纵轴可调式食品搅拌锅设计说明书

济 南 大 学 泉 城 学 院毕 业 设 计题 目 纵轴可调式食品搅拌锅 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级学 生学 号指导教师二 年 五月 三十 日毕业设计- I -目 录摘要. .IABSTRACT.II1 前言.11. 1 选题背影. .11.2 选题意义. .11.3 设计内容.12 搅拌锅的总体设计.32.1 搅拌锅的总体结构 .32.2 电机的选择. .42.2.1 电机功率的选择. .42.2.1 电机转速的选择. .52.2.1 电机型号的选择. .62.3 传动装置和搅拌装置的设计. .73 传动装置的设计.83.1 传动比及分配 .83.1.1 计算总传动比. .83.1.2 合理分配传动比. .93.1.3 各轴的转速、功率、扭矩 .93.2 传动件的设计 .103.2.1 齿轮的设计计算. .113.2.2 轴的设计计算. .183.2.3 轴承的设计计算. .214 搅拌装置的设计.234.1 搅拌轴上齿轮的设计 .234.2 搅拌轴的设计. .265 其他零部件的设计.295.1 锅体的设计 .295.2 联轴器的设计. .315.2 凸轮及倾倒机构. .316 结论 .34参考文献.35致谢.36毕业设计- 1 -1 绪论1.1 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。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）3wojPKnD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/ejRnDPo功率准数 Po=0.3(与雷诺数有关 );K修正准数 K=1.25;31.2508960.26wojPKnDk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 320.90.95876总 联 轴 承 齿 轮1.63=0872()wdPk总初选电机的功率为 1.5Kw2.2.2 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nw12()dwni式中：电机的转速； 减速器输出轴的转速；dw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；nd2.2.3 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172940r/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。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，mowni（3.1）式中： 电动机的满载转速 =940(r/min)nmm减速器输出轴的转速 =42 (r/min)ww计算总的传动比 ：i0毕业设计- 9 -mowni4290.38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； =3.9i0i12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）： 1940(/min)monri轴（中间轴）： 127.1(/i)5.i轴（低速轴）： 230943.82(/in).nri(2) 各轴功率 01.5()odpkw轴（高速轴）： op联 轴 承（3.2）=1.509.47()Kw轴（中间轴）： 21p齿 轴 承（3.3）毕业设计- 10 -=1.470.9538()Kw轴（低速轴）： 2p齿 轴 承（3.3）=1.380.95()Kw(3)各轴转矩电动机输出转矩 00951.239()mPTNn轴（高速轴）： 11(3.4)950.47=1.3()Nm轴（中间轴）: (3.5)22PTn9501.38=7.()m轴（低速轴）: (3.6)33PTn9501.=4823.7()Nm表 3.1 各轴的转速、功率、转矩项目 电机 轴 轴 轴转速/(r/min) 940 940 170.91 43.82功率/(Kw) 1.5 1.470 1.383 1.300转矩/( )Nm15.239 14.935 77.115 283.4473.2 传动件的设计毕业设计- 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/ ()Nm载荷系数1.470 940 5.5 14.93 1.31) 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；1Z2Z 小齿轮材料 40Cr,调制 280 ；大齿轮 钢，240BSH#45BSH2) 按齿面接触疲劳强度设计按公式 计算(109)a723(1)2. t Et dHKTZud（3.7） 参数的确定试选载荷系数 =1.3；tK毕业设计- 12 -由表 选取齿宽系数 =1；(107) d由表 查得材料的弹性影响系数 =189.8Mpa;6 EZ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 (2)d17 1limtHMpa; =550 Mpa;limtH应力循环次数按 计算(103)71160hNnjL9=4(28365)2.351.9860=5.4.7由图 取接触疲劳系数 =0.85; =0.90(109)7 1HNK2HN接触疲劳许用应力： 1lim10.85610()NMpa2li94H计算结果 323 21.450(.1)89.td.796()m圆周速度计算 1.72(/)0tdnVs齿宽计算 34.95.