小型食品搅拌机设计计算说明书

（I24fl本科毕业设计（论文）小型搅拌机的设计DesignofSmallmixer学院： 机械工程学院专业班级： 机械设计制造及其自动化DZ机械091学生姓名： 穆孙玲学号： 2013年5月毕业设计（论文）中文摘要小型搅拌机的设计摘要：本文介绍了小型食品搅拌机在我国食品工业生产中应用的重要意义及一些国内外的一些发展现状。小型搅拌机广泛应用于家庭、食品店、集体食堂等场所。在日常生活中，在做糕点的食品店，用于和面，搅匀鸡蛋等，做蛋糕，用于搅匀奶油，我曾见过，学校食堂的师傅，冬天用搅拌机淘米，因为冬天冷，师傅用搅拌机淘米，避免了亲自用手去淘米，避免了人手接触冷水，可谓是一大创新。可见，小型搅拌机在我们日常生活中是何等方便，所以现在正是发展小型搅拌机的大好时机。考虑到目前搅拌机种类和规格很多，但适合食品搅拌的小型食品搅拌机还不多，因此本次设计主要是根据部分食品的特殊要求，选取旋桨式搅拌头，进行搅拌工作的小型食品搅拌机，本文主要是对搅拌机的电动机及传动机构、搅拌轴、搅拌叶片等部件的设计，从而达到所需要求。关键词：旋桨式；小型食品搅拌机；传动机构毕业设计（论文）外文摘要DesignofSmallmixerAbstract:ThisarticledescribesthesignificanceofthesmallfoodmixerapplicationsintheproductionofChina'sfoodindustryandanumberofdomesticandforeigndevelopmentstatus.Thesmallmixerwidelyusedinfamily,foodstores,canteensandotherplaces.Indailylife,pastryfoodstore,fornoodles,stireggs,cake,stircream,Ihaveseentheschoolcanteenchef,wintermixerwashrice,coldwinterthemastermixerWashricetoavoidpersonallyhandtowashrice,avoidcontactwithhumanhandsincoldwater,canbedescribedasamajorinnovation.Visible,smallmixerhowconvenientitinourdailylives,soitisagoldenopportunitytothedevelopmentofsmallmixer.Considerationtotheblendertypesandspecificationsofmany,butnotmanysmallfoodmixersuitableforfoodstirredThus,thepresentdesignisbasedonthemainpartofthespecialrequirementsofthefood,selectapropellertypemixinghead,stirredforsmallfoodmixer,thepaperIsthestirrermotoranddrivemechanism,thestirringshaft,thestirringbladesandotherpartsofthedesign,soastoachievethenecessaryrequirements.Keywords:Propeller;smallfoodblender;transmissionmechanism目录绪论………………1研究目的与意义……………2国内外研究现状……………2减速箱总体方案的确定…………3传动方案的确定……………3传动装置的合理布置………4各级传动比的合理分配……………………4传动比分配的基本原则……………4电动机的初步选择…………………5传动比具体分配……………………5计算转动装置的运动和动力参数………………5各轴的转速…………………5各轴的功率…………………6各轴的转矩…………………6齿轮传动设计与校核……………6圆锥齿轮计算………………6直齿圆柱齿轮计算…………10齿轮相关参数的选择………………10按齿面接触疲劳强度设计…………10确定公式内的各计算数值…………10计算…………………114.3按齿根弯曲强度设计………12确定公式内的各计算数值…………12设计计算……………13几何尺寸计算………………14验算…………14轴的设计与校核…………………145.1输出轴的功率P,转速N和转矩T 14求作用在齿轮上的力………15初步确定轴的最小直径值…………………15轴的结构设计………………15求轴上的载荷………………16按弯扭合成应力校核轴的强度……………16精确校核轴的疲劳强度……………………18滚动轴承的选择与校核…………20搅拌机的功率计算………………21运转功率的计算……………22影响搅拌机功率的因素……………………24升降部分设计……………………259搅拌桶尺寸的确定 2610总结 27参考文献……………28致谢………………281绪论研究目的与意义小型搅拌机广泛应用于家庭、食品店、集体食堂等场所。在日常生活中，在做糕点的食品店，用于和面，搅匀鸡蛋等，做蛋糕，用于搅匀奶油，我曾见过，学校食堂的师傅，冬天用搅拌机淘米，因为冬天冷，师傅用搅拌机淘米，避免了亲自用手去淘米，避免了人手接触冷水，可谓是一大创新。可见，小型搅拌机在我们日常生活中是何等方便，所以现在正是发展小型搅拌机的大好时机。