500L可调速立式食品搅拌机设计说明书

毕 业 设 计题 目 500 升可调速立式食品搅拌机 学 院 机械工程学院 专 业 机械工程及其自动化 班 级 学 生 学 号 指导教师 二 年 五 月 三十 日- 1 -目 录摘要.IABSTRACT.II1 前言.11.1 课题背景及研究意义. .11.2 课题解决的问题和主要工作. .12 可调速食品搅拌机设计方案论述.32.1 功能结构分析.32.2 总体设计方案 .43 主要部件设计.73.1 电动机的选用 .73.2 搅拌锅的设计.73.3 搅拌轴的设计计算.83.4 压缩机的选用.114 传动机构设计计算.124.1 V 带传动设计. .124.2 变速箱的结构设计. .154.2.1 变速箱中零件布置设计154.2.2 变速箱中齿轮传动计算.224.2.3 变速箱中传动轴的设计计算.234.3 锥齿轮的传动计算.255 结论.30参考文献.31致谢.32- 2 -1 前言1.1 课题背景及研究意义随着经济的发展，人们的生活水平日益提高，对食品的需求也越来越多，这使食品行业充满了生机与活力。同时也对食品机械提出了更高的要求，以满足市场需求，提高食品产量。而在食品加工中，食品搅拌机具有食品混合、打碎、搅拌等功能，并能为后续生产工作做好食品加工准备，食品搅拌机性能的好坏制约着食品加工的质量，在食品加工中占有非常重要的地位。现在国内搅拌机产品虽然种类繁多，但专门用于食品领域的并不多，且以小容积的搅拌机为主，但现在食品加工中需要大容积产品，并且食品搅拌对象多为有一定粘稠度的食品原料，这就要求食品搅拌机要有大功率，高强度，保证食品原料从混合到打碎再到均匀输出，而我国缺乏适用于此类需求的食品搅拌机，且现有的产品存在效率不高，搅拌不均匀等问题，这不符合我国食品产业的发展需求。国外同类产品虽然研发较早，技术成熟、结构完善，但大容量的食品搅拌产品也较缺乏，价格昂贵，生产成本太高。由于国内外缺乏此类产品，根据市场的需要，有必要设计一种专门的食品搅拌机来满足国内食品行业的需求。吸取现有产品的成熟技术，借鉴国内外先进设计经验，保证所设计的食品搅拌机有足够的容量，能够完成粘稠度较大食品原料的搅拌，并且能够快速的搅拌均匀。该食品搅拌机填补了现在的空缺，而且通过自主研发设计不仅提高了自主创新的能力，还能有效的降低生产成本。食品搅拌机的研发不仅促进了食品产业的发展，也促进了食品机械的进步。1.2 课题解决的问题和主要工作设计一款食品搅拌机，能够满足食品的混合、搅拌且能够实现变速搅拌，由于搅拌对象多为粘稠的食品原料，要求食品搅拌机要有高强度，保证食品原料能够从混合到打碎再到均匀输出。- 3 -1 搅拌对象：食品原料。2 使用场合：食品加工领域。3 搅拌机的结构设计确定总体结构主要取决于搅拌效果、搅拌对象、巷道尺寸、性能可靠性和操作方便程度。考虑到食品搅拌机的工作地点，设计的搅拌机结构应当结构紧凑，重量轻便于移动，且要使用方便。合理布置搅拌轴安放形式，传动装置。 4 搅拌机动力源的选用搅拌机的动力有多种形式可供采用, 可用液压马达, 也可用电机, 液压马达可通过调节进油量改变马达转速, 亦即改变了搅拌叶轮的转速。但其结构复杂, 油管多, 能耗大, 两台搅拌机合用一台泵站时, 还要用分流器来保证各马达转速相等。电机不能调速, 但系统简单, 能耗低, 各搅拌机可单独控制, 操作方便。应了解各种动力源的特点，并结合产品的实际需要进行选择。5 搅拌轴的叶轮结构设计搅拌叶轮是搅拌机的关键部件, 其结构是否合理、参数是否恰当对搅拌机的性能起决定因素。在搅拌机工作过程中,搅拌臂和叶片直接与食品原料相互作用,决定着搅拌质量和搅拌效率。因此,搅拌臂的数目和搅拌叶片的面积将在一定程度上决定着搅拌性能的好坏,且这两个因素又与搅拌设备的其他结构参数互相关联。在设计确定搅拌臂数目及叶片形式的时候,往往采用经验值或模仿其他产品的方式,因而,设计的产品性能差别很大 7。搅拌臂数目的多少对搅拌机的工作效率及混合料的搅拌质量都有一定的影响,不仅单根轴上相邻搅拌臂间的相位角与搅拌臂的数目密切相关,而且双轴上搅拌臂排列组合形式及其合理逆流的最小相位差也与搅拌臂的数目有关。搅拌臂数目多,使搅拌轴长度增加,结构强度、刚性下降;而拌筒的长度增加 ,会使长宽比不合适。