毕业设计（论文）-基于SW磁力搅拌器装置设计

PAGE1 基于SW磁力搅拌器装置设计摘要本文介绍了磁力搅拌器在我国食品，石油化工行业生产中应用的重要意义及一些国内外的一些发展现状。根据近年来的相关资料,主要介绍了磁力驱动搅拌器的原理、分类、特点等。，本文中主要对磁力搅拌器的方案，传动系统和工作部件进行规范的设计和描述。从而达到所需要求。关键词：磁力搅拌传动系统全套图纸加V信153893706或扣3346389411目录摘要 11.1研究目的与意义 31.2国内外研究现状 31.3设计的任务及参数要求 52 减速箱总体方案的确定 62.1传动方案的确定 62.2传动装置的合理布置 62.3各级传动比的合理分配 72.3.1传动比分配的基本原则 72.3.2电动机的初步选择 72.3.3传动比具体分配 83.1各轴的转速 93.3各轴的转矩 94.1圆锥齿轮计算 104.1.1齿轮相关参数的选择 104.2.2按齿面接触疲劳强度设计 104.2.3确定公式内的各计算数值 104.2.4计算 114.3按齿根弯曲强度设计 124.3.1确定公式内的各计算数值 124.3.2设计计算 134.4几何尺寸计算 134.5验算 145轴的设计与校核 155.1输出轴的功率P,转速N和转矩T 155.2求作用在齿轮上的力 155.3初步确定轴的最小直径值 155.4轴的结构设计 155.5求轴上的载荷 165.6按弯扭合成应力校核轴的强度 175.7精确校核轴的疲劳强度 186滚动轴承的选择与校核 227 搅拌器的功率计算 247.1运转功率的计算 247.2影响搅拌器功率得因素 24参考文献 27

1前言1.1研究目的与意义随着医药、食品、有机合成、石油化工以及核工业等行业的发展,工业中对一些易燃、易爆、有毒、强腐蚀性和贵重介质的搅拌或搅拌反应过程的要求越来越严格,对反应设备清洗和灭菌的要求也十分苛刻。因此,在上述工况中所使用的搅拌釜或搅拌反应釜,其密封要求是应做到零泄漏。在此背景下,磁力密封技术已成为必然的选择,磁力釜(或磁力搅拌器)应运而生。磁力釜以静密封结构取代动密封,该结构无接触传递力矩,能彻底解决机械密封与填料密封的泄漏问题,并且搅拌部件处于绝对密封状态,是石油化工、有机合成、食品加工、生物制药过程中进行硫化、氢化、氧化及酵等反应的选择趋势。1.2国内外研究现状早在20世纪30年代,人们已经对磁力驱动技术在搅拌反应釜中的应用问题进行了探讨和展望,40年代出现了简易磁力驱动搅拌器(如美国专利MagneticStirrer),这种简易的搅拌器是在一个这种简易的搅拌器是在一个玻璃器皿底部的外侧装有永磁元件,器皿内部放置一个磁性搅拌子,当外部永磁元件旋转时,带动磁性搅拌子运动,从而达到搅拌介质的目的。永磁传动技术用于化工搅拌的密封始于20世纪60年代,由于当时的磁性材料性能差,传动装置体积大,影响了其在化工搅拌方面的应用。随着磁性材料的发展,20世纪70年代国际上开始重视对磁力驱动技术的研究,80年代初,由于磁性材料的快速发展,磁路设计也有一定进展,并出现了叶轮式下磁力搅拌器,美国专利MagneticMixer就是典型的叶轮式下磁力搅拌器。同时,德、日等国家也相继报道研制出了小型磁力驱动反应釜。90年代,卫生级下磁力搅拌器逐渐发展起来,其结构更简单、更开放,搅拌桨叶与从动转子整体加工,且推拉组合磁路已比较成熟,可传递更大的磁扭矩。关键部件轴承,采用的是硬质合金。21世纪起,磁力搅拌器在结构上不断改进创新,叶轮和轴承都往开放式发展,轴承是用硬质合金(如SiC、TC、Si3N4等)制成的滑动轴承,无清洗死角,实现了CIP和SIP,并且对叶片的结构形式也有了深入地研究(如叶片上开通槽、叶片的曲度等),能够满足更高的流体剪切量要求。由此可见,磁力搅拌技术经过半个多世纪的发展,对科研和生产的各行各业发挥着越来越重要的作用,同时取得了巨大的经济效益。随着其技术的改进和发展,很大程度上扩展了磁力搅拌器的使用范围,如在制药、食品、乳品、啤酒、饮料、水处理、化工、化妆品、生物工程以及机械制造等工业领域,特别是在消毒和无菌应用及其他特殊应用中,如涉及对剪切力敏感的产品,在真空或压力下处理等得到了广泛应用。国外对磁力传动技术的研究较早,其应用范围也很广,从最早的磁力泵,扩展到制药、食品、乳品、啤酒、饮料、水处理、化工、化妆品、生物工程以及机械制造等工业领域。随着材料科学和结构设计的进步,磁力搅拌器的材料安全性已解决,产品结构更开放、无死角、易于清洗灭菌,所以许多对无菌工艺要求很高的工艺选择了磁力搅拌器。一般叶轮、定位轴承和焊接板的上部是完全与物料接触的,叶轮的设计越开放,CIP/SIP的效果越好。