国内外研究现状随着近些年我国食品设备的飞速发展，食品加工机械已经成为机械工业的重要组成部分，基本形成了为食品加工业提供成套装备的能力，部分食品加工机械已经打入了国际市场，但由于我国食品加工机械工业起步晚，基础差，目前达到或接近世界先进水平的加工设备仅占全部的5%-10%，整个行业落后20-25年，因此搅拌机在食品当中的应用也是比较晚的，其广泛度还有待提高，我国每年还需要进口大量先进的食品加工机械，以满足我国食品工业之需要，因此，我国食品加工机械的行业发展不平衡，产品的水平还不高，然而在发达国家中搅拌机的应用很早就投入食品加工机械中，各类搅拌技术的应用也是比较早的，发达国家又恨高的食品工业产值，食品工业产值在工业总产值中所占比例一般在10%以上，最高可近18%，食品工业发达国家的主要工业支柱产业，发达国家为食品工业提供装备的食品机械行业已经发展为一个重要的支柱产业，是机械工业的一个重要组成部分，发达国家食品机械性能高，自动化程度高，这样大大减少了劳动力，保证了生产速度，降低了劳动成本，节省了劳动时间，从而获得了更多的经济效，所以小型食品搅拌机在国内外市场还有很大的发展潜力。减速箱总体方案的确定本课题设计的重点是电动机及传动机构、搅拌轴、搅拌叶片等部件的设计。首先，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小型食品搅拌机，工作环境一般用于室内。还要充分考虑次类搅拌机应该利于搬动，不宜过重，搅拌时的噪音应该尽量减小到最小，通过提高传动装置效率的方式来减少能耗，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。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小型食品搅拌机，所以保证此类搅拌机具有少能耗高效率的特点则显得有为重要，再者本次设计是要求设计一种立式搅拌机，那么就要改变传动方向，在改变传动方向的选择上有2种方案，第一就是选用蜗轮蜗杆传动，次类传动具有如下特点：它是一种特殊的交错轴斜齿轮传动，交错角为E=90°；它具有螺旋传动的某些特点，蜗杆相当于螺杆，蜗轮相当于螺母，蜗轮部分地包容蜗杆，蜗轮蜗杆传动比大，结构紧凑传动平稳，无噪声；具有自锁性；传动效率较低,磨损较严重蜗杆轴向力较大，致使轴承摩擦损失较大。由于蜗杆蜗轮传动具有以上特点，故常用于两轴交错、传动比较大、传递功率不太大或间歇工作的场合。第二种传动方式是用一对圆锥齿轮进行传动，该类传动的特点具有斜齿渐进接触的啮合特点,且重合度较大，故传动平稳，噪声小,承载能力强;最少齿数可到5,因而可获得较大的传动比和较小的机构尺寸，综合考虑到设计要求和设计特点，选用一对圆锥齿轮进行传动效果更加。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2级传动，先由一对圆锥齿轮改变传动方向，即将横向传动改变为竖直传动，然后一对圆柱齿轮进行传动，并输出于执行元件。所以初步拟订的传动方案如下图1传动原理图2.3各级传动比的合理分配在设计二级和二级以上的减速器时，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）分配传动比时，应注意使各传动件尺寸协调、结构匀称，避免发生相互干涉。如设计二级齿轮减速传动时，若传动比分配不当，可能会导致中间轴大齿轮与低速轴发生干涉。5）对于多级减速传动，可按照“前小后大”（即由高速级向低速级逐渐增大）的原则分配传动比，且相邻两级差值不要过大。这种分配方法可使各级中间轴获得较高转速和较小的转矩，因此轴及轴上零件的尺寸和质量下降，结构较为紧凑。增速传动也可按这一原则分配。6）在多级齿轮减速传动中，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任务书的具体要求，要求主机功率为1.1KW，根据VV机械设计手册＞＞选定型号为1.1KWY2-90L-6的电动机，其最高转速为910r/min。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910r/min,我们所需要的搅拌时间为10分钟左右，经过查相关的资料可知道搅拌机的转速一般在100-350r/min之间,所以便可确定总的传动比为i二n/n二910/225二4.04 （1）0取圆柱齿轮的传动比为1.5，知道总的传动比为4.04根据公式i=ii （2）01•2所以圆锥齿轮的传动比为i二第二404二2.7，所以1值符合圆锥齿轮传动比的正1i1.52常范围，所以圆柱齿轮的传动比设为i二1.52计算转动装置的运动和动力参数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，第二个传动轴为II轴,输出轴为III轴，所以各轴的转速为3)n二n二910r/min3)0In=n/i=910/2.5=364r/minIIIIn=n/i2=364/1.6=225r/minIIIII23.2各轴的功率3.2各轴的功率电动机的输出功率为P=1.1KW，由于传动时要有功率损失，也就考虑到传0动效率耳的问题n=n2nn (4)2 •3•4式中nn 为从电动机至输出轴之间的各传动机构和轴承效率，滚动轴承n=1220.99；圆柱齿轮传动n=0.97；弹性联轴器n=0.9934所以各轴的功率如下：p1=p0J4=1.1x0.99=1.09KWp2=p1•n2・n2.n2=1.09x0.99x0.99x0.99=1.06kwp3=p2・n3・n2・n2=1.06x0.99x0.99x0.97=1.01KW各轴的转矩TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"T0=9550p=9550xU=11.5N•m0 n0 910P1.03T,=9550-1=9550x =11.1N•m\o"CurrentDocument"n 910T2=9550—=9550x106=27.8N•mn3 364齿轮传动设计与校核圆锥齿轮计算齿轮采用45号钢，调质处理后齿面硬度180~190HBS,齿轮精度等级为7级。