而且搅拌机拌筒长度的增加,使卸料门的长度也要增加,这对总体布置不利。另外,搅拌臂越多,使浆体内部的层流变得复杂，使计算聊增大，且各搅拌轴之间相互影响；搅拌臂数目少,必然减少原料的循环次数,减少原料与搅拌的叶片直接接触而发生强制作用的机会,影响搅拌质量。因此,合理地确定搅拌机的搅拌臂数目具有重要的意义 3。6 变速设计由于在食品搅拌中不可能单一的搅拌一种食品原料，在实际生产中可能会遇到各种搅拌情况。对于不同的食品原料就需要不同的搅拌速度。应此，有必要设计一种装置实现搅拌轴转速的调整，以满足实际生产的需要。- 4 -2 可调速食品搅拌机设计方案论述2.1 功能结构分析功能设计即在调研分析，确定了所设计的搅拌机械的工作参数之后，通过功能分解，创新出或类比出可以实现加工要求的各种总体布局方案。创新设计，主要通过对运动功能的分解和合成来确定其布局方案，这对设计搅拌特定原料的食品搅拌机布局较为有效。而变型设计或类比设计主要通过查询比较确定可参照的搅拌机械布局方案，大量用于设计一般的通用机械。结构设计是在总体布局方案基本确定后，对机械结构件进行主要形状和尺寸的设计，这同样有类比和创成设计两类。类比设计是建立在成组技术和模块化技术的基础上，采用参数化设计方案来实现。而创成设计主要是按照设计人员的意志，通过对模块的实体进行拼装、重叠等操作来实现。- 5 -图 2.1 方案设计流程本课题研究的可调速食品搅拌机，用于食品加工领域。总功能设计是对食品原料的搅拌加工，并可以根据对不同原料的加工需求调整搅拌轴的转速，使食品原料能够快速高质的完成搅拌。2.2 总体设计方案搅拌机根据搅拌轴的布局有立式与卧式之分。卧式搅拌机上料高度低, 但由于搅拌对象为浆体, 密封难度大，搅拌机易跑浆。而立式搅拌机虽然上料高度有所增加, 搅拌机整体高度也有所提高, 但搅拌浆体的密封问题容易解决，且立式拥有一定高度，搅拌完成后，浆体在重力作用下易于出料。同时立式布置可提高搅拌轴转速和叶轮对浆体能量的传输效率, 因而减少搅拌时间, 提高了搅拌效率，故最终使用立式布置。立式搅拌机布局如图 2.2，动力源为电动机 1，电动机通过 V 带将动力传递到变速箱 2 中，通过不同齿轮组的啮合输出不同的转速，再通过锥齿轮将转速传递到搅拌轴 7 完成搅拌功能。- 6 -图 2.2 立式搅拌机结构1.电动机； 2.变速箱； 3.空气压缩机； 4.空气吹嘴；5.出料口； 6.搅拌锅； 7.搅拌轴；1.选择动力源：搅拌机的动力有多种形式可供采用, 可用液压马达, 也可用电机, 液压马达可通过调节进油量改变马达转速, 亦即改变了搅拌叶轮的转速。但其结构复杂, 油管多, 能耗大, 两台搅拌机合用一台泵站时, 还要用分流器来保证各马达转速相等。电机虽不能调速, 但系统简单, 能耗低, 各搅拌机可单独控制, 操作方便, 本设计考虑到可由变速箱进行变速,电机无需改变速度, 故选用电机作为搅拌机的动力源。电动机是搅拌机械的动力源，电动机的好坏直接影响着搅拌质量，电动机的选取是非常重要的。应根据搅拌轴功率和搅拌设备周围的工作环境等因素选择电动机的型号,并遵循以下基本原则: 根据搅拌设备的负载性质和工艺条件对电动机的启动、制动、运转、调速等的要求, 选择电动机类型。 根据负载转矩、转速变化范围和启动频繁程度等要求,考虑电动机的温升限制、过载能力和启动转矩,合理选择电动机容量,并确定冷却通风方式。同时选定的电动机型号和额定功率应满足搅拌设备开车时启动功率增大的要求。 根据使用场所的环境条件,如温度、灰尘等,考虑必要的防护方式和电动机的结构型式,确定电动机的防爆等级和防护等级。 根据企业电网电压标准和对功率因数的要求,确定电动机的电压等级。- 7 - 根据搅拌设备的最高转速和对电力传动调速系统的过渡过程的性能要求,以及机械减速的复杂程度,选择电动机的额定转速。除此之外,选择电动机还必须符合节能要求,并综合考虑运行可靠性、供货情况、备品备件通用性、安装检修难易程度、产品价格、运行和维修费用等因素。电动机额定功率可按下式确定:PN =（ P+ PS） / ；式中PN 电动机功率 , kw；P 搅拌器功率 ， kw；PS轴封装置的磨擦损失功率 ， kw； 传动装置的机械效率。当搅拌器由静止启动时 , 桨叶除要克服自身的惯性 ,还要克服桨叶所推动的液体的惯性以及液体的摩擦力。