小型食品攪拌機設計及計算（全套圖紙）

1、原創(chuàng)通過答辯畢業(yè)設計說明書論文 qq 194535455 本 科 畢 業(yè) 設 計 (論 文)小型攪拌機的設計design of small mixer學 院：機械工程學院專業(yè)班級：學生姓名：指導教師： 2013年5月畢業(yè)設計（論文）中文摘要小型攪拌機的設計摘 要：本文介紹了小型食品攪拌機在我國食品工業(yè)生產(chǎn)中應用的重要意義及一些國內(nèi)外的一些發(fā)展現(xiàn)狀。小型攪拌機廣泛應用于家庭、食品店、集體食堂等場所。在日常生活中，在做糕點的食品店，用于和面，攪勻雞蛋等，做蛋糕，用于攪勻奶油，我曾見過，學校食堂的師傅，冬天用攪拌機淘米，因為冬天冷，師傅用攪拌機淘米，避免了親自用手去淘米，避免了人手接觸冷水，可謂是一

2、大創(chuàng)新。可見，小型攪拌機在我們?nèi)粘Ｉ钪惺呛蔚确奖悖袁F(xiàn)在正是發(fā)展小型攪拌機的大好時機?？紤]到目前攪拌機種類和規(guī)格很多，但適合食品攪拌的小型食品攪拌機還不多，因此本次設計主要是根據(jù)部分食品的特殊要求，選取旋槳式攪拌頭，進行攪拌工作的小型食品攪拌機，本文主要是對攪拌機的電動機及傳動機構(gòu)、攪拌軸、攪拌葉片等部件的設計，從而達到所需要求。關鍵詞：旋槳式；小型食品攪拌機；傳動機構(gòu)畢業(yè)設計（論文）外文摘要design of small mixerabstract: this article describes the significance of the small food mixer appli

3、cations in the production of chinas food industry and a number of domestic and foreign development status. the small mixer widely used in family, food stores, canteens and other places. in daily life, pastry food store, for noodles, stir eggs, cake, stir cream, i have seen the school canteen chef, w

4、inter mixer wash rice, cold winter the master mixer wash rice to avoid personally hand to wash rice, avoid contact with human hands in cold water, can be described as a major innovation. visible, small mixer how convenient it in our daily lives, so it is a golden opportunity to the development of sm

5、all mixer. consideration to the blender types and specifications of many, but not many small food mixer suitable for food stirred thus, the present design is based on the main part of the special requirements of the food, select a propeller type mixing head, stirred for small food mixer, the paper i

6、s the stirrer motor and drive mechanism, the stirring shaft, the stirring blades and other parts of the design, so as to achieve the necessary requirements. key words: propeller; small food blender; transmission mechanism目 錄1 緒論 1 1.1 研究目的與意義 2 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 22 減速箱總體方案的確定 3 2.1 傳動方案的確定 3 2.2 傳動裝置的合理布置

7、 4 2.3 各級傳動比的合理分配 4 2.3.1 傳動比分配的基本原則 4 2.3.2 電動機的初步選擇 5 2.3.3 傳動比具體分配 53 計算轉(zhuǎn)動裝置的運動和動力參數(shù) 5 3.1 各軸的轉(zhuǎn)速 5 3.2 各軸的功率 6 3.3 各軸的轉(zhuǎn)矩 64 齒輪傳動設計與校核 6 4.1 圓錐齒輪計算 6 4.2 直齒圓柱齒輪計算 10 4.2.1 齒輪相關參數(shù)的選擇 10 4.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計 10 4.2.3 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 10 4.2.4 計算 11 4.3 按齒根彎曲強度設計 12 4.3.1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 12 4.3.2 設計計算 13 4.4 幾何尺

8、寸計算 14 4.5 驗算 145 軸的設計與校核 14 5.1 輸出軸的功率p,轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩t 14 5.2 求作用在齒輪上的力 15 5.3 初步確定軸的最小直徑值 15 5.4 軸的結(jié)構(gòu)設計 15 5.5 求軸上的載荷 16 5.6 按彎扭合成應力校核軸的強度 16 5.7 精確校核軸的疲勞強度 186 滾動軸承的選擇與校核 207 攪拌機的功率計算 21 7.1 運轉(zhuǎn)功率的計算 22 7.2 影響攪拌機功率的因素 248 升降部分設計 259攪拌桶尺寸的確定 2610總結(jié) 27參考文獻 28致 謝 28原創(chuàng)通過答辯畢業(yè)設計說明書論文 qq 194535455 1 緒論1.1 研究目的與

