立式打蛋機的設計【含10張CAD圖紙和說明書】

全日制普通本科生畢業(yè)設計 立式打蛋機的設計THE DESIGN OF VERTICAL EGG MIXER學生姓名： 學 號： 年級專業(yè)及班級： 2008級機械設計制造及自動化 (5)班指導老師及職稱： 學 部： 理工學部 提交日期： 全日制普通本科生畢業(yè)設計誠 信 聲 明本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設計是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。 畢業(yè)設計作者簽名： 年 月 日 目 錄摘要1關鍵詞 11 前言 21.1 選題研究意義21.2 國內研究現(xiàn)狀2 1.3 目前國內常見的打蛋機類型22 總體方案擬定 22.1 原理分析32.2 總體結構設計3 2.2.1 總體結構設計3 2.2.2 傳動路線42.3 各執(zhí)行機構主要參數(shù)的初步確定42.4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算53 主要零件的選擇和設計63.1 皮帶輪的設計63.2 齒輪的設計計算8 3.2.1 直齒輪的設計計算8 3.2.2 斜齒輪的設計計算11 3.2.3 錐齒輪的設計計算14 3.3 軸的設計計算17 3.3.1 高速軸的設計計算173.3.2 軸的設計計算20 3.3.3 主軸的設計計算2434 軸承的校核27 3.4.1 高速軸軸承的校核273.4.2 主軸軸承的校核273.5 鍵的設計計算與校核28 3.5.1 高速軸上的聯(lián)接鍵的校核28 3.5.2 電機上聯(lián)接鍵的校核284 打蛋機其他各個部分的簡介295 潤滑與密封325.1 滾動軸承的潤滑325.2 錐齒輪的潤滑325.3 攪拌頭的密封326 主要缺點和有待進一步改進的地方327 結束語33參考文獻34致謝34附錄35立式打蛋機設計 摘 要：本文分析了中國國內外立式打蛋機的現(xiàn)狀，設計出一新型立式打蛋機。該打蛋機是由攪拌器、容器、傳動裝置、容器升降結構和電動機以及機架等部分組成。采用有級變速機構：由一對三聯(lián)齒輪滑塊組成，通過手動拔叉，使不同的齒數(shù)的直齒輪相互齒輪嚙合，形成三種不同的轉速，通過斜齒輪和錐齒輪的傳遞，使這三種不同的速度至主軸。攪拌頭在行星輪的作用下產(chǎn)生自轉，可以對容器內的各個部位進行攪拌。容器的升降機構則是為了盡快的裝卸容器。機座則承受了調和時的所有負載。關鍵詞：攪拌器；容器；傳動裝置；容器升降機構 The Design of Vertical Egg Mixer Abstract: This paper analyzes the Chinese domestic and foreign vertical egg machine status, to design a new type mixer.The egg breaking machine includes an agitator, container, transmission device, container lifting structure , a motor , a frame and other parts.Using the step speed change mechanism:with is consist a pair of triple gear block, through the manual fork, movement the different tooth number of gear meshing spur gears each other, them three different speed can be found, by the bevel gear and bevel gear transmission, the spindle gained three speed are diffrent.The mixing head can mixing any part in the container under the action of planet wheel,.Container lifting mechanism is designed for as soon as possible loading and unloading containers.The base is subjected to reconcile all load.Key Words: Mixer；Containers；Transmission device；Container lifting mechanism壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 全日制普通本科生畢業(yè)設計 立式打蛋機的設計THE DESIGN OF VERTICAL EGG MIXER學生姓名： 學 號： 年級專業(yè)及班級：設計制造及自動化 指導老師及職稱： 學 部： 理工學部 全日制普通本科生畢業(yè)設計誠 信 聲 明本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設計是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。 