搅拌机的结构设计讲解

1、 本科毕业论文（设计） 题 目 卧式食品搅拌机的结构设计 学 院 机械与电子工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化 学生姓名 戴正强 学 号 11030002 指导教师 龚智强 职称 讲师 论文字数 7740 完成日期: 2015年5月30日巢湖学院本科毕业论文(设计)诚信承诺书本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文(设计)，是本人在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。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，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。本人签名： 日期： 巢湖学院本科

2、毕业论文 (设计)使用授权说明本人完全了解巢湖学院有关收集、保留和使用毕业论文 (设计)的规定，即：本科生在校期间进行毕业论文(设计)工作的知识产权单位属巢湖学院。学校根据需要，有权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许毕业论文 (设计)被查阅和借阅；学校可以将毕业论文(设计)的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编毕业，并且本人电子文档和纸质论文的内容相一致。保密的毕业论文(设计)在解密后遵守此规定。本人签名： 日期： 导师签名： 日期： 2015届巢湖学院本科毕业论文（设计）食品搅拌机的结构设计摘要食品搅拌机可为人类生活带来很大

3、的便利，省时省力，是人们日常生活中不可或缺的一部分，具有体积大，功率大特点，多用于饭店，酒店，食品厂等，而且操作也比较简单，易于清洗，效率高，噪音比较小。本论文设计的搅拌机为商用食品搅拌机，可用于搅拌生产所用的馅料，食品材料等。搅拌机设计为卧式结构，设计两个传动系统：第一个是应用V带和齿轮的主传动系统，通过V带和齿轮的传动实现搅拌轴的转动，达到搅拌效果；第二个是应用楔带和凸轮的摆动系统，对搅拌运动结束后的卸料过程完善。针对食品搅拌机内带轮、直齿轮、斜齿轮、凸轮、轴和搅拌容器的零件尺寸，结构进行设计。通过计算确定带的根数，带轮的轴径，直齿轮、斜齿轮的齿数、分度圆，凸轮类型和尺寸，轴的基本尺寸，搅

4、拌容器的基本尺寸，并对齿轮、轴、键、轴承进行刚度强度校核，然后运用UG进行三维运动仿真，以便更直观的展现设计思路。关键词：食品搅拌机；齿轮传动；凸轮机构；三维仿真StructureDesign of FoodMixerAbstractThe mixer brings great convenience,saves time and strength,and becomes an indispensable part of Peoples daily life.It holds the advantages of large size,big power,and more used in res

5、taurant,hotel,food factory,etc.Some are simple operation,easy to clean,high efficiency and small noise.The direction of design is food mixer,which is used to mixing fillings and food materials in commerce.Mixer is designed to horizontal structure,using two kinds of transmission system plan: the firs

6、t is a application of V belt and gear of the main drive system,through the V belt and gear transmission realize the stirring shaft rotation, reach the effect stirring; the second is using wedge belt and the motion of the CAM system,to improve discharge process after stirring movement . The basic siz

7、e and structure design of pulley, straight gear, helical gear, CAM, shaft and the mixing container in food mixer are designed in this project, Through calculating to determine the number of root, pulley diameter, spur gear, helical gear teeth, dividing circle, CAM type and size, the basic dimensions

8、 of the shaft, the basic size of mixing container, check rigidity and intensity of gear ,shaft ,key,bearing ,then using 3 d UG to movement simulation, in order to more intuitive display design. Key Words:food mixer, gear transmission, CAM mechanism three-dimensional simulation目录1.绪论11.1课题背景及研究意义11.2

9、卧式搅拌机的特点及发展趋势11.3论文的研究内容22.卧式搅拌机总体方案设计32.1卧式搅拌机总体结构方案32.2传动方式的确定33.卧式搅拌机结构设计53.1电机参数计算53.1.1 电机的选择原则53.1.2主电机额定功率计算53.1.3 主电机的选择及参数63.1.4 副电机的选择及参数73.2主传动系统的结构设计73.2.1传动比设定与选材73.2.2带轮设计83.2.3齿轮的设计113.2.4轴的设计163.3摆动系统的结构设计173.3.1基本结构与选材173.3.2带轮，齿轮与凸轮的设计173.4搅拌部分的结构设计273.4.1搅拌桨机构设计273.4.2搅拌容器的结构设计283