这时桨叶与液体的相对速度最大 ,桨叶受液体阻力的作用面积最大 ,因而所需的功率值必然较大 , 该最大功率值即为搅拌器的启动功率 4。2.选择搅拌轴：（1）确定搅拌轴数目根据搅拌需要，搅拌机可选择单轴，双轴，或多轴搅拌。由于双轴及其多轴搅拌时，各搅拌轴之间会发生干涉，不易控制浆体的流层，从而影响搅拌效果。而单轴搅拌易控制，且设计简便，易实现，故选用单轴设计方案。（2）确定叶片安装角、叶轮直径和叶片宽度为了使桶内浆体一方面跟随叶轮旋转, 另一方面使得食品原料快速与水搅拌产生轴向循环流, 叶片需要一定的安装角。经试验, 叶片与轴的夹角为45度时效果较好。叶轮直径与浆体流型相关, 叶轮直径大, 则旋转流成分大, 叶轮直径小, 则循环流成份小。（3）确定搅拌轴的转速搅拌轴转速的确定需综合考虑三方面因素确定。一是高效搅拌均匀的速度；二是叶轮旋转时, 保证浆体不往外飞溅的最大速度；三是叶轮旋转搅动浆体, 产生轴向循环流时, 使固体颗粒悬浮起来的最小速度。根据试验, 转速与生料搅拌至偏均质体的时间成正比, 转速越高所需时间越少, 单纯从提高效率的角度说, 转速越高越好。保证浆体不往外飞溅的最大速度与叶轮、搅拌桶的直径、搅拌桶高度与浆体液面高度差有关，故设计搅拌轴有30r/min，60r/min，90r/min 三个速度。3.电动机与搅拌轴之间的转动机构选择好电动机型号，搅拌轴固定后。可采用V带作为中间传动机构，将动能从电动机输出，传入变速箱，有变速箱中的锥齿轮带动搅拌轴旋转，实现搅拌功能。也- 8 -可采用链条传动及其齿轮传动，但链条传动效率低，齿轮传动不适于远距离传动，所以采用V带传动。V带传动方便可靠，可传递较大的功率，且有过载保护功能，从而避免负载过大导致闷车，烧坏电机。4.空气压缩机及其空气吹嘴食品原料在搅拌时，由于食品原料的密度不同，会在搅拌锅内分层，密度大的会聚集在底部，而密度小的会积聚在顶部，这样不利于搅拌均匀，影响搅拌效果。利用空气压缩器可以不断地将新鲜空气打入搅拌锅内，使底部密度大的原料吹到上层，上下之间形成对流运动使原料充分混合。这样提高了搅拌质量，也提高了搅拌的效率。且可以使食品原料有一定程度的膨松度，增加食品的口感。 5.出料装置可通过倾覆锅体到出原料，但立式搅拌机的高度较高，不易反转锅体，故不选用。因此可在搅拌锅的底部安装一个漏斗出料装置，由液压开关控制其开关。立式搅拌机有较高的高度，搅拌完成的食品原料可以依靠自身重力作用从搅拌锅中流出，实现出料功能。6.调速机构为实现搅拌轴的调速可用液压马达或变速箱实现，液压马达通过调节其流量来实现速度的调整，但精度不高，不易维护，且无法与前面所选的电动机配合使用。而变速箱调速方便简单，易操作实现。应此选用变速箱进行调速，实现搅拌轴30r/min，60r/min，90r/min 三个转速的变化。3 主要部件设计3.1 电动机的选用通常应根据搅拌轴功率，考虑到电动机的温升限制、过载能力、起动转矩及起动电流，除此之外,选择电动机还必须考虑运行可靠性、安装检修难易程度、产品价- 9 -格、使用环境等因素。根据食品原料的粘度、密度等特性，并结合对相关行业的调查研究可以确定搅拌轴所需功率为2kw。由于电动机到搅拌轴之间的动力传递有功率损耗，因此应根据传动路线查出各部分的传动效率，求出总传动效率，确定电机功率。(3.1)24321=总 29.047.960=86.=；总Pkw8.-V带的传动效率；1-直齿圆柱齿轮传动效率； 2-锥齿轮传动效率；3-球轴承传动效率； 4-电机功率； -搅拌轴功率；1P2P根据计算所需功率查机械手册，选取电动机型号为Y100L2-4，额定功率P=3kw，满载转速 n=1430r/min。3.2 搅拌锅的设计1 搅拌锅总体尺寸设计该搅拌机械设计要求为 500L，搅拌机为立式结构，选用锅体为圆柱形。锅底半径选取为 R=500mm，体积 。hRV=2故 mRVh64.05.22=为防止搅拌时跑料，应此选取搅拌锅的高度为 h=0.8m，壁厚为 b=8mm。2 锅底设计在本设计中，为了达到更好的搅拌效果，在锅底安装有吹嘴，可以使原料更好更快的搅拌均匀。应此在锅底开有六个直径为 10mm 的通孔，空气由此可以吹入锅内。