畢業(yè)設計作者簽名： 年 月 日 目 錄摘要1關鍵詞 11 前言 21.1 選題研究意義21.2 國內研究現(xiàn)狀2 1.3 目前國內常見的打蛋機類型22 總體方案擬定 22.1 原理分析32.2 總體結構設計3 2.2.1 總體結構設計3 2.2.2 傳動路線42.3 各執(zhí)行機構主要參數(shù)的初步確定42.4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算53 主要零件的選擇和設計63.1 皮帶輪的設計63.2 齒輪的設計計算8 3.2.1 直齒輪的設計計算8 3.2.2 斜齒輪的設計計算11 3.2.3 錐齒輪的設計計算14 3.3 軸的設計計算17 3.3.1 高速軸的設計計算173.3.2 軸的設計計算20 3.3.3 主軸的設計計算2434 軸承的校核27 3.4.1 高速軸軸承的校核273.4.2 主軸軸承的校核273.5 鍵的設計計算與校核28 3.5.1 高速軸上的聯(lián)接鍵的校核28 3.5.2 電機上聯(lián)接鍵的校核284 打蛋機其他各個部分的簡介295 潤滑與密封325.1 滾動軸承的潤滑325.2 錐齒輪的潤滑325.3 攪拌頭的密封326 主要缺點和有待進一步改進的地方327 結束語33參考文獻34致謝34附錄35立式打蛋機設計學 生：劉 黎指導老師：高英武(湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院，長沙 410128)摘 要：本文分析了中國國內外立式打蛋機的現(xiàn)狀，設計出一新型立式打蛋機。該打蛋機是由攪拌器、容器、傳動裝置、容器升降結構和電動機以及機架等部分組成。采用有級變速機構：由一對三聯(lián)齒輪滑塊組成，通過手動拔叉，使不同的齒數(shù)的直齒輪相互齒輪嚙合，形成三種不同的轉速，通過斜齒輪和錐齒輪的傳遞，使這三種不同的速度至主軸。攪拌頭在行星輪的作用下產(chǎn)生自轉，可以對容器內的各個部位進行攪拌。容器的升降機構則是為了盡快的裝卸容器。機座則承受了調和時的所有負載。關鍵詞：攪拌器；容器；傳動裝置；容器升降機構 The Design of Vertical Egg MixerStudent:liuliTutor: Gao Yingwu(Orient Science& Technology Collage of Hunan Agricultural University, Changsha，410128)Abstract: This paper analyzes the Chinese domestic and foreign vertical egg machine status, to design a new type mixer.The egg breaking machine includes an agitator, container, transmission device, container lifting structure , a motor , a frame and other parts.Using the step speed change mechanism:with is consist a pair of triple gear block, through the manual fork, movement the different tooth number of gear meshing spur gears each other, them three different speed can be found, by the bevel gear and bevel gear transmission, the spindle gained three speed are diffrent.The mixing head can mixing any part in the container under the action of planet wheel,.Container lifting mechanism is designed for as soon as possible loading and unloading containers.The base is subjected to reconcile all load.Key Words: Mixer；Containers；Transmission device；Container lifting mechanism1 前言1.1 選題研究意義我國蛋品資源豐富，品種多樣，是生產(chǎn)和消費大國。特別是近幾年來，隨著中國經(jīng)濟的發(fā)展，蛋品加工業(yè)也發(fā)展迅速。自1985年以來我國已連續(xù)20多年保持世界第一產(chǎn)蛋大國的地位，人均蛋品占有量達20多千克；但我國禽蛋加工卻不到蛋產(chǎn)量的1，出口量占產(chǎn)量的2。作為世界上最大的蛋品生產(chǎn)國，中國蛋品加工業(yè)和世界先進水平相比還有很大的差距。加工技術的落后、品種單一、產(chǎn)業(yè)化水平低等因素已經(jīng)成為制約我國蛋品加工業(yè)發(fā)展的主要因素。同時蛋品行業(yè)的不發(fā)達，也為蛋品行業(yè)工業(yè)化的高效發(fā)展和品質改善提供來廣闊的空間。要實現(xiàn)中國蛋品業(yè)持續(xù)、快速、協(xié)調、健康的發(fā)展，蛋品加工首先應走產(chǎn)業(yè)化、品牌化的道路，其次注重蛋品的深加工技術的應用如蛋品的清洗、包裝、分級、液態(tài)蛋等，最后就是引導消費者的消費觀念。而這個過程的實現(xiàn)，離不開蛋品加工企業(yè)裝備水平的提高1。目前，國內大部分的蛋品加工企業(yè)仍然延續(xù)傳統(tǒng)的作坊式手工生產(chǎn)，蛋品加工企業(yè)的技術裝備大部分還停留在20世紀80年代的水平，設備陳舊老化，設備加工質量粗糙，工藝指標落后，設備性能和出品率低，可靠性差，生產(chǎn)自動化程度不高，這些都嚴重阻礙了蛋品加工的發(fā)展。而一些大型現(xiàn)代禽蛋生產(chǎn)企業(yè)在引進國外的蛋品加工設備時，考慮到蛋品原料特點的差異，加工方式的不同，設備維護、采購成本高，設備性能實用性等問題，往往是望而卻步。先進的設備是否與國內的蛋品加工規(guī)模相適應呢，只有符合我國國情的蛋品設備才是國內蛋品生產(chǎn)企業(yè)的最佳選擇2。1.2 國內外研究現(xiàn)狀國外蛋品加工業(yè)比較發(fā)達，有關的機械設備種類齊全，可以根據(jù)使用者的不同使用目的進行不同的機械組合，達到經(jīng)濟高效。在美國、日本、法國等國的蛋品自動處理程度和水平很高3。1.3 目前國內常見的打蛋機的類型目前國產(chǎn)打蛋機有兩種：無級變速和有級變速。無級變速可連續(xù)變速，變速范圍廣，對工藝適應性強，但結構復雜，設備成本高。國產(chǎn)的打蛋機基本上都采用齒輪換擋的有級變速機構，作用單一的或小型的打蛋機則不變速或采用雙速電機。