10、.4.3联轴器的选择284.安全性计算与校核294.1引言294.2齿轮的安全性校核294.3轴的安全性校核314.4轴承的安全性校核334.5键的安全性校核33结论35参考文献36致谢372015届巢湖学院本科毕业论文（设计）1. 绪 论1.1 课题背景及研究意义飞速的经济发展，人口的快速增长，使得人们对食品的消费需求也迅速增加。所以提高食品的生产加工效率，促进食品行业的发展至关重要。在食品工业中，混合是指两种或两种以上不同物料互相混合，成分浓度达到一定程度均匀性的单元操作1。然而，混合搅拌的过程，是一个必不可少的环节。所以对搅拌过程的设计和优化便能够极大地提高食品的生产效率。现如今市场上的

11、食品搅拌机种类繁多，分立式和卧式两种，型号各异，普遍应用于食品加工行业，既解放人力，又省力省时。但这些搅拌机都局限于容量小，功率小的特征。在加工粘稠度较大的食品，比如肉馅，豆沙等，这些小功率搅拌机则不能正常运转，所以需要功率大的搅拌机。国内的搅拌技术已比较先进，也比较成熟，但是在搅拌过程中时常会出现搅拌不够均匀，导致生产效率不高，这便不适合我国食品工业的成长和发展需求。所以设计一款能够解决这些问题的搅拌机结构显得尤为重要。本设计旨在设计大容量，大功率且搅拌均匀度高的卧式搅拌机。1.2卧式搅拌机的特点和发展趋势卧式食品搅拌机内部搅拌叶片有旋转式和双螺带式两种。前者是成一定角度的桨叶将物料沿着轴向

12、推进或沿径向循环搅动，以充分搅拌混合，极大地提高了混合的均匀程度。螺旋的桨叶转子构造，可使转子与内壁之间的间隙大大缩小，避免了物料残留；螺旋式的桨叶结构可在搅拌过程中易破碎较大物料，提高搅拌效率。 图1.1推进式螺旋桨叶 图1.2双螺带式叶片双螺旋式叶片不仅可实现推进物料，还可以使物料做围流循环运动和轴向逆流运动，并且还形成沿搅拌臂方向径向逆流运动，从而增强物料各组分之间的碰撞和揉合。因螺旋桨叶在搅拌大量且粘稠度较高的混合物料时，存在搅拌不均匀的特点，进而对于工作量较大，混合度要求高时，宜采用双螺旋叶片进行搅拌搅拌。伴随经济技术的发展以及相关理论的完善，搅拌机趋于多轴化，功能多样化，品种多样化

13、，装置规模经济化的方向发展。未来的新型产品也会越来越会向资源合理化，节能降耗化要求发展。1.3 论文的研究内容卧式食品搅拌机由三部分组成：传动部分，搅拌部件，摆动部分。传动部分主要是由异步电机和减速结构组成。搅拌部件为双螺带式叶片。摆动部分由交流电机和凸轮结构组成。本论文的主要研究内容如下：1. 广泛收集和分析国内外关于搅拌机的资料，综合分析后确定研究内容。2. 提出卧式搅拌机的总体设计方案，并对各部分零件进行设计计算，并提出几个设计方案，通过分析对比后，确定最终方案。3. 设计搅拌机内部结构：传动装置，搅拌装置，摆动装置和机架并进行详细计算。4. 各部分主要零部件的安全校核。5. 运用CAD

14、画出各主要零部件的零件图，总装配图等，然后运用UG进行三维运动仿真。2. 卧式搅拌机总体方案设计2.1卧式搅拌机总体结构方案1-电机 2-小带轮 3-大带轮 4-齿轮 5-搅拌容器 6-搅拌桨7-凸轮8-斜齿轮 9-带轮 10-副电机图2.1 总体机构简图2.2 传动方式确定 本搅拌机对转速要求不是很大，太大的转速反而不会产生良好的搅拌效果，故而可选取3565r/min之间的转速，搅拌速度虽然慢，但是启动转矩很大，选用2000r/min的电机。这时需要减速系统产生较大的传动比，采用带轮和齿轮组合的减速装置。减速机构示意图如下：1-电机 2-小带轮 3-大带轮 4-齿轮图2.2传动系统机构简图