叶轮和焊接板一般采用316L不锈钢,轴承材料采用耐磨耐蚀的硬质合金(如SiC、Si3N4)。如今生物制药巨头的前100强都已经在大规模地使用罐底磁力搅拌器,其中瑞典NovAseptic磁力搅拌器较为出名,它在磁力搅拌器的无菌设计和功能划分上非常具有代表性。与釜底齐平,其特点是易于拆卸,可靠、耐用和便于维修,且能满足CIP和SIP的要求。NovAseptic公司进行了微粒测试,支撑轴承在工作48h后,检测到非常小的失重(仅为0.5mg)。瑞典ROPLAN集团下STERIDOSE公司生产的STERIMIXER磁力搅拌器,Lightnin公司生产的MBI系列清洁磁力搅拌器和阿法拉伐的新型磁力搅拌器等均为该领域的先进产品。德国IKA集团的实验室用磁力搅拌器是实验室用搅拌混合领域的领导者。国内对于磁力搅拌器的研究起步稍晚,但进步很大。国内从20世纪80年代开始制造磁力传动设备,所研制的磁力驱动搅拌釜在第七届国际稀土永磁材料及应用会议上引起了各国专家的极大关注和好评。我国不断吸收国外的先进技术,探索创新,磁力搅拌器正在向大功率、大容积、高温、高压、高转速方向发展。1990年,北京大学在世界上首次研制成Sm2Fe17Nx,居里温度提高到480℃,且成本低于钕铁硼磁体,开拓了世界永磁材料研究与开发的新领域,也带来了磁力传动技术的新发展[7]。江苏大学许士芬(香港)联合研究所研制的耐高温异步磁力联轴器,利用电磁感应原理进行传动,不需在内转子上布置永磁体,有效地解决了同步磁力联轴器高温时内转子上永磁体退磁的问题。90年代开始,磁力搅拌装置在我国进入了快速发展阶段。国内曾经以昂贵的外汇引进了瑞典的磁力传动药用搅拌釜,提高了注射液的纯度。20世纪80年代,兰州物理研究所与重庆化工机械厂密切协作,研制了国内首台药用磁力搅拌釜。在药用磁力传动搅拌釜基础上为几家农药厂研制了国内首台加氢磁力搅拌釜,该釜是为生产当时国内紧俏农药原料研制的。何承代为温州龙化塑料制剂有限公司某装置设计的合成釜和蒸馏釜,2001年3月正式投入生产,该装置外磁钢等配循环水冷却,运行期间传动装置性能稳定,密封安全可靠。2001年,兰化有机厂二六二叔丁苯酚装置中的反应釜采用了磁力传动装置,效果良好。目前,国内威海自控反应釜公司、威海坤昌化机公司、威海瑞丰化机设备厂、威海新元化工机械有限公司、威海宏协化机公司、开原化工机械磁力反应釜厂、上海志威电器有限公司、温州中伟磁传密封设备厂、温州市工业科学研究院磁传动设备厂以及天津市欧诺仪器仪表有限公司等均生产磁力搅拌器。中牧股份兰州生物药品厂、燕山石化、双鹤药业、威远生化、新昌制药、成都生物制品研究所及成都英德生物科技有限公司等单位在使用磁力搅拌器。1.3设计的任务及参数要求

设计的磁力搅拌器是用于液体混合的实验室仪器，主要用于搅拌低粘稠度的液体或固液混合物。其基本原理是利用磁场的同性相斥、异性相吸的原理。使用时,先将液体放入容器中,再将搅拌子放入液体中,当底座产生磁场后,利用磁力耦合和漩涡的原理,带动搅拌子做圆周循环运动,从而达到搅拌液体的目的。与电动搅拌器相比磁力搅拌器的优点有:噪音小,调速平稳;可以在密闭的容器中进行混合,使用方便;c.搅拌子是由优质磁钢包覆聚四氟乙烯精制而成的,耐热、耐磨、耐腐蚀;磁力搅拌器主要设计参数：最大搅拌容量：2000ml搅拌介质：水或液体混合物（低粘度）搅拌叶轮：4片工位：1工位电源电压：AC220V/50Hz外形尺寸：350×300×360(mm)减速箱总体方案的确定总体设计的任务为拟订设计方案，选择动力机，确定传动比并合理分配传动比，计算传动装置的运动和动力参数，为各级传动零件设计、装配图设计做准备。拟订传动方案:由于本次设计的要求是设计一种适合实验室的磁力搅拌器，工作环境一般用于室内。还要充分考虑次类磁力搅拌机应该利于搬动，重量不宜过大，搅拌时的噪音应该尽量减小到最小，我们用提高传动装置的效率的方式，从而来减少能耗，降低运行费用。所以应选用传动效率较高的齿轮传动进行传动，以达到要求。在满足功能的前提下应尽量简化以降低费用。2.1传动方案的确定本次设计的一个重点之一就是如何正确合理的设计传动装置，由于本次设计是设计一种磁力搅拌器，所以保证此类搅拌器具有少能耗高效率的特点则显得有为重要，所以选择1级齿轮传动机构，齿轮传动结构简单，体积较小，重量较轻。在整个传动过程中，要比普通传动减速器更好，效率更高，同时零件数量较少，承载能力高，使用寿命长等优点。2.2传动装置的合理布置许多传递装置往往需要选用不同的传动机构，以多级传动方式组成，而传动先后顺序的变化将对整机的性能和结构尺寸产生重要影响，必须合理安排，本次设计采用1级传动，由一对圆柱齿轮改变传动比，并输出于执行元件。所以初步拟订的磁力搅拌器传动方案如下图2-1所示。图2-1磁力搅拌机传动原理图2.3各级传动比的合理分配在设计一级减速器时，合理地分配各级传动比是很重要的，因为它将影响减速箱的轮廓尺寸和重量以及润滑的条件。2.3.1传动比分配的基本原则1）各种传动的传动比，均有其合理应用的范围，通常不应超过。2）各级传动的承载能力近于相等。3）各级传动中的大齿轮浸入油中的深度大致相近，从而使润滑最为方便。4）齿轮减速传动中，传动比的分配将直接影响传动的多项技术经济指标。例如：传动的外廓尺寸和质量很大程度上取决于低速级大齿轮的尺寸，低速级传动比小些，有利于减小外廓尺寸和质量。