傳動裝置有兩種排布形式。一種是由三根平行傳動軸及五對齒輪構成，齒輪箱大，傳動構件多，但維修調速方便，制造工藝要求的精度低。另一種是二根平行軸和四對齒輪構成，齒輪箱小，構件相應減少，成本也降低4。2 總體方案的擬定2.1 原理分析打蛋機在食品加工中采用來攪打多種蛋白液。攪拌物料主要是粘稠漿體，如各種蛋糕生產(chǎn)所需的面漿及各式花樣的裝飾乳酪等。打蛋機操作時，攪拌器高速旋轉，強制攪打，被調和充分接觸并劇烈摩擦，從而實現(xiàn)混合、乳化、充氣及排除部分水分的作用4。2.2 總體結構設計2.2.1 總體結構總體結構分以下幾個部分（如圖1所示）（1）電動機：選用Y801-4三相異步電動機。（2）減速機構：減速機構主要由兩個錐齒輪、2個斜齒輪、3對直齒輪、3根軸承、悶蓋、透蓋等組成。（3）升降結構：同軸凸輪、連桿、滑塊（4）機座（5）調和容器其結構簡圖如圖1：圖1 結構示意圖Fig.1 The figure of program 12.2.2 傳動路線1 電動機 2 皮帶輪 3 高速軸 4 直齒輪 5 低速軸 6 斜齒輪 7 錐齒輪 8 主軸 1 electric machine 2 sheave 3 high speed shaft 4 spur gear 5 low speed shaft 6 spiral gear 7 angle gear 8 principal axes圖2 立式打蛋機的傳動路線Fig.2 The transmission route of the the vertical egg mixer2.3 各執(zhí)行機構主要參數(shù)的初步確定 減速機構 所需轉速n1=70r/min n2=125r/min n3=200r/min 電動機的選擇5采用臥式封閉型電動機，根據(jù)查閱小功率電動機手冊，綜合考慮選用Y801-4型號三相異步電動機，其特征如表：表1 電動機的型號Table 1 the type of the electromotor 電動機型號額定功率 輸出轉速質量Y801-40.55KW1390r/min17kg2.4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算電動機的滿載轉速為1390r/min, 要求的輸出轉速為70r/min、125r/min、200r/min，通過考慮6：（1）各級傳動比機構的傳動比應在推薦值的范圍內，不應超過最大值，以利于發(fā)揮其性能，并使其結構緊湊。（2）各級傳動的結構尺寸協(xié)調、勻稱。例如：由V帶傳動和齒輪傳動組成的傳動裝置，V帶傳動的傳動比不能過大，否則會使大帶輪半徑超過變速器的中心高，造成尺寸不協(xié)調，并給機座設計和安裝帶來困難。（3）傳動裝置外廓尺寸緊湊，重量輕。在相同的總中心距和總傳動比情況下，具有較小的外廓尺寸。（4）在變速器實際中常使各級大齒輪直徑相近，使大齒輪有相近的侵油深度。高、低速兩極大齒輪直徑相近，且低速級大齒輪直徑稍大，其侵油深度也稍深些有利于侵油潤滑。（5）避免傳動零件之間發(fā)生干涉碰撞。高速級大齒輪與低速軸發(fā)生干涉，當高速級傳動比過大時就可能產(chǎn)生這種情況。除考慮上訴幾點還要理論聯(lián)系實際，思考機器的工作環(huán)境、安裝等特殊因素。這樣我們就可以通過實測與理論計算來分配各級的傳動比了。則總的傳動比為： 傳動比分配如下：第一級V帶傳動比 i1=2第二級直齒輪傳動比 i2=2.33 =1.307 =0.818第三級斜齒輪傳動比 i3=1.5第四級錐齒輪傳動比 i4=2.809各軸的轉速：n1=695r/minn2=298r/min =531.5r/min =849r/minn3=198.7r/min =354r/min =566r/minn4=70.7r/min =126r/min =201r/min各軸輸入功率的計算：機械效率4如下： V帶傳動1=0.96 齒輪傳動2=0.98 錐齒輪3=0.97 斜齒輪4=0.98 聯(lián)軸器5=0.99各軸傳遞的功率：P1=PW15=0.550.960.990.5174kwP2=P12=0.51740.98=0.507kwP3=P24=0.5070.98=0.497kwP4= P33=0.4970.97=0.48kw各軸所傳遞的轉矩:T1=9550=9550=7.26NmT2=9550=9550=16.58Nm =9.3Nm =5.82NmT3=9550=9550=24.37Nm =13.68Nm =8.55NmT4=9550=955064.83Nm =36.38Nm =22.8Nm3 主要零件的選擇和設計3.1 皮帶輪的設計根據(jù)設計可知皮帶輪傳動比為2，因傳動速度較快，處于高速端，故采用帶傳動來提高傳動的平穩(wěn)性。并旋轉方向一致 ，帶輪的傳動是通過帶與帶輪之間的摩擦來實現(xiàn)的。帶傳動具有傳動平穩(wěn)，造價低廉以及緩沖吸振等特點7。根據(jù)槽面摩擦原理，在同樣的張緊力下，V帶傳動較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力。再加上V帶傳動允許傳動比較大，結構較緊湊，以及V帶以標準化并且大量生產(chǎn)的優(yōu)點，所以這里高速軸傳動選用V帶傳動。(1)確定計算功率 Pca由 K A =1.17 故 Pca = K A P = 1.10.55=0.605KW （1）(2) 選取帶型窄V帶較普通V帶相比，當寬度相同時，窄V帶的寬度約縮小1/3，而承載能力可提高1.52.5倍，這里選用窄V帶，根據(jù)Pca=0.605KW,小帶輪轉速n1=139r/min,可選擇Z型V帶。（3）確定帶輪的基準直徑dd1和dd2，并驗算帶速根據(jù)結構及傳動比需要，初取主動輪基準直徑 dd1 =80mm ，從動輪基準直徑dd2 =idd1=280=160 mm ，按式 v1 =dd1 n1/ 601000 =5.82,處于普通V帶vmax=5-30m/s之間,因此帶 的速度合適。