15、摆动机构的形式有很多种，四杆运动的冲击大，对杆的要求高。凸轮运动可通过运动的轨迹减少运动过程中的冲击，从而决定摆动采用凸轮机构，机构简图如下：7-凸轮 8-斜齿轮 9-带轮图2.3 摆动系统机构简图3. 卧式搅拌机的结构设计3.1 电机参数计算和选择3.1.1 电机的选择原则电机是搅拌机中的动力机构，需要综合考虑工作时的转矩，功率，转速等进行合理选择，其选择将直接影响搅拌过程的质量。遵循以下原则选择电机：1、 依据搅拌机的负载特性和工艺条件对电动机的起动、制动、运行、调速。 2、依据负载转矩，转速变化和启动频繁度等要求。3、依据使用环境条件，如温度、温度、灰尘、雨水和腐蚀等。4、依据搅拌器的最

16、大转速，电力传动调速系统的过渡性能要求，和机构减速的复杂度。3.1.2 主电机额定功率计算搅拌轴的力矩： （3.1）其中： K实验系数，查表取； 粒子直径，查表取； 表观密度，查表取； 内摩擦系数，查表取； 接触螺带的粉层高度或长度，取； 叶片外径，本设计； 螺带节距，取； 叶片宽度，取； 装料系数，本设计取值。 机型为卧式螺带，。在本设计中，材料为面粉和糖的混合物，在调查数据的基础上，对混合材料的上述参数的估计。计算数值如下：大螺带的转距：小螺带的转矩值只需替换，则小螺带的转矩：于是，搅拌轴上总的转矩：搅拌轴的功率 式中 (3.2)电动机的额定功率包括了搅拌轴工作的功率以及轴运动过程中的摩擦

17、损耗。 (3.3) 一般情况，摩擦损失约为搅拌器正常工作功率的5%-10%，这里可取6%，则轴的摩擦损耗为： 传动系统的效率是由带轮，齿轮，轴承和各传动部件的效率乘积决定的。取齿轮传动效率0.9,带轮传动效率0.95，轴承传动效率0.98，所以电动机的额定动率：考虑到温度，高度，湿度对电机的影响，对电机功率修正计算。 (3.4)其中， -校正后的电动机功率； -温度校正系数，查表得温度为25时的； 所以，3.1.3 主电机的选择及参数 为保证电机启动要求和工作稳定要求，取，则选取Y90L-2型号的电机。3.1.4 副电机的选择及参数 设定摆动系统的摆动周期T=1s,幅角=20，工作时可当搅拌箱

18、的质量集中于一点，回转距离为。箱体尺寸初定为900mm500mm500mm，内壁厚15mm，箱体材料设定为钢，密度为7.85103 kg/m3。粗略计算，整个搅拌箱的质量约为。 摆动过程中的转矩 摆动角速度 摆动功率电机的传动效率计算与主电机计算相似，其中凸轮的传动效率为，所以电机传动效率：，副电机的工作功率为那么，副电机的额定功率：由以下图表，可知选取Y100L-2型电动机，。3.2主传动系统的结构设计 电机的转速为2840r/min，搅拌轴的转速为60r/min,总传动比约为47.3。3.2.1传动比设定与选材 采用一级带轮传动，传动传动比为3，材料为HT200；采用二级齿轮传动，传动比为

19、3.96，材料为40Cr。3.2.2带轮的设计（1） 确定计算功率 (3.5) 式中：计算功率，； 工况系数，查表，取； 所需传递的额定功率功率，所以，（2）选择带型，普通带型，节宽，顶宽，高度，截面面积（3）初选小带轮的基准直径，转速为 验算带的速度Vmax的取值范围是计算从动轮的基准直径圆整后取（4）确定中心距,并选择V带的基准长度初定中心距 (3.6)224mm640mm初定为带的基准长度根据查表选取取，传动的实际中心距近似为考虑到带轮的制造误差,皮带的长度误差，带的弹性和因带的张力松弛而产生的补充张紧的需要，给出中心距的范围变动如下：（5）验算小带轮上的包角 通常小带轮上的包角小于大带

20、轮上的包角，小带轮上的临界摩擦力小于大带轮上的临界摩擦力2。因此，打滑通常发生在小带轮上，所以提高带传动的工作能力，应使 故而，满足工作要求。（6） 确定带的根数 (3.7)其中，所以， (7)确定带的初拉力 (3.8)其中，单位长度传送带质量，查表取所以，初拉力小，则带传动的传动能力小，易出现打滑；初拉力过大时，降低带的寿命，且对轴及轴承的压力也大2。新带轮容易出现松滑的情况，故而预紧力可为初拉力的倍。（8）计算带传动的压轴力（9） V带轮的设计根据带轮轮辐结构不同，带有实心式，腹板式，孔板式，椭圆轮辐式四种结构形式，且均与基准直径相关。当带轮的基准直径为（安装在带轮上轴的直径）时,可采用实