应此，锅底设计如下，但为防止原料倒灌，在锅底设有一个夹层，夹层中放有橡胶层（形状如 A-A），当进气时空气顶开橡胶层，空气进入，而停止进气时，原料自身重力可以压紧入口，防止原料进入吹嘴。- 10 -图 3.1 锅底结构3 出料设计由于立式搅拌机整体高度较高，而且搅拌轴竖立在搅拌锅中，无法采用倾覆式出料，应此选取在锅底开设出料口。完成搅拌的原料可在自身重力作用下从锅体内流出。为了减少出料时间，出料口选取较大，选用半径 R=100mm。3.3 搅拌轴的设计计算轴支承转动零件并与之一起回转以传递运动、扭矩或弯矩的机械零件。一般为金属圆杆状，各段可以有不同的直径。机器中作回转运动的零件就安装在轴上。根据轴线形状的不同，轴可以分为曲轴和直轴两类。根据轴的承载情况，又可以分为：转轴，工作时既承受弯矩又承受扭矩，是机械中最常见的轴，如各种减速器中的轴。心轴，用来支承转动零件只承受弯矩不承受传动扭矩，有些心轴转动，如铁路车辆的轴等，有些心轴则不转动，如支承滑轮的轴等。传动轴，主要用来传递扭矩而不承受弯矩，如起重机移动机构中的长光轴、汽车的驱动轴等。轴的材料主要采用碳素钢或合金钢，也可采用球墨铸铁或合金铸铁等。轴的工作能力一般取决于强度和刚度，转速高时还取决于振动稳定性。- 11 -进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。对于仅仅承受扭矩的轴，应按扭矩强度条件计算；对于既承受弯矩又承受扭矩的轴，应按弯扭合成强度条件计算，需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。此外，对于瞬时过载很大获应力循环不对称性较为严重的轴，还应按峰尖在和校核其静强度，以免产生过量的塑性变形。按扭转强度条件计算，这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果还受有不大的弯矩时，则用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。在做轴的机构设计时，通常用这种方法初步估算轴径，也可以作为最后计算结果。轴的扭转强度条件为(3.2)2.0159T3dnPWT=式中： -扭转切应力，MPa；TT-轴所受的扭矩， N.mm；-轴的抗扭截面系数， ；T 3mn-轴的转速，r/min；P-轴传递的功率，kw ；d-计算截面处轴的直径，mm；由上式可以得轴的直径(3.3)30335352.0192.019nPAnpdTT=式中， 。30.TA应当指出，当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径 的轴，由一个键槽时，轴径增大 5%7%；有两个键槽时，应md1增大 10%15%。然后将轴径圆整为标准直径。应当注意，这样求出的直径，只能作为承受扭矩作用的轴端的最小直径 。mind在下述的设计计算中，由于弯矩小或只受扭矩作用、载荷较平稳，故 取值T为（2545）， 取值为（ 126103）。0A1 搅拌轴的设计计算- 12 -搅拌轴在搅拌锅中旋转工作时，主要受到扭矩。因此可用公式初步估算直径。30335352.0192.019nPAnpdTT=在搅拌轴上开有一个键槽，搅拌轴下端为搅拌叶片，搅拌轴的材料选用 45 号钢，。搅拌轴的最低转速 n=30r/min。10=AmnPd3607.2130=8.%56故取轴的外径不小于 37.8mm。2 搅拌轴的叶片设计为了使桶内浆体一方面跟随叶轮旋转, 另一方面使得食品原料快速与水搅拌产生轴向循环流, 叶片需要一定的安装角。叶轮直径与浆体流型相关, 叶轮直径大, 则旋转流成分大, 叶轮直径小, 则循环流成份小。经试验表明, 叶片与轴的夹角为45度时效果较好，而叶片的半径为300mm，相隔 安装在搅拌轴上时，环流影响012小，搅拌效果最佳。图 3.2 搅拌轴3.4 压缩机的选用1 压力的确定- 13 -根据食品原料的密度计算出搅拌锅底部的压力，要保证每个吹嘴的压力大于锅底的压力，使空气能够从底部吹入。根据调查研究可知食品原料密度为 =1200kg/，当搅拌机满容量工作时，锅底深度 h=0.64m。