（4）確定窄V帶的基準長度Ld和傳動中心a50.7（dd1 +dd2）a0 2（dd1 + dd2）初步確定中心距a0 =240mm,由式： (2)由選帶的基準長度8 Ld=800mm（5）計算實際中心距 a =a 0 +（Ld-L/d）/2=240+（800867）/2=206.5 mm中心距的變化范圍194.5230.5之間（6）演算主動輪上的包角 a1 a1 =180 o -57.3 o(dd2- dd1)/a =180 o -57.3 o(16080)/206。5=157.8 o90 o（7）計算帶的根數(shù)由dd1=80mm 和n1=1390r/mm 查得P0=0.25kw 根據(jù)n=1390r/min i=2和Z型帶查得P0=0.03kw，查得ka=0.94，查的kl=1.14于是Pr=(P0+P0) kakl=(0.35+0.33) 1.140.94=0.41kw所以V帶的根數(shù)：Z=取Z=29根（8）計算單根V帶的初拉力的最小值 Z型帶的單位長度質量的q=0.06kg/m(F0)min=500+qv2=500=45.16N應使它的實際初拉力F0(F0)min（9）計算壓軸力Fp壓軸力最小值：(FP)=2Z(F0)min=2245.16=177.03N（10）帶輪的結構設計V 帶帶輪選用HT200，因帶輪的軸徑較小，小皮帶輪采用腹板式帶輪結構。由于大皮帶論的D1-d1 = 172-26 = 146100，所以采用孔板式。使用經(jīng)過動平衡實驗處理5。輪槽工作表面要精細加工，具體設計參數(shù)如下所示：基準寬度 bd = 8.5mm；基準線上槽深 hamin = 2.0mm；基準線下槽深 hfmin = 7.0mm；槽間距 e = 12mm；第一槽對稱面至端面的距離 f min=7mm；帶輪寬 = 26mm；外徑 mm； mm；輪槽角 1 = 34；2 = 38圖3 皮帶輪結構圖Fig.3 The assembl programe of the belt pulley（11） 帶的張緊裝置各種材質的V 帶都不是完全的彈性體，在預緊力的作用下，經(jīng)過一段時間的運轉后，就會由于塑性變形而松弛。使預緊力FO 降低。為保證帶傳動的能力，應定期張緊。此處采用定期張緊裝置9。 3.2 直齒輪的設計計算3.2.1 直齒輪的設計計算（1）選擇齒輪材料考慮到齒輪傳動載荷一般，參考類似減速器的結構，選擇小齒輪材料為40Cr（調制）,硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調制）硬度為240HBS。二者材料硬度相差40HBS選小齒輪的齒數(shù)Z1=18,大齒輪數(shù)的齒數(shù)Z2=42。（2）確定齒輪的主要參數(shù)按齒面接觸強度計算：d1t2.32 (4)確定公式內的個計算數(shù)值初選載荷系數(shù) kt=1.3小齒輪傳遞的轉矩T1=7.26Nmm選取齒寬系數(shù)d=1,彈行系數(shù)ZE=189.8,小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550MPa 。計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=606951（1830015）=1.5N2=0.46接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.9 KHN2=0.95計算接觸疲勞許應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1H1=0.9600MPa=540MPaH1=0.95550MPa=522.5MPa計算小齒輪分度圓直徑d1t ,代入H中較小的值=2.32=28.15mm計算圓周速度VV=1.02m/s 計算齒寬：b=28.15mm 計算齒寬與齒高之比 模數(shù)：mm 齒高：h=2.25=2.251.564=3.52齒寬與齒高之比： =計算載荷系數(shù)取動載系數(shù)1 kv=1.05, KHA=kFa=1, 使用系數(shù)KA=1假設為單齒對嚙合，取齒間載荷分配系數(shù)10Kh=1.423 KF=1.35故載荷系數(shù):K=KAKHKVKH=1.05111.4231.494 按實際載荷系數(shù)校正所算得圓的分度直徑=29.55 （5）計算模數(shù)：=按齒根強度計算m （6）確定公式內的計算數(shù)值小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限 FE2=380MPa；取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85；KFN2=0.88；彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4。計算彎曲疲勞許應力：F1=MPa=303.57MPa F2=MPa=238.86MPa計算載荷系數(shù)K：K=KAKVKKF=11.0511.351.4175齒形系數(shù)11 YFa1=2.91 YFa2=2.38應力校正系數(shù) YSa1=1.53 YSa2=1.674計算大小齒輪的并加以比較=0.0147=0.0167設計計算：m=1.03mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的m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決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關。取模數(shù)為1.49，并就近取模數(shù)為1.5，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=29.55mm，則齒輪數(shù)為：Z1=18 Z2=42（3）幾何尺寸的計算：分度圓直徑：d1=Z1m=181.5=27mm =39mm =49.5mmd2=Z2m=421.5=63mm =51mm =40.5mm中心距：a=mm3.2.2 斜齒輪的設計計算（1）材料的選擇及熱處理 斜齒輪與直齒輪的材料及熱處理一樣，精度為七級，選小齒輪數(shù)Z1=36, Z2=54,初選螺旋角=14。