闭式传动中，齿轮多采用溅油润滑，为避免各级大齿轮直径相差悬殊时，因大直径齿轮浸油深度过大导致搅油损失增加过多，常希望各级大齿轮直径相近。故适当加大高速级传动比，有利于减少各级大齿轮的直径差。2.3.2电动机的初步选择根据本次设计的具体要求，搅拌容量2000ml，转速0-600r/min计算。根据非标准机械设备设计手册，第17章搅拌机械；选择开启涡轮式，平直叶，叶轮数Z=4搅拌容量最大2000ml，选取容器直径D=135mm，根据d/D=0.33（0.33值居多选取，查表），计算叶轮直径d=45mm根据b/d=0.2计算出叶轮厚度b=9mm计算搅拌器功率时，应用以下方法计算：P功率（W）ρ液体水密度（Kg/m3）：1000n搅拌器转速(r/s)：10d桨叶直径(m)：0.045Fr弗劳德数表示流体惯性力与重力之比Fr=n2d/g=0.46η流体粘度（Pa.s）1.139×103Re雷诺数表示惯性力与粘滞力之比Re=nd2ρ/η=1.6Φ功率因数查表17-13得，Φ=75当Re<30时，层流有；搅拌器功率：P=Φρn3d5=75×1000×1000×0.04555=13.84W应选取：15W可逆电机，电压AC220，50Hz。2.3.3传动比具体分配根据上面电动机的初步选择，电动机的转速在1250r/min，我们所需要的搅拌条件，经过查非标机械设计手册资料可知道磁力搅拌器，开启涡轮式，平直叶转速一般在最高转速600r/min所以便可确定总的传动比为i=n0/n=1250/600=2.08(1)取圆柱齿轮的传动比为2

3计算转动装置的运动和动力参数3.1各轴的转速电动机的动力输出轴为0轴，第一个传动轴为I轴，所以各轴的转速为n1/i=1250/2=625r/min（2）3.2各轴的功率电动机的输出功率为=15W，由于传动时要有功率损失，也就考虑到传动效率的问题圆柱齿轮传动＝0.97；所以各轴的功率如下：P1=P=15×0.97=14.55W（3）3.3各轴的转矩T0=9550×/n0=9550×0.015/1250=0.11N.m（4）T1=9550×P1/n1=9550×0.014/625=0.21N.m（5）

4齿轮传动设计与校核4.1圆锥齿轮计算4.1.1齿轮相关参数的选择选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数齿轮采用45号钢，调质处理后齿面硬度180~190HBS，齿轮精度等级为7级。取=15，i=2,则=30。取=30，参考机械零件的齿轮计算：4.2.2按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式：(6)4.2.3确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数1.42）计算小齿轮的转矩T0=95.5×105n0PT0=229N.mm3）由参考文献[2]表10-7选取齿宽系数4）由参考文献[2]表10-6选取材料的弹性系数5）由图10-21e按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度，大齿轮的接触疲劳强度极限6）由式：(8)计算应力循环次数7）由参考文献[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数；8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，取安全系数S=1。由式得(9)4.2.4计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值(10)2）计算圆周速度(11)3）计算齿宽b(12)4）计算齿宽与齿高之比b/h模数(13)齿高(14)齿宽与齿高之比5）计算载荷系数根据，8级精度，由参考文献[2]图10-8查得动载荷系直齿轮，假设.