21、心式；当时,可采用腹板式；当，同时时，可采用孔板式；当时，可采用轮辐式2。 V带轮的轮槽截面尺寸 槽型基准宽度上槽深下槽深槽间距与相对应的-最小轮缘厚,第一槽对称面至端面的距离选取轮槽角，小带轮，大带轮， 带轮宽小带轮的设计，轴径选取为, ,采用实心式 小带轮的结构如下图所示图3.1 小带轮结构图大带轮的设计，轴径选取为,为了减少质量，降低转动惯量，可采用孔板式 大带轮的结构如下图所示图3.2 大带轮的结构图3.2.3齿轮的设计（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数采用二级直齿圆柱齿轮传动，传动比为，压力角取为20，7级精度。传动系统输入功率小齿轮的转速齿数比为，设定工作寿命15年，每年工作

22、300天，两班制，选择小齿轮材料为40Cr(调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。初定小齿轮齿数,大齿轮齿数。（2） 按齿面接触疲劳强度设计 (3.9)1） 确定公式中各参数值试选;计算小齿轮传递的转矩查表选取齿宽系数查得区域系数查表得材料的弹性影响系数计算接触疲劳强度用重合度系数计算接触疲劳许用应力查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为,。计算应力循环次数查得接触疲劳寿命系数取失效概率为，安全系数，得 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即（2）试算小齿轮的分度圆直径（2）调整小齿轮分度圆直径圆周速度齿宽实际载荷系数KH其中，使用系数

23、，取； 动载系数，取； 齿间载荷分配系数，取； 齿向载荷分布系数，取；所以，按实际载荷系数算得分度圆的直径相应的齿轮模数（3）按齿根弯曲疲劳强度设计 (3.10)试选计算弯曲疲劳强度重合度系数计算 齿形系数 应力修正系数小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数，则 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取试算模数调整齿轮模数 圆周速度 齿宽 宽高比 实际载荷系数 其中， 动载系数，取1.08； 齿间载荷分配系数，取1.2； 齿向载荷分配系数，取1.34。 所以， 实际载荷系数算得的齿轮模数取模数,分度圆的直径,小齿轮的齿数为，取,大齿轮的齿数，互为质数。齿轮几何尺寸和安

24、装尺寸计算分度圆直径中心距齿轮宽考虑到在安装过程中误差不能避免，为了达到齿轮宽度不变的设计要求和节省材料的目的2，小齿轮稍微加宽510mm，且大齿轮的齿宽和齿宽设计一致，即b1=4449mm,取b1=45mm,且大齿轮的齿宽与设计齿宽一致，即b2=39mm。小齿轮的分度圆直径不大，宜选用齿轮轴式结构，大齿轮选用腹板式结构。图3.3 齿轮轴的结构图图3.4 腹板式齿轮结构图3.2.4 轴的设计轴的直径 (3.11)的值与轴的材料有关，可查表得知。考虑到小皮带轮的宽度大于电机延伸轴的长度，所以我们需要设计一个轴在这里，45号钢材料（调质），的取值范围在103126，本次设计取115，则小带轮轴的最

25、小直径当轴段上开有键槽时，轴的直径应增加以考虑到键槽对轴的强度的削弱。对于直径小于100的轴，开一个键槽时，轴径增大5%7%，即11.0911.30mm,设计时，将轴的最小直径定为24mm。大齿轮所用的轴，即是上述齿轮轴。所用材料45号钢（调质），传递功率转速所以齿轮轴的最小直径截面开有一个键槽，最小轴径增大7%，。3.3 摆动系统的结构设计摆动系统是用于实现搅拌容器摆动的结构。当混合搅拌运动后，打开容器搅拌下面的出料口，物料流出。但是由于搅拌桨叶与容器壁之间间隙较小，加之物料在搅拌过程中受来自各方向的力，故而会使物料表观上呈现部分块状，不易掉落吸附于容器壁内，所以就需要使搅拌容器摆动结构振动

26、，使物料落下。3.3.1 基本结构与选材综合考虑采用带轮斜齿轮凸轮机构，传动比为，其中带轮传动的传动比较大，可使用多楔带，带轮材料HT150，斜齿轮多承受冲击载荷，故而采用硬度较大的材料，使用40Cr（调质）。3.3.2 带轮，齿轮和凸轮的设计1. 带轮的计算 电机的输入功率为，取工况系数,则计算功率选取多楔带的型号为，小带轮的有效直径取,，查表得有效线差，大轮的有效直径带速所以，带速符合要求初定中心距初定中心距带的有效长度取。实际中心距小带轮包角所以包角符合设计要求。每段楔带上传递的基本额定功率，功率增量，包角修正系数，带长修正系数，多楔带的楔数有效圆周力带的紧边拉力带与带轮的楔合系数带的松