（2）確定齒輪的主要參數(shù)按齒面接觸強度計算d1t （7）確定公式內的各計算值試選Kt=1.6；區(qū)域系數(shù)ZH=2.433； =0.86；0.67；=+=1.53小齒輪傳遞的轉矩：T1=16.58103Nmm T2=9.3103 Nmm T3=5.82103 Nmm選取最大的轉矩為齒輪需傳遞的轉矩 T1=16.58103Nmm選取與直齒輪相同的d=0.5；ZE=189.8MPa1/2；取Hlim1=600MPa；Hlim2=550MPa計算應力循環(huán)次數(shù)，選取最大的轉速n=849r/minN1=60n1jLh=608491（1830015）=1.8N2=1.2取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.9 ；KHN2=0.95取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1H1=0.9600MPa=540MPaH1=0.95550MPa=522.5MPaH=MPa=531.25MPa 試計算小齒輪的分度圓直徑d1t由計算公式得：d1t=35.21mm計算圓周速度：V=1.56m/s計算齒寬b及模數(shù)mb=dd1t=35.21mmmnt=0.952mmh=2.25mnt=2.250.951=2.14mm=16.46mm計算縱向重合度=0.318dZ1=2.854計算載荷系數(shù)K:使用系數(shù)12KA=1；動載系數(shù)KV=1.11;KH=1.42;KF=1.35;KH=KF=1.4；故動載系數(shù)K為：K=KAKV KHKH=1.111.41.42=2.21按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑=35.21=39.2mm計算模數(shù)：mn=1.06mm按齒根強度計算m （8）計算載荷系數(shù)：K=KAKV KFKF=11.111.41.35=2.1縱向重合度=1.903；螺旋角影響系數(shù)Y=0.88計算當量齒數(shù);Zv1=39.43Zv2=59.14取齒形系數(shù)：YFa1=2.41; YFa2=2.28應力校正系數(shù): YSa1=1.668 YSa2=1.73小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限FE2=380MPa；取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85；KFN2=0.88；取安全系數(shù)S=1.4。計算疲勞許應力：F1=MPa=303.57MPaF2=MPa=238.86MPa計算大小齒輪的并加以比較=0.01324=0.01651設計計算：m=0.78mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2.25已可滿足，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=84.5mm來計算應有齒數(shù)：Z1=35.88取Z1=36 Z2=54（3）幾何尺寸的計算：計算中心距：a=mm將中心距圓整取a=116mm按圓整后的中心距修正螺旋角：=arccos=14.12因值改變不大，故參數(shù)，k , ZH等不必修正計算大小齒輪的分度圓直徑：d1=83.5mm d2=125.3mm取d1=84 d2=148計算齒輪寬度：b=dd1=0.583.5=83.5mm圓整后去齒寬：b1=42mm b2=39mm 3.2.3 錐齒輪的設計計算（1）材料及齒數(shù)的選擇：圓錐齒輪工作為閉式的，齒輪傳動軸夾角為90，小齒輪懸臂支撐，大齒輪兩端支撐，小齒輪選用40Cr，調質處理，平均硬度為270HBS，大齒輪選用45鋼,調質處理，平均硬度為230HBS。初選齒數(shù)：小齒輪數(shù)為Z1=21 大齒輪數(shù)為Z2=59（2）確定齒輪的主要參數(shù)按齒面接觸疲勞強度計算：d1t2.92 （9）確定設計公式中各個參數(shù)初選載荷系數(shù)Kt=1.3；小齒輪所轉遞的轉矩：T1=2.437104；選取齒寬系數(shù)R，為防止齒向載荷分布不均勻，應限制齒寬，取R=0.3，彈性系數(shù)ZE=189.8MPa1/2；大小齒輪的接觸疲勞強度為：Hlim1=713MPa；Hlim2=568.4MPa。應力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=605661（1830015）=1.2N2=1.2=3.37109接觸壽命系數(shù)ZN1=0.91；ZN2=0.96；取失效概率為1%；最小安全系數(shù)2SHlim=1計算許用接觸力：H1=0.91740MPa=673MPaH2=0.96680MPa=652MPa計算端面重合度，當量齒數(shù)Z1m=22 Z2m=150=1.883.2(cos=1.69分度圓直徑：d1t2.92=49.77mm計算圓周速度：dm1t=(10.5R)d1t=（10.50.3）49.47=42.05mmV=0.545m/s因V10m/s，選7級精度合格計算載荷系數(shù)：取使用系數(shù)kA=1，kv=1.13，單齒對嚙合，取齒間載荷系數(shù)k=1，載荷分布系數(shù)k=1.2K= kA kvkk=1.36校正分度圓直徑：d1=d1t=14.42=14.6mm按齒根彎曲強度計算2：大小齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為：Flim1=620MPa；Flim2=580MPa彎曲壽命系數(shù)YN1=0.91；YN2=0.9尺寸系數(shù)YX=1計算許用彎曲應力F1，F(xiàn)2。