3m根据公式可计算锅底压力p=gh= (3.4)2276804.012mN=paPN7681=总压力还须考虑配管管径大小及长度所造成之压力降（即压缩机的排气压力和用户要求的设备出口压力之差），一般考虑不低于 0.2MPa 的压力降。Mpaz3.021+最终压力 。paPz3.0=2 排气量的确定压缩机的排气量：通常是指单位时间内压缩机最后一级排出的气体容积，换算到第一级进气条件时的气体容积值。压缩机排气量的换算公式：(3.5)2073/()42(+=QVmin/54.5.03=Q-设备的耗气量；选取排气量为 V=0.6 。min/3故所选压缩机压力 ，V=0.6 。MpaPz.0=in/3- 14 -4 传动机构设计计算4.1 V 带的传动设计工作机一般都要靠原动机供给一定形式的能量才能工作。但是，把原动机和工作机直接相连接起来的情况是很少的，往往需在二者之间加入传递动力或改变运动状态的传动装置。V 带传动具有传动平稳，无噪音，能够缓冲吸震，且具有过载保护功能，适合远距离传动等优点，非常适合将原动机的动力传动到其他部件。设计的 V 带传动，已知电动机功率 P=3kw，转速 n=1430r/min，传动比 i=3.9，每天工作 8 小时。对带轮设计的主要要求是质量小且分布均匀，工艺性好，与带轮接触的工作表面要仔细加工，以减少带的摩损，转速高时要进行动平衡。1.确定计算功率 caP查表可得工作情况系数 =1.1，故 。AKkwPKAca 3.1.=2.选择 V 带的带型：根据计算功率 和转速 n 查表选用 A 型带。caP3.确定带轮的基准直径 并验算带速 V：d1）初选小带轮的基准直径 ，查表选取小带轮基准直径1 md901=2）验算带速 V(4.1)smnd/7.6106439.106=带速 V 在 5-25m/s 之间，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径 2d，圆整为 。di35190.12 =d352=4.确定 V 带的中心距 a 和精准长度 Ld1）根据公式 (4.2)()(7. 2121 dod+初定中心距 。mo50=2）计算带所需的基准长度 Ld- 15 -(4.3)oddo aaLd4)-()(221221+=m7350)9-3()90(.352=确定基准长度 Ld=1600mm3）计算实际中心距 a 435217-6052- =+=+=ooLda中心距的变换范围 ；md.minL；80ax5.验算小带轮上的包角 1(4.4)0000d1 91453.79)-(58.12=a6.计算带的根数 Z1)计算单根 V 带的额定功率 rP由 查得 。min/1430901nd=和 kw06.1=根据 和 A 型带9.i/r 7查表可得 ，5.KL于是 。rP kw12.9.015.).071()(0 =+=+=2）计算 V 带的根数 Z95.21.3rcaZ因此取 3 根。7.计算单根 V 带的初拉力的最小值 min0)(F查表得 A 型带的单位长度质量 q=0.1kg/m，所以- 16 -(4.5)NqvZVKPF 2.1457.60.3915.0)-2(.5)( 2camin0 =+=应使带的实际初拉力 。min0)(F8.计算压轴力 P压轴力的最小值为。NFZp 8372145sin.32sin)(2)( 01m0min =9.带轮的结构设计图 4.1 小带轮- 17 -图 4.2 大带轮4.2 变速箱的设计变速箱由齿轮和轴组成，通过轴上齿轮的滑动，实现不同齿轮组合产生不同的传动比，在输入转速不变的条件下可以输出不同的转速。4.2.1 变速箱中齿轮传动设计计算电动机输出的功率和转速经过 V 带传递，传入变速箱中的功率为 2.85kw，转速为 360r/min，经变速箱变速后输出的三种转速为 90r/min，180r/min ，270r/min，其传动比分别为 ， ， 。41=i2i3.1=i、低速齿轮传动的计算1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动，由于速度不高，故选用 7 级精度，查机械手册选取小齿轮材料为 40Gr（调制），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调制），硬度为240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 (4.6)32.1td21)/(HEdZuKT- 18 -1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数 3.1=tK计算小齿轮传递的转矩。