参考参考文件［3］表7.3取z=25，i=2.5,则Z=62.5。取Z=63，参考机械零件122的齿轮计算：设计准则按齿面接触疲劳强度设计，在按齿根弯曲疲劳强度校核。按齿面接触疲劳强度设计齿面接触疲劳强度的设计表达式d1t(ZZHEIO丿'Hy4KT“10.85©(1—0.5©»卩d R其中，°d=1, u=2.51Z=1.89MP2,Z=1,8EaHT1=11.1N•m选择材料的接触疲劳极限应力为：c =560MPaH2limc=210c =560MPaH2limc=210MPaF2limH1lim选择材料的接触疲劳极限应力为：c=230MPaF1lim应力循环次数N由下式计算可得6）N=60nat6）11=60x1130x300x8x16=2.6x1092U2.6x10102.51.04x109接触疲劳寿命系数Z=Z=1.1，N1Z=1.02N2弯曲疲劳寿命系数接触疲劳安全系数SHminY=接触疲劳安全系数SHminY=1，N1Y=1

N2=1，弯曲疲劳安全系数SFmin=1.5,又Y=2.ST，试选K=1.3t求许用接触应力和许用弯曲应力[(J ]=—H1limZ580= x1.1=638MPaH1 SN11Hminb ]=—H2limZ580— x1.02—591.6MPaH2 SN21Hminb]=—F1lim寫 =306.67MPaF1SN1 1.5FmincY210x2丘]=F2limST =280MPaF2S N2 1.5Fmin将有关值代入公式（15）得：

d1t『1.8x189.8丫591.6d1t『1.8x189.8丫591.6丿i0.85©(1—0.5©J2卩d d4x1.3x11.10.85x0.1G-0.5x0.1》x2=70.6mm==24.27m/s兀dnV= 1^-1—=1 60x10003.14x70.6x657060x1000ZV 25x24.27—= =6.06m/s100100动载荷系数K=1.0；使用系数Ka=1；齿向载荷分布不均匀系数K=1.02；V A B齿间载荷分配系数取K=1，则K=KKKK=1.01x1.0x1.02x1.0=1.03,a H AV卩a修正：=d1tKh=d1tKh=70.2t罟=65.32mm7）8）d65.32 8）m=—b= =2.76mmz251取标准模数m=2.75（3）计算基本尺寸dmz2.75x2568mm11dmz2.75x68187mm节锥定距1+rz)2节锥定距1+rz)2Iz1丿mz22.75x252HI99.6mm节圆锥角（未变位时，与分度圆锥角相等）6 6均不能圆整126=arctg'=arctg=26。33'54”16 6均不能圆整126 90。—6 63。26'6''21大端齿顶圆的直径小齿轮d=d+2mcos6=68+2x2.5xcos26°33'54"=7123mma1 1 1