取失效率為1%，安全系數(shù)SFmin=1.25=計算可知，F(xiàn)1=451MPa；F2=417MPa重合度系數(shù)Y: Y=0.25+=0.25+=0.69取齒形系數(shù)：YFa1=2.65; YFa2=2.1應力校正系數(shù): YSa1=1.67 YSa2=1.97校核計算： YFa YSaY=153.4MPaF1 =143.4MPaF2（3）主要幾何尺寸計算：大端模數(shù)：m=d1t/z1=4977/21=2.37，查參考文獻3表10-1取m=2.58大端分度圓直徑：d1=mz1=212.5=52.5mm d2= mz2=592.5=147.5mm錐距R及齒寬b:R=0.4=25mmb=bR=0.325=7.5mm分錐角：=19.57 =70.43齒根角按等頂隙計算：f1=f2=arctan=arctan2.29 頂錐角: a1=1+f1=19.57 +2.29 =21.86 a2=2+f2=70.43+2.29 =72.71 齒高3：h=(2=1.8mm大端頂圓直徑dada1=d1+2hacos1=16.8+20.81cos19.57 =57.21mmda2=d2+2hacos2=47.2+20.81cos70.43 =147.5mm3.3 軸的設計計算3.3.1 高速軸的設計計算（1）由參考文獻1,初步估算軸的最小軸徑：dmin=A0 （10）確定公式內的各種計算數(shù)值選軸的材料為45（調質），根據(jù)參考文獻1，取=103由前面的設計算得 P1=0.5174kw n1= n2=298r/min（2）設計計算： mm軸的最小軸徑為d=(1+0.14)=14.11mm 圓整后取15mm輸出軸的最小直徑用來安裝聯(lián)軸器13，為了使所選軸的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT1，考慮轉矩變化取KA=1.3Tca=KAT1=1.37.26103Nmm=9434Nmm按照計算聯(lián)軸器的轉矩選擇HL1型聯(lián)軸器,聯(lián)軸器的孔徑為16mm，故取d1-2的直徑為16mm,半聯(lián)軸器的長度L=32mm，與軸配合的彀長度為：L1=27。（3）軸的結構設計擬定軸上各零件的裝配方案圖4 高速軸的裝配方案 Fig. 4 The assembl programe of high speed shaft根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度14為了滿足大V帶輪的軸向定位要求，1-2軸段的右端需制出一軸肩，故取d2-3的直徑為19mm，左端采用軸段擋圈定位，按軸段直徑取擋圈直徑為20mm,大V帶輪與軸配合的彀孔長度為27mm，為了保證軸段擋圈只壓在大V帶輪上而不壓在軸的端面上，故l1-2-段的長度應比L1略短，取l1-2=25mm；初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到軸向力與徑向力的共同作用，故選深溝球軸承軸承4。參照工作要求并根據(jù)d2-3=19mm，選取6003型號。其尺寸為dDT174013.25，故取d3-4=20mm；l9-10=20.5mm。右端滾動軸承采用軸肩定位，定位軸承軸肩高度為2mm。取安裝齒輪1的軸段直徑d4-5=23mm，齒輪的左端與軸承采用套筒定位，由上以求的齒輪1的齒寬為39mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段的長度應略短于齒寬的長度，故取l4-5=37mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.06d，故取h=1.5mm，則軸環(huán)的直徑d5-6=26mm，軸環(huán)寬度b1.4h，為了配合拔叉換擋取l5-6=40mm，齒輪2為軸齒輪，分度圓直徑d6-7=27mm，l6-7=27mm,d7-8=26mm，l7-8=42mm齒輪3左端采用套筒定位，齒寬為40.5mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段的長度應略短于齒寬的長度，故取l8-9=39mm，d8-9=26mm齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度為2mm，軸環(huán)的直徑為3 mm。軸承端蓋的總寬度為10mm.取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=15mm,故取l2-3=25mm。取齒輪距箱體內壁之間的距離為8mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體一定距離s，取s=4mm，已知軸承寬度為13.5mm，所以l3-4=T+s+a+(39-37)=13.5+4+8+2=27.5mm。軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器采用的周向定位均采用平鍵連接，按d4-5=23mm查得平鍵截面1bh=87，鍵槽的長為25mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇輪轂與軸的配合為，同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵5mm5mm12mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的定位采用過渡配合來保證，此處選軸的尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸2，取軸段倒角為145（3）求軸上的載荷：作出軸的計算簡圖,及求軸的支反力和彎矩：把軸當做簡支梁，支點取在軸承中點處，即去軸承寬度的1/2為支撐，由于軸所受的力為空間力系，將作用在軸上的力分解為垂直面和水平面。畫出扭矩圖圖5（e）：轉矩:T=7260Nmm圓周力：Ft=2T/d=27260/27=537.8N徑向力：Fr=Fttan20=195.7N求水平支反力：平衡條件Mc=0：FHN1(118+90) 537.8104=0Fz=0：FHN1FHN2Fr=0FNv1FNv2=268.9N 圖5 軸的載荷分析圖Fig.5 The analysis of the small gear wheel axle load水平面67段的彎矩彎矩圖5（b）：MH1=268.9118=31730.2Nmm MHV2=268.990=24201Nmm求垂直支反力：由平衡條件Mc=0：FNv1(118+90) 195.7104=0Fy=0：FNv1FNv2Fr=0FNv1FNv2=97.85N垂直面67段的彎矩圖5（c）： MV1=97.85118=11546.3Nmm MV2=97.8590=8806.5Nmm計算合成彎矩，畫出彎矩圖5（d）M1=33765 Nmm M2=25753 Nmm計算危險截面的當量彎矩：由合成彎矩圖可知軸的67段為危險截面，取扭矩校正系數(shù)15為=0.6MB=34230 Nmm危險截面的校核：e=17.4MPaew式中ew是根據(jù)軸的材料為45鋼，調制處理-1w=60，所以該軸安全。