9、意義小型攪拌機廣泛應用于家庭、食品店、集體食堂等場所。在日常生活中，在做糕點的食品店，用于和面，攪勻雞蛋等，做蛋糕，用于攪勻奶油，我曾見過，學校食堂的師傅，冬天用攪拌機淘米，因為冬天冷，師傅用攪拌機淘米，避免了親自用手去淘米，避免了人手接觸冷水，可謂是一大創(chuàng)新。可見，小型攪拌機在我們?nèi)粘Ｉ钪惺呛蔚确奖悖袁F(xiàn)在正是發(fā)展小型攪拌機的大好時機。1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀隨著近些年我國食品設備的飛速發(fā)展，食品加工機械已經(jīng)成為機械工業(yè)的重要組成部分，基本形成了為食品加工業(yè)提供成套裝備的能力，部分食品加工機械已經(jīng)打入了國際市場，但由于我國食品加工機械工業(yè)起步晚，基礎差，目前達到或接近世界先進水平的加工設備

10、僅占全部的5%-10%，整個行業(yè)落后20-25年，因此攪拌機在食品當中的應用也是比較晚的，其廣泛度還有待提高，我國每年還需要進口大量先進的食品加工機械，以滿足我國食品工業(yè)之需要，因此，我國食品加工機械的行業(yè)發(fā)展不平衡，產(chǎn)品的水平還不高，然而在發(fā)達國家中攪拌機的應用很早就投入食品加工機械中，各類攪拌技術的應用也是比較早的，發(fā)達國家又恨高的食品工業(yè)產(chǎn)值，食品工業(yè)產(chǎn)值在工業(yè)總產(chǎn)值中所占比例一般在10%以上，最高可近18%，食品工業(yè)發(fā)達國家的主要工業(yè)支柱產(chǎn)業(yè)，發(fā)達國家為食品工業(yè)提供裝備的食品機械行業(yè)已經(jīng)發(fā)展為一個重要的支柱產(chǎn)業(yè)，是機械工業(yè)的一個重要組成部分，發(fā)達國家食品機械性能高，自動化程度高，這樣大

11、大減少了勞動力，保證了生產(chǎn)速度，降低了勞動成本，節(jié)省了勞動時間，從而獲得了更多的經(jīng)濟效，所以小型食品攪拌機在國內(nèi)外市場還有很大的發(fā)展?jié)摿Α? 減速箱總體方案的確定本課題設計的重點是電動機及傳動機構(gòu)、攪拌軸、攪拌葉片等部件的設計。首先，選擇動力機，確定傳動比并合理分配傳動比，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)，為各級傳動零件設計、裝配圖設計做準備。 擬訂傳動方案:由于本次設計的要求是設計一種適合小型食品攪拌機，工作環(huán)境一般用于室內(nèi)。還要充分考慮次類攪拌機應該利于搬動，不宜過重，攪拌時的噪音應該盡量減小到最小，通過提高傳動裝置效率的方式來減少能耗，降低運行費用。所以應選用傳動效率較高的齒輪傳動進行傳動，

12、以達到要求。在滿足功能的前提下應盡量簡化以降低費用。2.1 傳動方案的確定本次設計的一個重點之一就是如何正確合理的設計傳動裝置，由于本次設計是設計一種小型食品攪拌機，所以保證此類攪拌機具有少能耗高效率的特點則顯得有為重要，再者本次設計是要求設計一種立式攪拌機，那么就要改變傳動方向，在改變傳動方向的選擇上有2種方案，第一就是選用蝸輪蝸桿傳動，次類傳動具有如下特點：它是一種特殊的交錯軸斜齒輪傳動，交錯角為90；它具有螺旋傳動的某些特點，蝸桿相當于螺桿，蝸輪相當于螺母，蝸輪部分地包容蝸桿，蝸輪蝸桿傳動比大，結(jié)構(gòu)緊湊 傳動平穩(wěn)，無噪聲；具有自鎖性；傳動效率較低，磨損較嚴重 蝸桿軸向力較大，致使軸承摩擦