大齿轮d=d+2mcos5=187+2x2.5cos63。26'6=190.23mma2 2 2齿宽b=»R=0.3x99.6=29.88mmR取b=b=29.88mm124）校核齿根弯曲疲劳强度复合齿形系数Y二4.1,Y=3.8FS1 FS2取Y二0.7£校核两齿轮的弯曲强度4KTY1FS1-F1»(1—0.5»J2Z2m3、：l+u2F1R R14xl.03xll.lx4.10.3(1—0.5x0.3)^x252x2.5^1+0.252=180.6MPa<[q]FlY 3.8Q二◎-FS2二180.6xMPa=167.3MPa<b]F2F1Y 4.1 F2FS1所以齿轮完全达到要求表1齿轮的几何尺寸符号公式分度圆直径dd=mz=2.75x25=68mm11d=mz=2.75x68=187mm22齿顶高hh=h*m=lx2.75=2.75mm齿根高ahfaah=(h*—c*Jm=(1—0.2Jx2.75=2.2mmfa齿顶圆直径Jdad=d+2hcos5=71.23a1 1 a齿根圆直径dfd=d—2hcos5=190.93f1 1 f齿顶角0atan0=h..R=2.75/99.6=0.025a a'齿根角0ftan0=hR=2.2/99.6=0.022f f'分度圆锥角5sin5=mz'2R=2.75x252x99.6=0.3451顶锥角5a5_5—0_24。aa根锥角5f5_5—0_24.5。ff锥距JRR_mz2sin5_99.6mm齿宽bb_(0.2~0.35)R_30mm至此圆锥齿轮的设计于校核完毕直齿圆柱齿轮计算4.2.1齿轮相关参数的选择选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据设定的传动方案，采用软齿面直齿轮传动。2）小型搅拌机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度3） 参考参考文件［3］表7.3材料选择：20CrMnTi，渗碳淬火，查表的硬度为HRC58-62。4） 取小齿轮齿数Z=19,则大齿轮齿数Z=iZ=1.6X19=30.4,取Z=3012124.2.2按齿面接触疲劳强度设计KT（u+1）Z2d>2.32—^-1—I p-E^设计计算公式："Y①dUH ⑼4.2.3确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数 K=1.4t2） 计算小齿轮的转矩95.5x105P

T= 11n3_95.5x105x1.01227.5_4.2x104N•m3） 由参考文献［2］表10-7选取齿宽系数①d_14） 由参考文献［2］表10-6选取材料的弹性系数Ze_189-8MPa5） 由图10-21e按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度5 _594.4MPa,Hlim1大齿轮的接触疲劳强度极限5 _427.1MPaHlim26） 由式：计算应力循环次数N=60x697x1x(12x180x10)=9.033x10s1N二9.033x10s-3.277二2.75x10s2由参考文献［2］图10-19查得接触疲劳寿命系数K二1.2；K二1.23计算接触疲劳许用应力 HN1 HN2「 1KaC_|=—HN―H4imTOC\o"1-5"\h\z取失效概率为1%,取安全系数s=1。由式 HS得 (12)[a]=Khn1aHIim1=1.2x594.4=734.1MPaH1 S[a]=Khn2aHIim2=1.23x427.1=527.5MPaH2 S4.2.4计算1)试算小齿轮分度圆直径J，代入［aH1中较小的值1t=2.32x4.2.4计算1)试算小齿轮分度圆直径J，代入［aH1中较小的值1t=2.32xJ'4x4.2x104儿6+】)x1S9.S21x1.6x734.12=55.24mm2)计算圆周速度v兀dnV= 60x1000 60x1000="7°.°6x910=0.33m/s3)计算齿宽bb=0•d=1x55.24=55.24mm