3.3.2 軸的設計計算軸所傳遞的扭矩T=24370Nmm（1）求作用在斜齒輪上的力：Ft=388.99N Fr=Ft=264.6=145.99NF= Fttan=97.85N圓周力Ft，徑向力Fr，及軸向力F的方向如圖6所示。（2）初步確定軸的最小直徑選軸的材料為45（調質），根據(jù)參考文獻1，取=112dmin=A0=112=15.2mm輸出軸的最小直徑用來安裝聯(lián)軸器，為了使所選軸的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT1，考慮轉矩變化取KA=1.3Tca=KAT=1.324.37103Nmm=31681Nmm按照計算聯(lián)軸器的轉矩選擇HL1型聯(lián)軸器,聯(lián)軸器的孔徑為16mm，故取d1-2的直徑為16mm,半聯(lián)軸器的長度L=32mm，與軸配合的彀長度為：L1=27。（3）軸的結構設計擬定軸上各零件的裝配方。根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度16為了滿足錐齒輪的軸向定位要求，1-2軸段的右端需制出一軸肩，故取d2-3的直徑為19mm，左端采用軸段擋圈定位，按軸段直徑取擋圈直徑為20mm,錐齒輪與軸配合的彀孔長度為27mm，為了保證軸段擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故l1-2-段的長度應比L1略短，取l1-2=25mm;圖6 軸的裝配方案Fig.6 The assembl programe ofshaft初步選擇滾動軸承17。因軸承同時受到軸向力與徑向力的共同作用，故選單列圓錐滾子軸承4。參照工作要求并根據(jù)d2-3=25mm，選取30205型號。其尺寸為dDT255216.25，故取d3-4=25.5mm；右端滾動軸承采用軸肩定位，定位軸承軸肩高度為4mm取安裝齒輪的軸段直徑d4-5=29mm，齒輪的左端與軸承采用套筒定位，由上以求的齒輪的齒寬為80mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段的長度應略短于齒寬的長度，故取l4-5=78mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.06d，故取h=2mm，則軸環(huán)的直徑d5-6=32mm，軸環(huán)寬度b1.4h，取l5-6=3mm 軸承端蓋的總寬度為10mm.取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=15mm,故取l2-3=25mm。取齒輪距箱體內壁之間的距離為8mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體一定距離s，取s=4mm，已知軸承寬度為13.5mm，所以l3-4=T+s+a+(80-78)=13.5+4+8+2=27.5mm軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器采用的周向定位均采用平鍵連接，按d4-5=25mm查得平鍵截面1bh=87，鍵槽的長50mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇輪轂與軸的配合為，同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵5mm5mm12mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的定位采用過渡配合來保證，此處選軸的尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸2，取軸段倒角為245求軸上載荷：把軸當做簡支梁，支點取在軸承中點處，即去軸承寬度的1/2為支撐，由于軸所受的力為空間力系，將作用在軸上的力分解為垂直面和水平面求水平支反力：平衡條件Mc=0：FHN1(59.75+57.75) 388.99117.5=0Fz=0：FHN1FHN2Fr=0FNv1FNv2=194.5N水平面45段的彎矩彎矩圖5（b）：MH1=194.559.75=11621.4Nmm MHV2=194.557.75=11232.4Nmm求垂直支反力：由平衡條件Mc=0：FNv1(59.75+57.75) 145.99117.5=0Fy=0：FNv1FNv2Fr=0FNv1FNv2=73N垂直面45段的彎矩圖5（c）： MV1=7359.75=4361.75Nmm MV2=7357.75=4215.75Nmm計算合成彎矩，畫出彎矩圖5（d）M1=12412.9Nmm M2=11997.5 Nmm計算危險截面的當量彎矩：由合成彎矩圖可知軸的45段為危險截面，去扭矩校正系數(shù)為=0.6MB=22708.6 Nmm危險截面的校核：e=9.3MPaew式中ew是根據(jù)軸的材料為45鋼，調制處理-1w=60，所以該軸安全。圖7 軸的載荷分析圖Fig.7 The analysis of the shaft3.3.3 主軸的設計計算（1）主軸的設計計算軸的設計由參考文獻4 式152 初步估算軸的最小軸徑 (11)確定公式內的各種計算數(shù)值選軸的材料為45鋼，取=103,由前面的設計算得P4=0.23kw 、n3=70r/min設計計算d =(1+ 0.14)=17.26mm 圓整后取軸的最小軸徑為d=18mm（2）軸的結構設計擬定軸上各零件的裝配方案圖8 主軸的裝配方案Fig.8 The assembl programe of principal axes根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度a、為完成攪拌作業(yè)，根據(jù)實際情況，合理分配主軸的各段尺寸以及軸徑，實現(xiàn)其曲柄的運動，滿足大錐齒輪及各滾動軸承軸向定位要求，先定軸長為266.5mm初定尺寸如圖8所示。