27、边拉力作用在轴上的拉力带轮的机构设计小带轮轴径 ，取大带轮采用轮辐式机构，轮辐数目。轮辐宽度轴径定为，取 ,取图3.5 楔带轮结构2.斜齿轮的计算斜齿轮的传动比输入功率小齿轮的转速转动要求平稳，工作寿命10年，年工作300天，每天工作6小时，7级精度。小齿轮材料选用40Cr（调质），硬度280HBS，大齿轮则是45钢（调质），硬度250HBS。初选小齿轮齿数，则大齿轮齿数。初选螺旋角，压力角（1）按照齿面接触疲劳强度设计 (3.12)1）确定公式中的各参数值试选载荷系数，材料的弹性影响系数;区域系数,齿宽系数小齿轮传递的转矩接触疲劳强度用重合度系数；接触疲劳许用应力大齿轮和小齿轮的接触疲劳极限

28、分别为应力循环次数查表得接触疲劳寿命系数，取失效概率为，安全系数；取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力2，即螺旋角系数2）试算小齿轮分度圆直径3）调整小齿轮分度圆直径圆周速度齿宽实际载荷系数其中， 使用系数，取1.0； 动载系数，取1.05； 齿间载荷分配系数，取1.2； 齿向载荷分配系数，取1.42。所以，按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数（2） 按齿根弯曲疲劳强度设计试算齿轮模数 (3.13)1）确定公式中各参数值试选载荷系数计算弯曲疲劳强度的重合系数计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算由当量齿数查得齿形系数查得应力修正系数查小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限查得弯曲疲劳寿命系

29、数取弯曲疲劳安全系数,则 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2）试算齿轮模数3） 调整齿轮模数圆周速度齿宽实际载荷系数其中， 使用系数，取1.0； 动载系数，取1.05； 齿间载荷分配系数，取1.2； 齿向载荷分配系数，取1.45。所以，按实际载荷系数算得的齿轮模数 由以上设计计算得出，按齿面接触疲劳强度得出的模数大于按齿根弯曲疲劳强度得出的模数2。在满足弯曲疲劳强度的前提下，模数就近取;在满足接触疲劳强度的前提下，按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即。取，取。几何尺寸计算中心距将中心距圆整为。按圆整后的中心距修正螺旋角小，大齿轮的分度圆直径齿轮宽度,取。3.凸轮的计算采用等宽六圆

30、弧凸轮3实现摆动运动。所设定的工作条件，如等幅摆动，幅角=15，周期T=1s，位移曲线图如下图:图3.6 凸轮的位移曲线 但是，设计过程中此曲线不能应用。因为速度在曲线拐点出现突变，无限的加速度和惯性力理论，将导致对凸轮机构的影响很大，因此对上述曲线修正4。修正的方法是用光滑的曲线代替来改进凸轮位移曲线而不是速度突变，得到的凸轮修正位移曲线如下图:图3.7 凸轮修正位移曲线在凸轮一恒定速度运转时，上述曲线横坐标为凸轮旋转角，和时间是一一对应的关系，设从动件静止时间与运动时间是1：3的关系。确定凸轮的旋转角，由凸轮等宽条件公式 (3.14)解出最终结果，得。由等宽条件公式知，。从动件冲程估算为，

31、带入基圆半径公式中，得 取基圆半径计算偏心距各段圆弧半径计算凸轮的结构如图所示图3.8 凸轮的结构图3.4 搅拌部件的结构设计搅拌部件由搅拌桨叶、搅拌容器以及联轴器等零件组成。搅拌桨叶是机械搅拌过程当中最关键的部件，搅拌过程中涉及流体流动、传质和传热，其中的物理化学过程影响着搅拌效果5；搅拌容器是物料搅拌操作的场所，设计时要满足工作容积的要求，质量不能太大，否则会造成物料的浪费和功率的损耗。止动扳手是用来限制搅拌容器运动的机构；联轴器是用来连接搅拌叶片和其传动轴的部件。3.4.1 搅拌桨机构设计为了达到较好的搅拌混合效果，宜选用双螺带式搅拌桨。搅拌桨的大螺带桨叶半径226mm，带宽30mm;小