13、損失較大。 由于蝸桿蝸輪傳動具有以上特點，故常用于兩軸交錯、傳動比較大、傳遞功率不太大或間歇工作的場合。第二種傳動方式是用一對圓錐齒輪進行傳動，該類傳動的特點具有斜齒漸進接觸的嚙合特點,且重合度較大,故傳動平穩(wěn),噪聲小,承載能力強;最少齒數(shù)可到5,因而可獲得較大的傳動比和較小的機構(gòu)尺寸，綜合考慮到設計要求和設計特點，選用一對圓錐齒輪進行傳動效果更加。2.2 傳動裝置的合理布置許多傳遞裝置往往需要選用不同的傳動機構(gòu)，以多級傳動方式組成，而傳動先后順序的變化將對整機的性能和結(jié)構(gòu)尺寸產(chǎn)生重要影響，必須合理安排，本次設計采用2級傳動，先由一對圓錐齒輪改變傳動方向，即將橫向傳動改變?yōu)樨Q直傳動，然后一對圓

14、柱齒輪進行傳動，并輸出于執(zhí)行元件。所以初步擬訂的傳動方案如下 圖1 傳動原理圖2.3 各級傳動比的合理分配在設計二級和二級以上的減速器時，合理地分配各級傳動比是很重要的，因為它將影響減速箱的輪廓尺寸和重量以及潤滑的條件。2.3.1 傳動比分配的基本原則1）各種傳動的傳動比，均有其合理應用的范圍，通常不應超過。2）各級傳動的承載能力近于相等。3）各級傳動中的大齒輪浸入油中的深度大致相近，從而使?jié)櫥顬榉奖恪?）分配傳動比時，應注意使各傳動件尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱，避免發(fā)生相互干涉。如設計二級齒輪減速傳動時，若傳動比分配不當，可能會導致中間軸大齒輪與低速軸發(fā)生干涉。5）對于多級減速傳動，可按照“前小后

15、大”（即由高速級向低速級逐漸增大）的原則分配傳動比，且相鄰兩級差值不要過大。這種分配方法可使各級中間軸獲得較高轉(zhuǎn)速和較小的轉(zhuǎn)矩，因此軸及軸上零件的尺寸和質(zhì)量下降，結(jié)構(gòu)較為緊湊。增速傳動也可按這一原則分配。 6）在多級齒輪減速傳動中，傳動比的分配將直接影響傳動的多項技術經(jīng)濟指標。例如：傳動的外廓尺寸和質(zhì)量很大程度上取決于低速級大齒輪的尺寸，低速級傳動比小些，有利于減小外廓尺寸和質(zhì)量。閉式傳動中，齒輪多采用濺油潤滑，為避免各級大齒輪直徑相差懸殊時，因大直徑齒輪浸油深度過大導致攪油損失增加過多，常希望各級大齒輪直徑相近。故適當加大高速級傳動比，有利于減少各級大齒輪的直徑差。2.3.2 電動機的初步選

16、擇 根據(jù)本次設計任務書的具體要求，要求主機功率為1.1kw，根據(jù)選定型號為1.1kwy2-90l-6的電動機，其最高轉(zhuǎn)速為910r/min。2.3.3 傳動比具體分配 根據(jù)上面電動機的初步選擇，電動機的轉(zhuǎn)速在910r/min，我們所需要的攪拌時間為10分鐘左右，經(jīng)過查相關的資料可知道攪拌機的轉(zhuǎn)速一般在100-350r/min之間,所以便可確定總的傳動比為 （1） 取圓柱齒輪的傳動比為1.5，知道總的傳動比為4.04根據(jù)公式 （2）所以圓錐齒輪的傳動比為 ，所以值符合圓錐齒輪傳動比的正常范圍，所以圓柱齒輪的傳動比設為3 計算轉(zhuǎn)動裝置的運動和動力參數(shù)3.1 各軸的轉(zhuǎn)速電動機的動力輸出軸為0軸，第一

17、個傳動軸為i軸，第二個傳動軸為ii軸，輸出軸為iii軸，所以各軸的轉(zhuǎn)速為 （3） 3.2 各軸的功率電動機的輸出功率為=1.1kw，由于傳動時要有功率損失，也就考慮到傳動效率的問題 （4）式中為從電動機至輸出軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承效率，滾動軸承0.99；圓柱齒輪傳動0.97；彈性聯(lián)軸器0.99所以各軸的功率如下： 3.3 各軸的轉(zhuǎn)矩 4 齒輪傳動設計與校核4.1 圓錐齒輪計算 齒輪采用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理后齒面硬度180190hbs，齒輪精度等級為7級。參考參考文件3表7.3取=25，i=2.5,則=62.5。取=63，參考機械零件的齒輪計算：(1)設計準則按齒面接觸疲勞強度設計，在按齒根彎曲