mNmNnPT = 4551 1056.73608.2.90.92）查表选取齿宽系数 。.=d3）查表得材料的弹性影响系数 。218.9MPaZE4）由机械手册按齿面硬度查得小齿轮的解除疲劳强度极限 ；大齿轮MPaHlin601=的接触疲劳强度极限 。Hlin502=5）由公式计算应力循环次数(4.7)91 105.3813660 =hjLnN92 0.45.6）选取接触疲劳寿命系数 ； 。92.1=HNK97.02HN7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由公式的 MPaSlinHN526092.11=。Kli .3722 =8）计算验算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值td1H32.1td21)/(EdZuKT。m905.7).53.189(4056.7.3 2=计算圆周速度 0v。smndvt /1.6095.716=计算齿宽 b- 19 -。mdbt 1.5290.71=计算齿宽与齿高之比模数 ；zmt 6.20.1齿高 ；mht 87.51.5.=。87.b计算载荷系数根据 v=1.1m/s，7 级精度，查表得动载系数 。12.=VK用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 。423.1=H由 、 查表得 ；故载荷系数8.512=hb423.1HK35.F。94.=HVAK按实际的载荷系数校正所得的分度圆，由公式得。mdtt 7.563.194.5231=计算模数。mz79.20.613 按齿根弯曲强度设计由公式得弯曲强度的设计公式为(4.8)321)/(FdYZKT1）确定公式内的各计算数值由表查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲强度极限MPaFE501=；取弯曲疲劳寿命系数 ， ；MPaFE3802=87.NK9.02=FN计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由公式得；PaSKFN7.3104.1587E1F =- 20 -。MPaSKFEN2.4.1380922F =计算载荷系数 K。51.=FVA查取齿形系数； 。8.21FY2.F查取应力校正系数； 。5.1=S.1S计算大、小齿轮的 并加以比较FSY；01397.35821=FSY；6.42FS大齿轮的数值大。2）设计计算 mYZKTmFd 95.20)/(321=对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 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，可取由弯曲强度算得的模数2.095 并就近圆整为标准值 m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径 ，md7.561=算出小齿轮数 245.761=mdZ大齿轮齿数 9614 几何尺寸计算计算分度圆直径 mzd605.241=92计算中心距- 21 -mda1502461=+=计算齿轮宽度 bd9.01取 ， 。mB541=62、中速齿轮传动设计计算在低速齿轮传动的设计计算中已确定 a=150mm，再进行中速齿轮传动设计时，可知 a=150mm，i=2，根据公式 a= ，初定模数 m=2.5，则 ，2121mzd+=401=z， ， 。802=z1d20=1 核算齿面接触强度1）计算有关数据及系数的确定 mNmNnPT =4515 1056.73608.21.90.9额定圆周力 dTFt 2.1查机械手册可知 ， ， ， ，=AKV78.0=Z46.1K， ，03.19E2H2）计算接触应力的公式(4.9)KubdFZVAtHE1+=。