由参考文献[2]表10-3；由参考文献[2]表10-2查得使用系数；由参考文献[2]表10-4查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，(15)将数据代入后得由，，查参考文献[2]图10-13得；故载荷系数(16)6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得(17)7）计算模数m(18)4.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为：(19)4.3.1确定公式内的各计算数值1）由参考文献[2]图10-20d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限2）由参考文献[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数；3）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.3得(20)4）计算载荷系数K(21)5）查取齿型系数由参考文献[2]表10-5查得，6）查取应力校正系数由参考文献[2]表10-5可查得，7）计算大小齿轮的并加以比较小齿轮的数值大。4.3.2设计计算根据式（22）得4.7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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数，并就近圆整为标准值m=5，按接触强度算得的分度圆直径,d1=75mm,算出小齿轮数z1=d1/m=75/5=15大齿轮齿数z2=uz1=15×2=30,取30这样设计出的齿轮传动既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.4几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=z1m=15×5=75mm2）计算中心距112.5mm（22）3）计算齿轮宽度考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。若使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常更据齿轮模数m的大小来选定齿宽。直齿：b=KCm,KC为齿宽系数，取为4.5~9（23）第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，KC可取大些，使接触线长度增加触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。所以小齿轮齿宽取9.99mm,大齿轮齿宽取9.99mm.4.5验算(24)(25)

5轴的设计与校核由于本次设计中涉及到的轴比较多，所以每根轴都有多个功率和转矩。在此选择受转矩最大的一根轴进行设计校核，即选取最后输出轴进行设计校核。5.1输出轴的功率P,转速N和转矩TP=15wN=625r/min238N.mm5.2求作用在齿轮上的力输出轴齿轮的分度圆的直径为d=75mm而(26)(27)5.3初步确定轴的最小直径值先按式(28)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45，渗碳处理。根据表15-3，取,于是由式（30）得取轴的最小直径为11.39mm,由于本轴有2个键槽所以应改增大轴颈10%~15%所以圆整后的轴的直径为16mm5.4轴的结构设计拟订方案，根据要求确定轴的各段直径和长度，如图5-1。238N.mm图5-1轴的结构1）为了安装输出轴上的大齿轮，Ⅰ—Ⅱ轴段取直径为25mm,长度18mm其中包括Ⅱ—Ⅲ段2mm的退刀空间，其直径为20mm同时起定位齿轮和左端轴承的作用。大齿轮与轴的轴向定位均采用普通平键，按Ⅳ—Ⅴ段，参考文献[3]查得平键bxh＝8x7(GB/T1144-87),键槽用键槽铣刀加工，长为18mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择链轮轮毂与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。2）初选深沟球轴承。为了方便安装，两端选用不同型号的轴承。