18、疲勞強度校核。(2)按齒面接觸疲勞強度設計齒面接觸疲勞強度的設計表達式 （5）其中， 1， u=2.5 ，1,8 選擇材料的接觸疲勞極限應力為： 選擇材料的接觸疲勞極限應力為： 應力循環(huán)次數(shù)n由下式計算可得 （6） = =則 接觸疲勞壽命系數(shù)，1.02彎曲疲勞壽命系數(shù)1，1接觸疲勞安全系數(shù)1，彎曲疲勞安全系數(shù)1.5，又2.0，試選1.3求許用接觸應力和許用彎曲應力 將有關值代入公式（15）得： = 則 動載荷系數(shù)；使用系數(shù)；齒向載荷分布不均勻系數(shù)；齒間載荷分配系數(shù)取，則，修正： （7） （8）取標準模數(shù)m=2.75（3）計算基本尺寸 節(jié)錐定距 節(jié)圓錐角（未變位時，與分度圓錐角相等） 均不能圓整

19、大端齒頂圓的直徑 小齒輪 大齒輪 齒寬 取29.88mm（4）校核齒根彎曲疲勞強度復合齒形系數(shù)4.1，3.8 取0.7校核兩齒輪的彎曲強度 = =所以齒輪完全達到要求 表1 齒輪的幾何尺寸 符號 公式分度圓直徑 d 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂角 齒根角 分度圓錐角 頂錐角 根錐角 錐距 齒寬 至此圓錐齒輪的設計于校核完畢4.2 直齒圓柱齒輪計算4.2.1 齒輪相關參數(shù)的選擇選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）根據(jù)設定的傳動方案，采用軟齒面直齒輪傳動。2）小型攪拌機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度3）參考參考文件3表7.3材料選擇：20crmnti，滲碳淬火，查表的硬

20、度為hrc58-62。4）取小齒輪齒數(shù)z1=19，則大齒輪齒數(shù)z2=iz1=1.619=30.4，取z2=304.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計設計計算公式： (9)4.2.3 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù) 1.42）計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩 (10) 3）由參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù)4）由參考文獻2表10-6選取材料的彈性系數(shù)5）由圖10-21e按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度，大齒輪的接觸疲勞強度極限 6）由式： (11) 計算應力循環(huán)次數(shù) 7）由參考文獻2圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ；8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，取安全系數(shù)s=1。由式 得 (12) 4.2.

21、4 計算1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 (13) 2）計算圓周速度 (14) 3）計算齒寬b (15) 4）計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù) (16) 齒高 (17) 齒寬與齒高之比 5）計算載荷系數(shù)根據(jù)，8級精度，由參考文獻2圖10-8查得動載荷系直齒輪，假設.由參考文獻2表10-3； 由參考文獻2表10-2查得使用系數(shù)； 由參考文獻2表10-4查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， (18) 將數(shù)據(jù)代入后得由，查參考文獻2圖10-13得；故載荷系數(shù) (19) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得 (20)7）計算模數(shù)m (21) 4.3 按齒根彎曲強度設計彎曲強度設

22、計公式為： (22) 4.3.1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由參考文獻2圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 2）由參考文獻2圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ； 3）計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)s=1.3得 (23)4）計算載荷系數(shù)k (24) 5）查取齒型系數(shù) 由參考文獻2表10-5查得 ，6）查取應力校正系數(shù) 由參考文獻2表10-5可查得 ，7）計算大小齒輪的并加以比較 小齒輪的數(shù)值大。4.3.2 設計計算根據(jù)式（22）得 4.7對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所

23、決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)，并就近圓整為標準值m=5，按接觸強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪數(shù) 大齒輪齒數(shù) ， 取30這樣設計出的齒輪傳動既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4.4 幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑 2）計算中心距 （25） 3）計算齒輪寬度考慮到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸，應該選用較小的齒寬。若使用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。 通常更據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬。 直齒：b=kc m, kc為齒寬系數(shù)，取為4.

