺寸进行必要的修改。所以，设计要边计算、边绘图，反复修改，设计计算和 绘图交替进行。在设计中要贯彻标准化、系列化与通用化可以保证互换性、减低成本、 缩短设计周期，这是机械设计应遵循的原则之一，也是设计质量的一项评价指标。在 设计中应熟悉和正确采用各种有关技术标准与规格，尽量采用标准件，并应注意一些 尺寸需圆整为标准尺寸。同时设计中应减少材料的品种和标准件的规格。 通过本次设计，使我运用各种机械绘图软件的技能得到了很大的提高，也正是运 用了这些绘图软件，才使得我的整个设计过程大大简化了，设计的速度也得到了很大 的提高。通过这次毕业设计，相信不光是我，其他同学也会有同样的体会，虽然在这 次设计中自己学到了很多的东西,取得一定的成绩,但同时也存在一定的不足和缺陷, 我想这都是这次设计的价值所在,以后的日子以后自己应该更加努力认真,以冷静沉着 的心态去办好每一件事情!感谢各位老