d 1t计算齿宽与齿高之比b/h模数m=仝=5524=2.9tz191(13)(14)(15)(16)齿咼h=2.25m=2.25x2.9=6.5t齿宽与齿高之比h=警=s.55）计算载荷系数根据v=0.33m/s,8级精度，由参考文献［2］图10-8查得动载荷系KF/直齿轮，假设A代5）计算载荷系数根据v=0.33m/s,8级精度，由参考文献［2］图10-8查得动载荷系KF/直齿轮，假设A代＞1OON/mm.由参考文献［2］表10-3K=K=1.2；Ha Fa ；由参考文献［2］表1O-2查得使用系数Ka=1.5；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K =1.12+0.18G+O.6①2)①2+0.23x10-3BHB dd(18)将数据代入后得K厂I」2+0」8°+%小几+山2x51-885=MO由h=8.5,KHB=1.420，查参考文献⑵图10-13得KfB=1.481KKKKK 1.5x1x1.2x1.4212.558AVHaHB；故载荷系数（19）6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1td=d1K得(20)7）计算模数md=96.2mm1(21)d96.2 _O6(21)m=—1= =5.O6z191按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为：(22)弯曲强度设计公式为：(22)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b =465.6MPa q=311.1MPaFE1 FE2

K二1.2； K二1.23HN1HN2计算弯曲疲劳许用应力「1KQQ =—FN—FE取安全系数S=1.3fS得b]=Kfn1。FE1=1.2X465.6MPa=831.4MPaTOC\o"1-5"\h\zfi S 1.3\o"CurrentDocument"bf!=+= MPa=沁阴 (23)4） 计算载荷系数K\o"CurrentDocument"K=KKKK=1.5X1X1.2X1.481=2.666 （24）AVFaF卩5） 查取齿型系数由参考文献［2］表10-5查得YFa1=2.91，YFa2=2.2856） 查取应力校正系数由参考文献［2］表10-5可查得YSa1=1.53，YSa2=1.735YYFaSa7） 计算大小齿轮的「F1并加以比较YY「a1FYY「a1F1=^9^=°.00536YY■FTF2=2・285X皿=0.00714555.5小齿轮的数值大。4.3.2设计计算根据式（22）得m>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d=96.2mm,算出小齿轮数1

大齿轮齿数1m5=uz=19.24x1.6=30.7,大齿轮齿数1m5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。几何尺寸计算1）计算分度圆直径d=zm=19x5=95mmd=zm=30x5=150mm2）计算中心距25)a=t2=122.5mm沁123mm25)23）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 （26）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.验算(27)KF=306.3N/m>100N/mb(28)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。(28)5.1输出轴的功率P,转速N和转矩TP=1.1kw

N=227.5r/minP1.1T=9550 =9550N•m=4.6N•mN 227.5求作用在齿轮上的力输出轴齿轮的分度圆的直径为d=206.5mm二613N厂2T 2x4.6xl03二613NF= =td1505.3F二Ftana5.3F二Ftana二613xtan20。N二1373NrtF=―—= N=249Nncosa cos20。初步确定轴的最小直径值先按式dmin(29)(30)(31)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A0=115,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2。图2轴的结构1）为了安装输出轴上的大齿轮，1—11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W—V段，参考文献［3］查得平

键bxh=8x7（GB/T1144-87），键槽用键槽铳刀加工，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dXDXB=25X52X15，故III—W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dXDXB=25X52X15,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dXSXb=37.5X1.5X5mm（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lx45。，各轴肩处的圆角半径R1。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3）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Mh、Mv及M值列于表1：表2截面B处的受力分析载荷水平面H垂直面V支反力F二3539NF=1744NNH1NV1F =—836NF =—304NNH2NV2弯矩M=245108N•mmM=89180N•mmHV总弯矩M=260743N•mm扭矩T=692110N•mm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a=0.6，轴的计算应力ca2+(aT)ca2+(aT)2J2607432+(0.6x9200)20.1x453=53.81MPa(36)-1-1图3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W-训只受扭矩作用，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W-训均无需校核。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