24、59 （26） 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，kc可取大些，使接觸線長度增加觸應力 降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。所以小齒輪齒寬取9.99mm,大齒輪齒寬取9.99mm.4.5 驗算 (27) (28)5 軸的設計與校核由于本次設計中涉及到的軸比較多，所以每根軸都有多個功率和轉(zhuǎn)矩。在此選擇受轉(zhuǎn)矩最大的一根軸進行設計校核，即選取最后輸出軸進行設計校核。5.1 輸出軸的功率p,轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩t p=1.1kwn=227.5r/min5.2 求作用在齒輪上的力輸出軸齒輪的分度圓的直徑為d=206.5mm 而 (29) (30) 5.3 初步確定軸的最小直徑值 先按式 (31) 初步估算軸的最小直徑

25、。選取軸的材料為45，滲碳處理。根據(jù)表15-3，取,于是由式（30）得取軸的最小直徑為11.39mm,由于本軸有2個鍵槽所以應改增大軸頸10%15%所以圓整后的軸的直徑為16mm5.4 軸的結(jié)構(gòu)設計 擬訂方案，根據(jù)要求確定軸的各段直徑和長度，如圖2。 圖2 軸的結(jié)構(gòu)1）為了安裝輸出軸上的大齒輪，軸段取直徑為25mm,長度18mm其中包括段2mm的退刀空間，其直徑為20mm同時起定位齒輪和左端軸承的作用。大齒輪與軸的軸向定位均采用普通平鍵，按段，參考文獻3查得平鍵bxh8x7(gb/t1144-87),鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為18mm同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇鏈輪輪轂與軸的配

26、合為h7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。2）初選深溝球軸承。為了方便安裝，兩端選用不同型號的軸承。因軸承承擔的徑向力遠遠大于軸向力，參照工作要求，左端初選6205型號的軸承，其尺寸為ddb255215，故軸段的直徑為25mm軸承的右端采用軸套外部軸套定位；右端初選6205型號的軸承，其尺寸為ddb255215，故此段軸段的直徑為25mm軸承的右端采用軸用彈性檔圈a型，其尺寸為dsb=37.51.55mm(gb/t894.1-86-50),材料為65m。3）其他長度尺寸由其他部件的安裝尺寸決定的。4）參照參考文獻2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半

27、徑r1。5.5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于6205深溝球軸承，支點在球心處。由于此類型的軸有兩根不同長度，因此得分別校核。在這里選長半軸進行校核。作為簡支梁的軸的支承跨距l(xiāng)=108mm根據(jù)軸的計算簡圖，作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩和扭矩圖(見圖3)可以看出截面b是軸的危險截面。先將計算出的截面b處的、及值列于表1：表2 截面b處的受力分析載荷水平面h垂直面v支反力彎矩總彎矩扭矩5.6 按彎扭合成應力校核軸的強度因為在危險截面-上出現(xiàn)的最大彎矩和扭矩，所以只需要校核-截面上的強度即可。根據(jù)參考文獻2及上表中的數(shù)值

28、，并取=0.6，軸的計算應力 (36) 前已選定軸的材料為20crmnti，滲碳淬火處理，由機械設計手冊查得,因此，故安全。圖3 軸的載荷分布圖5.7 精確校核軸的疲勞強度1）判斷危險截面截面-只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭矩強度較為寬裕地確定的，所以截面-均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和截面處的過盈配合引起的應力集中最嚴重，但截面的軸經(jīng)雖然比較大，但載荷比截面大很多故需要校核；但從受載的情況來看，截面b上的應力最大，但應力集中不大。故只需要校核截面左右兩側(cè)即可。2）截面的左側(cè)抗彎截面系數(shù) w=0.1d

29、3=0.1523=14060.8mm3 (37)抗扭截面系數(shù) w=0.2d=0.252=28121.6mm3 (38) 截面右側(cè)的彎矩m為截面上的扭矩 t=692110nmm截面上的彎曲應 (39)截面上的扭轉(zhuǎn)切 (40)由參考文獻2相關圖表查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按參考文獻2查得經(jīng)插值后可查得 又由參考文獻2相關圖表查得軸的材料的敏性系數(shù)為， 故有效應力集中系數(shù)為=1+0.95(1.83-1)=1.7885 (41)=1+0.93(1.51-1)=1.4743 (42) 由參考文獻2相關圖表查得尺寸系數(shù) =0.72；由參考文獻2相關圖表查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) =0.83軸按