()dtbm*2.173.14hm= =8.936;3.94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)7 V=K =1.2FH已知载荷平稳，由表 得使用系数 K =1；(102)7 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)7 1.460HK由 ， 查图 得8.936bh.46HK(103)71.3FAVHK1.0721.4608校正所得的分度圆直径 31ttKd1.824.975.3()m计算模数 m139.241.6570dZ3)按齿根弯曲疲劳强度计算按公式 计算(105)7132()FaSdYKTMZ（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 (102)c17 1FMpa; =380 MpaF由图 取弯曲疲劳寿命系数 =0.85； =0.88 (8)17 1NKF2NF计算弯曲疲劳许用应力毕业设计- 14 -取安全系数 S=1.4，=（ * ）/s=303.57MPa1F1NKF=( * )/s=238.86 Mpa22载荷系数 K1.0721.3AVF=1.70772计算比较大小齿轮的 FSY10.4297FS2.638FSY式中： 小齿轮应力校正系数 =1.55；1S 1S大齿轮应力校正系数 =1.792 2小齿轮齿形系数 =2.801FY1FY大齿轮齿形系数 =2.182 2经过计算可知大齿轮的大，按大齿轮算计算结果 132()FaSdYKTMZ=1.278对结果处理取 m=2Z = =39.11324/2191m295.108u123()dm2 6Z齿宽计算1138()db毕业设计- 15 -b =33mm2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 2 38 38 19大齿轮 2 216 33 108(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 ()Nm载荷系数1.383 170.9 3.9 77.115 1.31)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；1Z2Z 小齿轮材料 40Cr,调制 280 ；大齿轮 钢，240BSH#45BSH2)按齿面接触疲劳强度设计公式如上（3.7）式 23(1)2. t Et dHKTZud参数的确定试选载荷系数 =1.3；tK由表 选取齿宽系数 =1；(107) d由表 查得材料的弹性影响系数 =189.8Mpa;6 EZ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; (2)d17 1limtH=550 Mpa;limtH应力循环次数按 计算(103)71160hNnjL毕业设计- 16 -8=6017.9(23658)4.123.N8790=.由图 取接触疲劳系数 =0.90; =0.95(109)7 1HNK2HN接触疲劳许用应力： 1lim10.96540()NMpa2li 2.H计算结果 323 21.7510(.9)18.td.45()m圆周速度计算 10.2639(/)6tdnVms齿宽的计算 47.47()dtb*2.519.8h= =8.6584.8 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 (10)7 VF=K =1.1H已知载荷平稳，由表 得使用系数 K =1；(102)7 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)7 1.42HK， 查图 得8.65bh.HK(3)17.3FAVHK毕业设计- 17 -1.03.4267校正所得的分度圆直径 31ttKd1.677.45.3()m计算模数 m176.3.19820dZ3)按齿根弯曲疲劳强度计算按公式 3.8 计算132()FaSdYKTMZ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; (102)c17 1F=380 MpaF由图 取弯曲疲劳寿命系数 =0.85； =0.88 (8)17 1NKF2NF计算弯曲疲劳许用应力取安全系数 S=1.4，=（ * ）/s=303.57MPa1F1NF=( * )/s=238.86 Mpa22K载荷系数 K1.03.AVF=1.5069计算比较大小齿轮的 FSY10.4297FS毕业设计- 18 -20.1638FSY式中： 小齿轮应力校正系数 =1.58；1S 1S大齿轮应力校正系数 =1.792 2小齿轮齿形系数 =2.801FY1FY大齿轮齿形系数 =2.182 2经过计算可知大齿轮的大，按大齿轮算计算结果 132()FaSdYKTMZ=1.623对结果处理取 m=2Z = =76.76/3.5211m23.981u124()dm26Z齿宽计算1142()dbb =38mm2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 2 42 42 21大齿轮 2 162 38 813.2.2 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 毕业设计- 19 -1.300kw 283.447n*m 43.82r/min 243mm 202) 求作用在齿轮上的力 328.47231.89()tTFNdtan.tan04.5r3) 初步计算轴的直径查表 得 Ao=126 3min0PdA31.26489.05()取 d 的值 40mm4) 轴上的载荷毕业设计- 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； tF1h 1M径向力； 垂直面内分解的支撑反力； 垂直面的弯矩rv v总弯矩； 总扭矩M总 TF =2331.897N； F =849.105N ;F= =248.2617Nt r2Frt毕业设计- 21 -M =93.316N;M =33.9642NHVM= =99.3048N2T=283.447N*M5) 按弯扭合成应力校核扭转为脉动循环变应力，所以 =0.6W=0.1d 3 = (3.9)ca22)(TM2229.3048(.63.47)155.)pa轴的材料为 45#钢， =60 Mpa1 =60 Mpa 所以安全ca(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/ ()nm转速( )/inr齿轮分度圆/(mm) 压力角 1.383 77.115 170.9 216 202) 求作用在齿轮上的力27.154.028()6tTFNdtan9.