32、螺带桨叶半径120mm，带宽20mm;桨叶倾角27.36,螺距240mm，搅拌轴直径30mm,长1000mm。桨叶结构如下图所示：图3.9 桨叶的结构图 中间轴通过铸造工艺，支撑架则通过焊接，螺旋弯曲的不锈钢板螺带焊接在支架上，在焊接接缝处理，使表面光滑的尽可能多的。3.4.2 搅拌容器结构设计搅拌容器是给搅拌过程提供空间的装置，主要的尺寸包括容器的体积V，箱体的离地高度H，内径D，壁厚等。搅拌容器的形体尺寸为900500400mm，上半部分为800500200mm的长方体，下半部分为直径500mm的半圆柱，搅拌轴轴线离地高度为600mm。为了减少容器的重量，以确保必要的强度，壁厚取15mm。

33、当搅拌桨运转时形似圆柱体，为了追求良好的搅拌效果，桨片与容器壁之间间隙应尽可能小，一般是在25mm之间,取2mm。设定进料，出料方式，设置上端进料口充填材料，下口出料，方便快速卸料。箱体结构如图所示图3.10 箱体结构图3.4.3 联轴器的选择本设计结构需要两类联轴器。 第一类是主传动系统中电机和小带轮之间，小带轮相对电机轴伸出部分，比较长，因此耦合小带轮轮轴和电机轴之间的连接，可以使用普通联轴器。第二类是用在搅拌轴和主传动系统之间，考虑系统内各零件的拆装方便，搅拌轴和主传动系统之间有较大的距离，所以要将轴断开采用弹性联轴器联结。4. 安全性的计算与校核4.1 引言 为了保障机械零件的强度和刚

34、度，使搅拌器运行时具有足够的安全性和可靠性，需要对其关键部分零件进行校核。本章就齿轮，轴，轴承等关键零件进行刚度，强度校核。4.2 齿轮的安全性校核4.2.1 直齿轮的校核按前述类似算法计算各参数，得出计算结果带入下列式中校核。(1）齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度满足要求。（1） 齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度满足要求。4.2.2 斜齿轮的校核（1） 齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳满足强度要求。（2）齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度满足要求4.3 轴的安全性校核搅拌轴一方面承受转矩，另一方面承受径向力，受力比较简单。考虑到轴受很大的转矩，并且附加的各种传动零件在运动中也会产生

35、较大的载荷影响，因此需要对轴的强度进行校核。MHFNH1FNH2FtFNV1FNV2FNH1FNH2GFtFaMV2MV1FNV1=FaFNV1FNV2FaMaTM2M1图4.1 轴的载荷分析图据以上的设计计算，可知搅拌轴,搅拌半径，作用在桨叶上的力近似为：此力为和的合力，螺带倾角30搅拌轴重量粗略估计为，那么搅拌轴有效长度，载荷分析图中各参数计算如下，轴的扭转强度校核公式为 （4.1）确定公式中各个参数，将参数带入上述校核公式（4.3）中，得到所以，搅拌轴是安全的。4.4轴承的安全性校核搅拌器多处选用了滚动轴承，以便适应多处轴承转速快和径向力大，确保搅拌器在工作寿命内正常工作，但不可盲目安装

36、，因此必须对轴承进行一系列的校核和验算,防止发生意外事故。小带轮轴处使用的深沟球轴承，轴承的轴向载荷，径向载荷Fr=2752=270N当量动载荷载荷系数，定为无冲击或轻载荷，。设定轴承工作寿命与机器寿命相同，Lh=530012=18000h轴承应有的基本额定动载荷采用轴承61907，其基本额定动载荷，符合工作要求。其他轴承校核方式相同，均可正常工作。4.5 键的安全性校核在齿轮、带轮以及凸轮中均使用普通平键连接，需要传递很大转矩，所以对键进行安全性校核。普通平键连接，主要失效形式为工作面压溃，在承受严重过载时键会断裂，但是这种情况一般较少2。所以，只需按照工作面上的挤压力进行强度校核即可。假定载荷在键的工作表面均匀分布2，普通平键连接的强度条件为 （4.2）确定上述公式中的各参数， 凸轮处装有两个键，校核凸轮上的键，通过计算并查得上述各参数值如下：对于圆头平键带入以上数据得到所以键的强度符合要求。三维装配图：结论本论文结合国内外卧式搅拌机的研究现状和发展方向，具体阐述了一种用于食品加工产业的卧式搅拌机的设计过程