30、磨削加工，由參考文獻2相關圖表查得 表面質(zhì)量系數(shù)為 0.87軸的表面滲碳淬火處理，取=1.3，則參考文獻2相關公式查得縫合系數(shù)值 (43) (44) 又由參考文獻2查得合金鋼的特性系數(shù)=0.2，=0.1于是，計算安全系數(shù)sca值，按參考文獻2相關公式則得 (45) （46） (47) 故可知其安全。3）截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) w=0.1d3=0.1453=9 113mm3抗扭截面系數(shù) wt=0.2d3=0.2453=18 226mm3截面左側(cè)的彎矩m為nmm截面上的扭矩 nmm截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 過盈配合處的值，由參考文獻2圖表用插值法求出，并取，得=1.56 軸按磨削加工，由

31、參考文獻2相關圖表查得表面質(zhì)量系數(shù)為 0.87軸的表面滲碳淬火處理，取=1.3，則參考文獻2相關公式查得縫合系數(shù)值于是，計算安全系數(shù)sca值，按參考文獻2相關公式則得故可知其安全。6 滾動軸承的選擇與校核因軸承主故要承受徑向載荷無受軸向載荷，初步選取球深溝軸承。其主要性能和特點:主要承受徑向載荷,也可同時承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最小。在高轉(zhuǎn)速時，可用來承受純軸向載荷。工作中允許內(nèi)、外圈軸線偏斜量不大于，大量生產(chǎn)，價格最低。這里選輸出軸上的軸承校核（其它軸承的選擇和校核略）。為了方便安裝，兩端選用不同型號的軸承。因軸承承擔的徑向力遠遠大于軸向力，參照工作要求，左端初選6205型號的軸承，右

32、端初選6205型號的軸承。驗算：軸軸承的使用壽命為：12小時/天180天/年10年=21600小時1）對左端，已知，在理想狀況下無軸向力，故，所以x=1，y=0。根據(jù)gb276-89，選6205型軸承，查的：c = 10.8kn，=6.95kn 。求當量載荷p:查參考文獻2表13-6得1.21.8，取1.8。 (48) 驗算6205軸承的壽命 (49) 所以6205型滿足要求。2）對左端，已知，在理想狀況下無軸向力，故，所以x=1，y=0。根據(jù)gb276-89，選6208型軸承，查的：c = 10.8kn，=6.95kn。求當量載荷p查參考文獻2表13-6得fp1.21.8，取1.8 。驗算6

33、208軸承的壽命 所以6208型滿足要求。軸承校核完畢。7 攪拌機的功率計算 攪拌機的功率分為啟動時所需功率和運轉(zhuǎn)時所需功率。啟動功率時指啟動時克服液體慣性阻力，又叫慣性功率；運轉(zhuǎn)功率時指正常運轉(zhuǎn)時槳葉克服液體摩擦阻力所必須作的功。7.1 運轉(zhuǎn)功率的計算 攪拌機的運轉(zhuǎn)功率與進行攪拌的流體力學有關，設阻力為p，則 （50）式中阻力系數(shù) f槳葉在運動方向上的投影面積v槳葉運動圓周速度液體密度如圖4所示，設攪拌機的一片槳葉在運動方向上的投影可用和兩條曲線所圍成的面積表示，槳葉的微面積df所手的阻力為圖4 槳葉功率計算簡圖 記n為運轉(zhuǎn)功率，則微面積df的運轉(zhuǎn)功率為：假設液體是靜止的，則相對速度，所以

34、（51）式中：n為攪拌機的轉(zhuǎn)速，對公式（44）進行積分，得到一片槳葉的功率為 （52）式中：l/2為一片槳葉的長度。在攪拌的過程中一直伴有一個攪拌阻力系數(shù)即，不同類型的槳葉的值也不同，且是雷諾準數(shù)的函數(shù)，它們之間的關系為 （53）因此我們計算攪拌機一片槳葉的運轉(zhuǎn)功率為 （55）由于都是已知的根據(jù)表3常用攪拌機槳葉的a,m值 表3常用攪拌機槳葉的a,m值槳葉型及槳葉數(shù) a m垂直平槳雙槳式 6.80 0.20傾斜平槳（45）雙槳式 4.05 0.20垂直平槳四槳式 8.50 0.20傾斜平槳四槳式 5.50 0.20旋 槳 式 0.99 0.15根據(jù)本次設計的需要，內(nèi)容是設計旋漿式攪拌機，所以取