軸徑具體尺寸見零件圖所示。b、因軸承要同時承受軸向力和徑向力，故選角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)軸承段的直徑d=45mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取GB/T 2921994 7009C，其尺寸為dDB=457516。同樣角接觸球軸承支點取中點，齒輪取輪轂寬度中點，因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距L=203.5mm。（3）軸的校核作出軸的計算簡圖即力學模型（圖9）前面已算得高速軸的轉矩為T4 = 64.83N. m，根據(jù)小圓錐齒輪的相關數(shù)：Ft1=699.5N Fr1=240N Fa1=84.3N可以得到大圓錐齒輪的相關數(shù)據(jù)： Ft2=699.5N Fr2=84.3N Fa2=240N由靜力平衡方程 可求得FNH1 = 777.77N FNH2 = 78.27N作彎矩圖：集中力FNH1作用于B點，梁在AB和BE段的彎矩AB段 取距A點距離為 X1則彎矩MAB = - Ft2X1 = - 699.5X1BC段 取距B點距離為 X2, 則彎矩MBC = Ft2(X2+16)+FNH1X2彎矩圖如圖7（c）所示：顯然有MH = 11192.61分析軸所受的垂直分力情況軸上所受的垂直方向的分力如圖7（d）所示由靜力平衡方程 其中可求得 FNV1 = 3.1N FNV2 = 81.19N作彎矩圖如圖7（d）所示：集中力FNV1作用于A點，梁在AB和BC段的彎矩AB段 取距A點距離為X1，則彎矩MAB = FrX1 + MaBC段 取距B點距離為X2，則彎矩MBC = - Fr(X2+16) +FNH1X2 + Ma彎矩圖如圖7（e）所示：顯然有MV1=12958.81 MV2=11610.17總彎矩 見圖6（f） 圖9 軸的載荷分析圖Fig.9 The analysis of the roller axls load作扭矩圖總的扭矩圖如圖7（g）所示：T=36.31=36310按彎扭矩合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度。取，軸的計算應力1前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得=60Mpa。因此，故安全。3.4 軸承的校核3.4.1 高速軸軸承的校核由于同時承受軸向力和徑向力的作用，且右軸承受力大于左軸承，所以在這里僅校核右軸承，故P=預期計算軸承壽命（按工作15年，年工作300天，8小時工作制），則有：Lh =153008=36000h右軸承所需的基本額定動載荷 6003深溝球軸承軸承的額定動載荷18。此，C, 故安全，同理左邊軸承C ，安全。3.4.2 主軸軸承的校核 由于要同時承受軸向力和徑向力的作用，左軸承承受的力作用明顯大于右軸承，在此只校核左軸承，故P=，預期計算軸承壽命（按工作15年，年工作300天，8小時工作制）則有：Lh =153008=36000h 其所需的基本額定動載荷 角接觸球軸承7009C型軸承的額定動載荷19。因此，C, 故安全。同理右邊軸承C，安全。3.5 鍵的設計計算與校核3.5.1 高速軸上聯(lián)接的鍵的校核 已知裝小圓錐齒輪處的軸徑 d = 16mm，主軸上的轉矩是64.83Nm，載荷有輕微沖擊。（1）選擇鍵聯(lián)結的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵聯(lián)接。由于輪齒不在軸端，故選用普通圓頭平鍵（A型）。根據(jù) d = 22mm，查得鍵的截面尺寸為：寬度 b = 6mm，高度 h = 6mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L = 20mm（比輪轂寬度要小些）。（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、齒輪、軸的材料都是鋼，用擠壓應力20p = 100120MPa，取其平均值，p = 110 MPa。鍵的工作長度 l = L b/2 = 20 6/2 =17mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度mm?？傻茫篗Pa p = 110 MPa鍵的標記為：鍵 GB/T 1096-1979。3.5.2 電機上聯(lián)接的鍵的校核已知裝皮帶輪處的軸徑d =13mm,皮帶輪輪轂寬度為26，需傳遞的轉矩T=3.73Nmm，載荷有輕微沖擊。（1）選擇鍵聯(lián)結的類型和尺寸選用普通單圓頭平鍵21（C型）。根據(jù) d = 13mm，中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b = 5mm，高度 h = 5mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L = 22mm（比輪轂寬度要小些）。（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、電機軸和帶輪輪轂的材料都是鋼，許用擠壓應力22p = 100120MPa，取其平均值，p = 110 MPa。鍵的工作長度l = L b/2 = 22 5/2 = 19.5mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度?？傻茫?MPa p = 110 MPa鍵的標記為：鍵 C 522 GB/T 1096-1979。 4 打蛋機的其他各個部分簡介：攪拌器 打蛋機的攪拌器包括攪拌頭和攪拌槳。攪拌頭的作用在于使攪