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1、 說明書 　　 設計題目： 微型電動食品攪拌機 專業(yè)年級： 11級機械設計制造及其自動化 學 號： 姓　　名： 指導教師、職稱： 2015 年5月27日 目 錄 摘要 I Abstract II 第一章 緒論 - 1 - 第二章 結構及工作原理 - 2 - 2.1、電動食品攪拌機結構方案分析并確定 - 2 - 2.1.1方案一 食品攪拌機

2、原理圖 - 2 - 2.1.2方案二 食品攪拌機原理圖 - 3 - 2.1.3方案三 食品攪拌機原理圖 - 4 - 2.2食品攪拌機的結構圖和工作原理 - 5 - 2.2.1食品攪拌機的結構圖 - 5 - 2.2.2食品攪拌機的工作原理 - 5 - 第三章 攪拌器的設計 - 7 - 3.1球形攪拌器設計 - 7 - 3.2拍型攪拌器的設計 - 8 - 3.3攪龍攪拌器的設計 - 9 - 3.4攪拌容器的設計 - 9 - 第四章 傳動系統(tǒng)的設計 - 10 - 4.1攪拌機的功率計算 - 10 - 4.1.1被攪拌物料為擬塑性和漲塑性液體 - 10 - 4.2電動機的選

3、擇 - 11 - 4.2.1按轉速選擇電動機 - 11 - 4.3錐齒輪傳動的設計計算 - 11 - 4.3.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 - 11 - 4.3.2按齒面接觸疲勞強度計算 - 12 - 4.3.3按齒根彎曲疲勞強度設計 - 14 - 4.3.4幾何尺寸計算 - 16 - 4.3.5結構設計及繪制齒輪零件圖 - 18 - 4.3.6主要設計結論 - 19 - 4.4軸的設計與校核 - 19 - 4.4.1軸的設計 - 19 - 4.4.1.1攪拌軸的設計 - 19 - 4.4.1.2中心軸的設計 - 20 - 4.4.1.3高速軸的設計 - 22

4、 - 4.4.2軸的校核 - 23 - 4.5軸承的選擇 - 25 - 4.5.1軸承的型號 - 25 - 4.5.2滾動軸承的配合形式 - 26 - 4.5.3滾動軸承的軸向定位和固定 - 26 - 4.6聯(lián)軸器的選用 - 26 - 4.6.1選用的聯(lián)軸器型號 - 26 - 4.6.2聯(lián)軸器的配合形式 - 27 - 4.7行星齒輪設計 - 27 - 4.7.1行星齒輪各齒輪數據 - 27 - 4.7.2校核齒面疲勞強度 - 28 - 4.8彈簧的設計 - 29 - 第五章 設計小結 - 30 - 參考文獻 - 31 - 致謝 - 32 - 摘要 民以

5、食為天，現(xiàn)在的人已不僅限于溫飽問題，現(xiàn)在追求的是生活質量，生活品質。食品攪拌機的出現(xiàn)悄然改變了人們的生活方式。多功能食品攪拌機集合了攪拌，打雞蛋，打奶油，和面等多重功能，主要應用于西餐廚房以及烘焙行業(yè)如面包房，西餅屋，西點屋，咖啡廳等。本論文主要包括對攪拌機電動機的選擇、行星齒輪、攪拌器、軸、錐齒輪等各零部件的設計，以及對各零部件結構的選材、校核，最后完成總裝圖和零件圖。 關鍵詞：攪拌機；錐齒輪；攪拌軸；攪拌器 全套圖紙，加153893706

6、 Abstract Hunger breeds discontentment, now people have not been limited to the problem of food and clothing, now is the pursuit of quality of life, quality of life.The emergence of the food mixer has quietly changed the way people live..Multifunctional food stirring machine set stirring, beat

7、 eggs, whipped cream, and the surface of the multiple functions, mainly used in food in the kitchen and baking industry such as bakery, bakery, pastry shop, coffee shops and so on.This thesis mainly includes all the parts of the choice of the stirring motor, a planet gear, a stirrer, a shaft, a beve

8、l gear design, and the parts structure material, check, the final completion of assembly drawing and parts drawing. Keywords: Blender; Bevel gears; Stirring shaft; Agitator . 第一章 緒論 人們的飲食水平是一個國家地文明程度和人民生活質量高低地重要標志。全民族的體制需要好的