因轴承承担的径向力远远大于轴向力，参照工作要求，左端初选6205型号的轴承，其尺寸为d×D×B＝25×52×15，故Ⅲ—Ⅳ轴段的直径为25mm轴承的右端采用轴套外部轴套定位；右端初选6205型号的轴承，其尺寸为d×D×B＝25×52×15，故此段轴段的直径为25mm轴承的右端采用轴用弹性档圈A型，其尺寸为d×S×b=37.5×1.5×5mm(GB/T894.1-86-50),材料为65M。3）其他长度尺寸由其他部件的安装尺寸决定的。4）参照参考文献[2]，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径R1。5.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于6205深沟球轴承，支点在球心处。由于此类型的轴有两根不同长度，因此得分别校核。在这里选长半轴进行校核。作为简支梁的轴的支承跨距L=108mm根据轴的计算简图，作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩和扭矩图(见图5-2)可以看出截面B是轴的危险截面。先将计算出的截面B处的、及值列于表1：表2截面B处的受力分析Tab.2sectionB’sstressanalysis载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩扭矩5.6按弯扭合成应力校核轴的强度因为在危险截面Ⅱ-Ⅲ上出现的最大弯矩和扭矩，所以只需要校核Ⅱ-Ⅲ截面上的强度即可。根据参考文献[2]及上表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力(36)前已选定轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理，由机械设计手册查得,因此＜，故安全。图5-2轴的载荷分布图5.7精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面截面Ⅵ-Ⅷ只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕地确定的，所以截面Ⅵ-Ⅷ均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅲ和截面Ⅴ处的过盈配合引起的应力集中最严重，但截面Ⅲ的轴经虽然比较大，但载荷比截面Ⅴ大很多故需要校核；但从受载的情况来看，截面B上的应力最大，但应力集中不大。故只需要校核截面Ⅲ左右两侧即可。2）截面Ⅲ的左侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×523=14060.8mm3抗扭截面系数W=0.2d=0.2×52=28121.6mm3(38)截面Ⅲ右侧的弯矩M为截面Ⅲ上的扭矩T=692110N·mm截面上的弯曲应(39)截面上的扭转切(40)由参考文献[2]相关图表查得，，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按参考文献[2]查得经插值后可查得又由参考文献[2]相关图表查得轴的材料的敏性系数为，故有效应力集中系数为=1+0.95×(1.83-1)=1.7885(41)=1+0.93×(1.51-1)=1.4743(42)由参考文献[2]相关图表查得尺寸系数=0.72；由参考文献[2]相关图表查得扭转尺寸系数=0.83轴按磨削加工，由参考文献[2]相关图表查得表面质量系数为0.87轴的表面渗碳淬火处理，取=1.3，则参考文献[2]相关公式查得缝合系数值(43)(44)又由参考文献[2]查得合金钢的特性系数=0.2，=0.1于是，计算安全系数Sca值，按参考文献[2]相关公式则得(45)(36)（46）(47)故可知其安全。3）截面Ⅲ右侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×453=9113mm抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×453=18226mm截面Ⅳ左侧的弯矩M为N·mm截面Ⅱ上的扭矩N·mm截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的值，由参考文献[2]图表用插值法求出，并取，得=1.56轴按磨削加工，由参考文献[2]相关图表查得表面质量系数为0.87轴的表面渗碳淬火处理，取=1.3，则参考文献[2]相关公式查得缝合系数值于是，计算安全系数Sca值，按参考文献[2]相关公式则得故可知其安全。