MPa27046.1032106578.42.189 =3）许用接触应力计算 HHWNP PaSZ=8.13.minl所以接触强度足够。2 核算齿根弯曲强度1）相关系数查机械手册可知同接触强度的相同。2）许用弯曲应力 MPaYSsrFXNP 29.01min1l1 =- 22 -MPaFP2012=3）核算齿根弯曲强度(4.10)=YbmKFVAtF1；Pa7.235.2608.07413.52=.MPa.412=FFY因 ， ，所以弯曲强度足够。1P2FP3 结构设计及绘制齿轮零件图 4.3 小齿轮- 23 -图 4.4 大齿轮、高速齿轮传动设计计算在低速齿轮传动的设计计算中已确定 a=150mm，同样再进行高速齿轮传动设计时，可知 a=150mm，i=1.3，根据公式 a= ，初定模数 m=3，则2121mzd+=， ， ， 。431=z572129=d71 核算齿面接触强度1）计算有关数据及系数的确定 mNmNnPT =4515 1056.73608.21.90.9额定圆周力 dTFt 2.1查机械手册可知 ， ， ， ，=AKV78.0=Z46.1K， ，03.19E2H2）计算接触应力的公式 KubdFZVAtHE1+=- 24 -。MPa4.2936.103.1065278.42.189 =+=3）许用接触应力计算 HHWNP MPaSZ=8.2.minl所以接触强度足够。2 核算齿根弯曲强度1）相关系数查机械手册可知同接触强度的相同。2）许用弯曲应力 PaYSsrFXNP 29.01min1l1 =Ma2023）核算齿根弯曲强度 =YbmKFFVAt1；Pa7.235.2608.07413.52=.MPa.412=FFY因 ， ，所以弯曲强度足够。1P2FP4.2.2 变速箱中零件布置设计变速箱中通过其不同齿轮组的啮合来输出不同转速，通过上面的计算可以确定各组齿轮的大小和传动比，但是变速箱在同一时间内只能输出一种转速，因此应当合理布局轴上零件。在一对齿轮啮合传动时，应保证另外两对齿轮处于分离状态，不能产生干涉。轴上的齿轮位置是固定不变的，通过改变轴齿轮位置实现不同齿轮组的啮合传动，应此轴上的齿轮是可以在轴上轴向滑动的，但轴上齿轮的相对距离不能变动，以免发生干涉。应此，三个齿轮由保持架保证其相对位置不会发生改变，当一个齿轮位置变化时，三个齿轮一同变化。- 25 -图 4.5 变速箱内部布局确定 A，B 的大小通过计算可知轴上齿轮齿宽为 B=60mm，轴上齿轮齿宽为 B=54mm。当变速箱输出中速时如上图所示,当输出低速时，齿轮 4、5 啮合,齿轮 2、3 的位置也会发生变化，此时齿轮 1 会位于齿轮 2、3 之间。为了不影响正常工作，应保证各齿轮端面不接触。为保证齿轮 1、2 不接触，应满足 ，即 。为保273054)(b-60+a ba+51证齿轮 2、3 不接触，应满足 ，即 。且 b 应大于齿宽)(-3b9-a60mm，应此选取 B=70mm，所以 a 的取值为 ，取 A=125mm。124.2.3 变速箱中传动轴的设计校核进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。对于仅仅承受扭矩的轴，应按扭矩强度条件计算；对于既承受弯矩又承受扭矩的轴，应按弯扭合成强度条件计算，需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。此外，对于瞬时过载很大获应力循环不对称性较为严重的轴，还应按峰尖在和校核其静强度，以免产生过量的塑性变形。按扭转强度条件计算，这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果还受有不大的弯矩时，则用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。在做轴的机构设计时，通常用这种方法初步估算轴径，也可以作为最后计算结果。轴的扭转强度条件为(4.11)2.0159T3dnPWT=- 26 -式中： -扭转切应力，MPa；TT-轴所受的扭矩， N.mm；-轴的抗扭截面系数， ；TW3mn-轴的转速，r/min；P-轴传递的功率，Kw ；d-计算截面处轴的直径，mm；由上式可以得轴的直径(4.12)30335352.0192.019nPAnpdTT=式中， 。