抗扭截面系数Wt=0.2d3=0.2X523=28121.6mm3抗扭截面系数(38)M=260743x32.5-9.532.5(38)M=260743x32.5-9.532.5=1845261N•mm截面III上的扭矩T=692110N・mm截面上的弯曲8=13.12MP8=13.12MPa(39)截面上的扭转切(40)T692110(40)t= = =24.61MPatW28121.6T=300MPa由参考文献［2］相关图表查得cb=1100MPa,C-1=525MPa,T=300MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及aT按参考文献［2］查得r3.5 D52= =0.067, = =1.16d52 d45经插值后可查得a=a=1.83ca=1.51T又由参考文献［2］相关图表查得轴的材料的敏性系数为q=0.95q=0.93c ， T故有效应力集中系数为(41)(42)kc=1+qc(ac—1)=1+0.95X(1.83-1)=1.7885kT=1+qT(aT-D=1+0.93X(1.51-1)=1.4743由参考文献［2］相关图表查得尺寸系数ea=0.72；(41)(42)由参考文献［2］相关图表查得扭转尺寸系数eT=0.83轴按磨削加工，由参考文献［2］由参考文献［2］相关图表查得扭转尺寸系数eT=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轴的表面渗碳淬火处理，取0q=1.3，则参考文献［2］相关公式查得缝合系数值+丄-1〕x0.87丿卩=卩T=0.87K=(5(k1」CT CT q1_(1.7885厂I0.72(43)1_[1.4743厂I0.83又由参考文献［2］查得合金钢的特性系数屮b=0.2,屮讦0.1曰是，计算安全系数1_[1.4743厂I0.83又由参考文献［2］查得合金钢的特性系数屮b=0.2,屮讦0.1曰是，计算安全系数S值，按参考文献［2］相关公式则得cab—1 Kb+屮bbabm5252.02x13.12+0.2x0=19.81ScaT—1 KT+屮TTa Tm1.05x3002461+0.1x型22=21.2SSS2+S2b T19.81x212=14.47>S=1.519.812+21.22(44)(45)46)(47)故可知其安全。3）截面III右侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1X453=9113mm3抗扭截面系数W=0.2d3=0.2X453=18226mm3T截面W左侧的弯矩M为M_260743x260.5—9.5M_260743x260.5—9.5260.5=251234N・mm截面II上的扭矩截面上的弯曲应力T3=692110N・mm2512349113_27.57MPa截面上的扭转切应力TW69211018226TW69211018226_37.97MPa过盈配合处的kbsb值，由参考文献［2］图表用插值法求出，并取k/e=0.8k8得k/s=i56k/s=0.8xl.56=1.25t't aa， ^得aa=丄・56 Vt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卩a二卩t二0.87轴的表面渗碳淬火处理，取0q=1.3，则参考文献［2］相关公式查得缝合系数值1.56+1087113=1.311.251.56+1087113=1.311.25+0.871.3=1.08于是，计算安全系数S值，按参考文献［2］相关公式ca则得-1 Ka+屮a-1 Ka+屮aaam=14.541.31x27.57+0.2x0300 =1334