6滚动轴承的选择与校核因轴承主故要承受径向载荷无受轴向载荷，初步选取球深沟轴承。其主要性能和特点:主要承受径向载荷,也可同时承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最小。在高转速时，可用来承受纯轴向载荷。工作中允许内、外圈轴线偏斜量不大于～，大量生产，价格最低。这里选输出轴上的轴承校核（其它轴承的选择和校核略）。为了方便安装，两端选用不同型号的轴承。因轴承承担的径向力远远大于轴向力，参照工作要求，左端初选6202型号的轴承，右端初选6202型号的轴承。验算：轴轴承的使用寿命为：12小时/天×180天/年×10年=21600小时1）对左端，已知，在理想状况下无轴向力，故，所以X=1，Y=0。根据GB276-89，选6202型轴承，查的：C=10.8KN，=6.95KN。求当量载荷P:查参考文献[2]表13-6得＝1.2～1.8，取1.8。(48)验算6202轴承的寿命(49)所以6202型满足要求。2）对左端，已知，在理想状况下无轴向力，故，所以X=1，Y=0。根据GB276-89，选6203型轴承，查的：C=10.8KN，=6.95KN。求当量载荷P查参考文献[2]表13-6得fp＝1.2～1.8，取1.8。验算6203轴承的寿命所以6203型满足要求。轴承校核完毕。

搅拌器的功率计算搅拌器的功率分为启动时所需功率和运转时所需功率。启动功率时指启动时克服液体惯性阻力，又叫惯性功率；运转功率时指正常运转时桨叶克服液体摩擦阻力所必须作的功。7.1运转功率的计算计算搅拌器功率时，应用以下方法计算：P功率（W）ρ液体水密度（Kg/m3）：1000n搅拌器转速(r/s)：10d桨叶直径(m)：0.045Fr弗劳德数表示流体惯性力与重力之比Fr=n2d/g=0.46η流体粘度（Pa.s）1.139×103Re雷诺数表示惯性力与粘滞力之比Re=nd2ρ/η=1.6Φ功率因数查表17-13得，Φ=75当Re<30时，层流有；搅拌器功率：P=Φρn3d5=75×1000×1000×0.04555=13.84W综合以上计算：最终选取15W可逆电机，额定转速1250r/min电压AC220，50Hz满足磁力搅拌器设计要求等各项指标。7.2影响搅拌器功率得因素(1)叶片数目的影响，搅拌器的功率与常数A成正比，同类型桨叶，叶片数越多，A值越大，叶片数成倍增加，功率并不成倍增大，其原因在于第一桨叶搅动后的液体尚未复原时，第二叶又工作，说增加的桨叶不是在液体静止状态下运动的，其助理较前面桨叶小(2)转速的影响将公式改写为由于，故功率近似与转速的三次方成正比为减少功率消耗，在不需高速搅拌加工过程中，应尽可能采用较低的转速(3)叶片长度的影响仍从公式分析可见，功率近似与成正比，在其它条件不变时，叶片长度稍微增大，就会引起搅拌功率消耗的明显增加，因此，设计搅拌器确定桨叶长度时要了别慎重(4)搅拌子的形状：一般讲搅拌子与容器底面的接触面积越小越好，因为搅拌子与容器的摩擦小，但要求搅拌子本身的平衡度高；接触面积大对稳定性好，所以两者要平衡考虑。（5）溶液量与搅拌子长度的关系：小容量用小搅拌子，大容量用大搅拌子。（6）容器底部形状：圆底容器对小搅拌子有收敛作用，使其旋转稳定性更好；平底容器油浴没有此作用，因而小搅拌子在自传的同时容易发生公转。（7）高温条件对搅拌子的影响：我们目前常用的搅拌子在高温条件下会逐渐退磁，所以使用一段时间以后要确认其是否还有足够的磁性。

8总结通过本次毕业设计是我充分认识到，这次设计其实是综合运用机械设计课程和其它先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学知识的过程。通过设计实践，使我逐步树立了正确的设计思想，增强了创新意识和竞争意识，熟悉掌握了机械设计的一般规律，培养了我分析和解决问题的能力。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，使我进行了全面的机械设计基本技能的训练。另外通过本次设计使我领悟出机械设计的一般进程为：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肯定会多走弯路。在设计过程中我们在独立完成的同时，要时刻跟指导老师沟通和请教，要掌握设计进度，认真设计。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，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。在课程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。另外，通过本次设计，使我运