30.TA应当指出，当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径 的轴，由一个键槽时，轴径增大 5%7%；有两个键槽时，应md1增大 10%15%。然后将轴径圆整为标准直径。应当注意，这样求出的直径，只能作为承受扭矩作用的轴端的最小直径 。mind在下述的设计计算中，由于弯矩小或只受扭矩作用、载荷较平稳，故 取值T为（2545）， 取值为（ 126103）。0A1 轴的设计校核1）设计计算轴通过 V 带与电动机相连，其上开有三个键槽；材料： 45； ，MPaT35=。0=AmnPd78.93605.2130=47.%578.9故取轴径不小于 11.25mm。由于在轴上最小齿轮为 d=60mm，与之对应的轴径为 d=50mm，应此将齿轮与轴制造为一体为齿轮轴。2）轴结构图- 27 -图 4.6 轴2 轴的设计校核1）设计计算轴上开有两个键槽，一个为普通平键，另一个为滑动键槽。轴的材料为 45 号钢， 。50=AmnPd28.09.130=4.%528.故取轴的外径不小于 23.7mm。2）轴的结构图图 4.7 轴4.3 锥齿轮的传动计算通过变速箱中直齿圆柱齿轮的变速传递，可获得 90r/min，180r/min ，270r/min三种输出速度，经锥齿轮的传递最终搅拌轴可获得 30r/min，60r/min ，90r/min 。传动比 i=3，设计的锥齿轮应按最高转速进行求解，即小齿轮转速为 270r/min，大齿轮转速为 90r/min，转矩为 74.3Nmm，轴交角 。=901 材料选择- 28 -小齿轮材料为 40MnB 钢调质处理， HBS=241-286；大齿轮材料用 45 钢调质处理，HBS=197-255，精度等级 7 级。2 按接触疲劳强度设计1）接触疲劳极限应力；MPaH70lim=， 。62li MPaH54069.02lim=2）齿宽系数。4.0=R3）综合系数 KK=1.4。4）确定小齿轮大端分度圆直径 1d(4.13)3221 )5.0-1(8.9HlinRTdm2.95403.)4.-(7.32=3 主要尺寸计算1）齿数 Z， 。0=922）模数，取 m=3mm。mZdm7.3013）大端分度圆直径 与1d2；zd931=。m7024）节锥角 与12；021 43.18)9/30(=arctgzrt。1257.-90- 29 -5）锥距 R。 (4.14)md3.142.8sin290i1=6）齿宽 b。R5.4.07）大端分度圆平均直径 1md。72)4.0-(9).-1( =Rmd4 按接触强度校核计算1）额定圆周力 mFt。NTm206473.20d1t =2）查表可得， ，AK05.V1.K， ， 。=HZMPaE8.19 smndVm/02.16701=3）许用接触应力 H， ，WN1.minS。PaZHWP 49.50in2l2 =4）计算接触应力 (4.15)ubdKFZRVAtmHE1)5.0-1(2+=a302)4.-(9268. 2MP=，接触强度够。2HP5 弯曲强度校核计算1）有关参数和系数计算- 30 -；6.314.8cos011=Z7.25.790212查表得 ， ；1=FaY.12Fa， ；83.90.1a 49.0=， ， ;N12， ； .sr1=Y.sr， ， 。X2.1Fmin=S2）许用弯曲应力 P；MPaYSsrFXNP 298.01min1l1=。srFXP.32inl2 =3）计算弯曲应力 F； (4.16)11a1 .583.21)4.05-(36)5.0-( FPRVAtmFYbK=；FP2121 .48.FF弯曲强度够。6 锥齿轮的结构设计- 31 -图 4.8 小锥齿轮图 4.9 大锥齿轮- 32 -5 结 论通过这次毕业设计，我了解了相关行业的发展现状及其相关产品，这让我收益颇丰。在食品搅拌中，需要快速高效的完成搅拌，该设计通过加入变速箱来改变搅拌轴的转速，这不仅提高了搅拌效率和质量，而且可以满足多种食品原料的加工需求。该设计中，在搅拌锅底部还加入了六