37.97ni37.971.08x +0.1x-SS22SSS=caS2+S2at14・54X13・34S=caS2+S2at14.542+13.342故可知其安全。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8'〜16'，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6205型号的轴承，右端初选6205型号的轴承。验算：轴轴承的使用寿命为：12小时/天X180天/年X10年=21600小时F1）对左端，已知F=2744N，在理想状况下无轴向力，故F«e，所以r1 FrX=1，Y=0。根据GB276-89，选6205型轴承，查的：C=10.8KN,CO=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。P==1-8"2744=4939N (48)验算6205轴承的寿命Lh=逆(CLh=逆(C:丄洱)360np60x364939=56510h>>21600h(49)所以6205型满足要求。F2）对左端，已知f=304N，在理想状况下无轴向力，故F<<e，所以r1 FrX=1，Y=0。根据GB276-89，选6208型轴承，查的：C=10.8KN，C0=6.95KN。求当量载荷P查参考文献［2］表13-6得f=1.2〜1.8,取1.8。pP=fXF=1.8xlx304=547Npr验算6208轴承的寿命L=监(CP'=搖(零T=335X107h>>21600h所以6208型满足要求。轴承校核完毕。搅拌机的功率计算搅拌机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运转功率的计算搅拌机的运转功率与进行搅拌的流体力学有关，设阻力为P，则式中匚一阻力系数F—桨叶在运动方向上的投影面积V—桨叶运动圆周速度P—液体密度如图4所示，设搅拌机的一片桨叶在运动方向上的投影可用f(x)和f(x)两条曲12线所围成的面积表示，桨叶的微面积df所手的阻力为图4桨叶功率计算简图dp=zdf学=Z学dxdy2g 2g记N为运转功率，则微面积df的运转功率为：v2dN=dp・v=z dxdy2g假设液体是静止的，则相对速度v二2兀xn，所以51）dN=Zy dxdy=gy（2兀）3n3—dxdy51）TOC\o"1-5"\h\z2g 2g式中：n为搅拌机的转速(rs)，对公式(44)进行积分，得到一片桨叶的功率为N=—Z(2兀)3n3f2x3dxfxdy (52)2g 00式中：L/2为一片桨叶的长度。在搅拌的过程中一直伴有一个搅拌阻力系数即Z，不同类型的桨叶的Z值也不mm同，且Z是雷诺准数R的函数，它们之间的关系为me

2—A/Rmm ' e因此我们计算搅拌机一片桨叶的运转功率为N—A；Rmpn3LE由于p、n、L都是已知的根据表3常用搅拌机桨叶的A,m值（53）（55）表3常用搅拌机桨叶的A,m值桨叶型及桨叶数Am垂直平桨双桨式6.800.20倾斜平桨（45）双桨式4.050.20垂直平桨四桨式8.500.20倾斜平桨四桨式5.500.20旋桨式0.990.15根据本次设计的需要，内容是设计旋浆式搅拌机，所以取A=0・99m=0.15对搅拌机而言R=L2np..u，在计算搅拌机功率的时候还要乘上一个修正系数f,E56)57)对于旋浆搅拌机而言其56)57)厂D、0.93IH],3L丿＜万丿f=0.6=3.40.93•1.40.6=1.6所以搅拌机的功率应该为N=f•A；Rmpn3L=1.6x0.99/1205x0.78x3.2x7003=0.3kw影响搅拌机功率得因素（1） 桨叶数得影响，搅拌机的功率与常数A成正比，同类型桨叶，桨叶数越多，A值越大，桨叶数成倍增加，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（u）m

N—A*I I•p・n3・L5（Lnp丿由于1，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） 桨叶长度的影响仍从公式分析可见，功率近似与L5成正比，在其它条件不变时，桨叶长度稍微增大，就会引起搅拌功率消耗的明显增加，因此，设计搅拌机确定桨叶长度时要了别慎重（4） 液体密度的影响，搅拌前并不是均匀的，而是下部密度大，有时上部是清水桨叶自上而下进行搅拌工作时，靠摩擦作用逐渐翻起下部，液体的密度也逐渐增大，全部翻起后池内成为均匀的，计算搅拌机的功率时，应以均匀的密度作为计算依据。升降部分的设计在对升降部分进行设计时考虑到很多的方案，但终究比较还是选择齿轮齿条的升降机构比较合适，齿条有如下特点:1）齿条同侧齿廓为平行线,它在与齿定线平行的任一直线上具有相同齿距P广P”N,2）齿条直线齿廓上各点具有相同的压力角，等于直线齿廓的齿形角,一般为标准值a=a=20。;当齿轮齿条标准i安装时，齿轮分度圆与齿条分度线重合,啮合角等于齿形角;齿轮以角速度①转动，带动齿条以线速度v=er直线移动，中心距增大后，齿条远离齿轮轴心0］移动p111X距离（下图虚线所示），根据齿条直线齿廓的特点，啮合线不会随齿条位置改变而改变，故节点位置P也不变化，此时，齿轮的分度圆仍然与节圆重合，啮合角仍然等于齿条的齿形角，即等于齿轮分度圆上的压力角;而齿条位置的改变使齿条的中