35、a=0.99 m0.15對攪拌機而言，在計算攪拌機功率的時候還要乘上一個修正系數(shù)f，對于旋漿攪拌機而言其 （56）所以攪拌機的功率應該為 （57） 7.2 影響攪拌機功率得因素(1)槳葉數(shù)得影響，攪拌機的功率與常數(shù)a成正比，同類型槳葉，槳葉數(shù)越多，a值越大，槳葉數(shù)成倍增加，功率并不成倍增大，其原因在于第一槳葉攪動后的液體尚未復原時，第二葉又工作，說增加的槳葉不是在液體靜止狀態(tài)下運動的，其助理較前面槳葉小(2)轉(zhuǎn)速的影響將公式改寫為 由于，故功率近似與轉(zhuǎn)速的三次方成正比為減少功率消耗，在不需高速攪拌加工過程中，應盡可能采用較低的轉(zhuǎn)速(3)槳葉長度的影響仍從公式分析可見，功率近似與成正比，在其它條

36、件不變時，槳葉長度稍微增大，就會引起攪拌功率消耗的明顯增加，因此，設計攪拌機確定槳葉長度時要了別慎重(4)液體密度的影響，攪拌前并不是均勻的，而是下部密度大，有時上部是清水槳葉自上而下進行攪拌工作時，靠摩擦作用逐漸翻起下部，液體的密度也逐漸增大，全部翻起后池內(nèi)成為均勻的，計算攪拌機的功率時，應以均勻的密度作為計算依據(jù)。 8 升降部分的設計在對升降部分進行設計時考慮到很多的方案，但終究比較還是選擇齒輪齒條的升降機構(gòu)比較合適，齒條有如下特點: 1）齒條同側(cè)齒廓為平行線,它在與齒定線平行的任一直線上具有相同齒距, 2)齒條直線齒廓上各點具有相同的壓力角,等于直線齒廓的齒形角,一般為標準值;當齒輪齒條

37、標準安裝時,齒輪分度圓與齒條分度線重合,嚙合角等于齒形角;齒輪以角速度轉(zhuǎn)動, 帶動齒條以線速度直線移動，中心距增大后，齒條遠離齒輪軸心01移動x距離(下圖虛線所示),根據(jù)齒條直線齒廓的特點,嚙合線不會隨齒條位置改變而改變,故節(jié)點位置p也不變化,此時,齒輪的分度圓仍然與節(jié)圓重合，嚙合角仍然等于齒條的齒形角,即等于齒輪分度圓上的壓力角;而齒條位置的改變使齒條的中線與節(jié)線不再重合，齒側(cè)間隙j加大，頂隙增加。即：齒輪齒條正變位傳動時, ，；，所以用齒輪齒條傳動具有很大的優(yōu)勢。齒輪齒條的結(jié)構(gòu)布置如圖5所示 圖5升降原理圖9 攪拌桶尺寸的確定 按照任務要求攪拌桶的容積要求在20l到30l之間，所以有此來確

38、定攪拌桶的尺寸。攪拌桶的體積是由一個半球和一個長方體組成。 由公式計算：v=27468符合設計要求。10 總結(jié)通過本次畢業(yè)設計是我充分認識到，這次設計其實是綜合運用機械設計課程和其它先修課程的知識，分析和解決機械設計問題，進一步鞏固、加深和拓寬所學知識的過程。通過設計實踐，使我逐步樹立了正確的設計思想，增強了創(chuàng)新意識和競爭意識，熟悉掌握了機械設計的一般規(guī)律，培養(yǎng)了我分析和解決問題的能力。通過設計計算、繪圖以及運用技術標準、規(guī)范、設計手冊等有關設計資料，使我進行了全面的機械設計基本技能的訓練。另外通過本次設計使我領悟出機械設計的一般進程為：設計準備、傳動裝置總體設計、傳動零件設計計算、裝配圖設計、零件工作圖設計、編寫設計說明書。如果隨意打亂這個過程則在設計過程中肯定會多走彎路。在設計過程中我們在獨立完成的同