()r3) 初步计算轴的直径查表 得 Ao=126(3.10)3min0pdA31.82679.40()取 d 的值 30mm(3) 高速轴的设计（轴 ）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 ()nm转速（ ）/inr齿轮分度圆(mm) 压力角 1.47 14.935 940 38 202) 求作用在齿轮上的力 124.935786.0()tTFNdtan.r3) 初步计算轴的直径查表 得 Ao=126 13min0pdA3.47269.0()取 d 的值 24mm3.2.3 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；oF =2332.897N； F =849.105NHV2) 求比值轴承所受的总径向力 223.8974.105r=2482.617N轴向力 F =0毕业设计- 23 -erF3) 计算当量动载荷P=f (xF +yF ) (3.11)p式中：f 当量载荷系数 f =1.01.2，取 1.1pX 径向动载荷系数 X=1Y 轴向动载荷系数 Y=0 1.(248.6170)P730N4) 检验轴承的寿命 28654720hLL = (3.12)hn01)CPr（63920()43.87.8925hL所以选择的轴承合适毕业设计- 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/ ()nm载荷系数1.222 36 1.16 324.169 1.3(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；1Z2Z 小齿轮材料 40Cr,调制 280 ；大齿轮 钢，240BSH#45BSH(2) 按齿面接触疲劳强度设计(4.1)232.9()(10.5EtrrHZKTd 参数的确定试选载荷系数 =1.3；tK由表 选取齿宽系数 = ；(107) r31由表 查得材料的弹性影响系数 =189.8Mpa;6 EZ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; (2)d17 1limtH=550 Mpa;limtH应力循环次数按 计算(103)71160hNnjL8=7.9(23658)4.12.6毕业设计- 25 -84.7910=.63由图 取接触疲劳系数 =0.90; =0.95(109)7 1HNK2HN接触疲劳许用应力： 1lim10.96540()NMpa2li 2.H 计算结果 23.9()(10.5EtrrHZKTd=161mm 圆周速度计算 1.72(/)60tdnVms 齿宽计算 241.9()rub*.5736.5()hmm= =6.29;b4196. 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(0)17 1.5HbeVK = K =1.5 K =2.25 HBFbeH已知载荷平稳，由表 得使用系数 K =1；(102)7 A由表 得到 K =K =1.1 ；(103)7 FH(4.2)AVH1.032.583) 按齿根弯曲疲劳强度计算按公式 计算(105)7毕业设计- 26 -(4.3) 13224()(0.5)FaSrrYKTMZ 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 (102)c17 1FMpa; =380 MpaF由图 取弯曲疲劳寿命系数 =0.85； =0.88 (8)17 1NKF2NF计算弯曲疲劳许用应力取安全系数 S=1.4，=（ * ）/s=303.57MPa1F1NF=( * )/s=238.86 Mpa22K载荷系数 K1.0721.3AVF=3.218计算比较大小齿轮的 FSY10.4297FS2.638FSY式中： 小齿轮应力校正系数 =1.55；1S 1S大齿轮应力校正系数 =1.792 2小齿轮齿形系数 =2.801FY1FY大齿轮齿形系数 =2.182 2经过计算可知大齿轮的大，按大齿轮算 计算结果 13224()(0.5).86FaSrrYKTMZ毕业设计- 27 -对结果处理取 m=3Z = =16132541md2541.63u12()dm289Z 齿宽计算214()rubb =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 3 162 42 54大齿轮 3 189 37 634.2 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/( )nm转速/( )1inr齿轮分度圆/(mm) 压力角 1.222 324.169 36 189 20(2) 求作用在齿轮上的力 234.690.3()18tTFNdan.2tan1248.5rt(3) 初步计算轴的直径查表 得 Ao=126 3min0PdA毕业设计- 28 -31.26.()m取 d 的值 24mm(4) 轴上的载荷图（4.1）搅拌轴的弯扭图毕业设计- 29 -F =2331.897N； F =849.105N ;F= =248.2617Nt r2FrtM =93.316N;M =33.9642NHVM= =99.3048N2T=83.4()nm5) 按弯扭合成应力校核扭转为脉动循环变应力，所以 =0.6W=0.1d 3 = (4.4)ca22)(TM2229.3048(.63.47)155.)pa轴的材料为 45#钢， =60 Mpa1 =60 Mpa 所以安全ca毕业设计- 30 -5 其他零部件的设计5.1 锅体的设计要求锅体的容积为 200mL=0.2m ,计算公式如下：323Vrh式中：r锅体的半径 r=0.35mh圆桶部分的高V锅体的总体积结果是：h=0.35m, r=0.28m，壁厚为 15mm结构如图 5.1图 5.1 锅体结构图5.2 联轴器的设计本设计中共用到了两个联轴器，分别是联轴器 1（电机与齿轮减速器之间和齿轮减毕业设计- 31 -速器）和联轴器 2（齿轮减速器和搅拌轴之间）结构设计如图 5.2 和 5.3。图 5.2 联轴器 1毕业设计- 32 -图 5.3 联轴器 25.3 凸轮及倾倒机构图 5.4 倾倒机构结构图 5.5 凸轮设计图(1) 倾倒机构的设计如图 5.5 是倾倒机构的结构图，卸料盖、卸料连杆和液压缸组成曲柄滑块机构，液压缸为动力源驱动曲柄滑块机构实现卸料盖的开合。(2) 凸轮的设计 毕业设计- 33 -由图 5.4 可知凸轮的直径为 28mm，行程为 200mm，搅拌轴的功率 就是 3 章算出P搅的 ， = =1.222Kw，用于搅拌的功率 就是第 2 章算出的 =1.063Kw， 3P搅 3 1Pw径向力 的计算Fr 1=P.2.063=.159K凸 搅950.T42.7()Nmn凸 2F=301.9rTd搅拌轴向力 的计算Fa cot20F=t134.6ar N经过计算搅拌轴的提升力足够大。毕业设计- 34 -6 结 论2011 年 4 月我开始了我的毕业论文工作，经过长时间的写作论文已完成。论文的写作是一个长期的过程，需要不断地进行精心的修改，不断