9、食品的質量和供應狀況，這些都會影響到國家的政治安定和社會進步。可以看出那些重視食品工業(yè)發(fā)展的國家經濟都已經非常發(fā)達。中國現(xiàn)在的經濟并不發(fā)達，所以中國的食品工業(yè)要快速發(fā)展，這樣才能滿足人民日益增長的物質文化需要，這樣才能提高國家經濟建設，中國的食品工業(yè)是我們國民經濟非常重要的組成部分。發(fā)展食品工業(yè)的好處非常多，可以使產品品質得到調整，農業(yè)結構得到優(yōu)化。而且可以提高農產品的經濟價值，從而有一個良性循環(huán)的農業(yè)生產。 通過上面可以看到，食品工業(yè)在國民經濟中占有不可替代的地位。食品攪拌機在生活中的應用是相當的廣泛，它不僅可以攪拌一些工作阻力小的稀蛋白液，例如雞蛋液等物料。而且可以攪拌奶油、果醬、蛋糕液

10、等具有一點粘稠度的液體而且可以用來制做面團。 我選擇的這個課題是比較綜合性的，加上自己專業(yè)的經驗不足，所以如果想設計一個合理的產品，我必須要熟悉的掌握機械理論力學、機械原理、機械優(yōu)化設計、機械設計、行星齒輪傳動設計、機械制造基礎、等方面的理論知識。這也是對我大學四年所學專業(yè)知識的一個綜合應用。通過做此課題，我將能了解這本科四年來我對專業(yè)知識掌握的程度，同時也是一個系統(tǒng)的復習。這將給我以后走向社會起到一個很好的開頭作用。 第二章 結構及工作原理 2.1、電動食品攪拌機結構方案分析并確定 2.1.1方案一 食品攪拌機原理圖 圖1-1 方案一的食

11、品攪拌機是一款手提式的攪拌機，利用調速電機帶動減速器，再帶動攪拌器攪拌物體。這個方案的攪拌機雖然結構簡單，操作方便，但是它攪拌出來的食品不均勻。另一方面，它是手持的，具有一定的危險性。所以這個方案的食品攪拌機只能用來粗略攪拌食品。 2.1.2方案二 食品攪拌機原理圖 圖2-2 方案二設計的食品攪拌機它是通過調速電機帶動錐齒輪，錐齒輪帶動軸轉動，間接帶動攪拌器攪拌，達到攪拌食品的效果。此方案相對于方案一不同在于它具有一個完整的機架，不需要手持，排除了手持的危險性而且具有一定的平穩(wěn)性。但是它的缺點是不能夠充分的攪拌食品。 2.1.

12、3方案三 食品攪拌機原理圖 圖3-3 方案三的食品攪拌機是通過調速電機帶動錐齒輪，錐齒輪帶動傳動軸，傳動軸帶動撥動座，撥動座帶動攪拌軸，攪拌軸帶動攪拌器。通過這一系列的傳遞來充分攪拌食品。這個方案相對于方案二來說是多了一個行星齒輪的設計，使攪拌器不僅能自轉，而且還能繞著傳動軸公轉。這樣的攪拌方法使得食品能夠得到充分的攪拌。具有良好的攪拌能力和平穩(wěn)性。 經過對三個方案進行比較，最后選用方案三進行設計。 2.2食品攪拌機的結構圖和工作原理 2.2.1食品攪拌機的結構圖 圖2-4 設計的微型電動食品攪拌機主要是由以下部分構成的：底座；支架；調速電機；轉動心軸；錐

13、齒輪；中心軸；撥動座；行星齒輪；攪拌軸；攪拌器；攪拌桶。 2.2.2食品攪拌機的工作原理 此攪拌機的工作原理是采用行星齒輪的設計原理，首先利用錐齒輪將電動機的速度降低，并且改變傳動方向，由原來的水平方向改為豎直方向，錐齒輪帶動中心輪，中心輪帶動撥動座，撥動座上裝有攪拌軸，攪拌軸上的行星齒跟內齒圈配合，內齒圈固定在機架上，是固定不動的，所以撥動座在隨著中心軸轉動時，攪拌軸也跟著轉盤繞中心軸公轉，又因為行星齒跟內齒圈嚙合，使得攪拌軸繞自身軸線旋轉，形成自轉。這樣攪拌器在工作過程中即繞著中心軸公轉又繞著攪拌軸自轉。這個合成運動實現(xiàn)行星運動，從而滿足調和高粘度物料的運動要求。 第三章 攪拌器的

14、設計 攪拌器的作用是直接與被攪拌物料接觸，并通過自身的運動達到攪拌的目的。所以攪拌器形狀設計就變得尤為重要，并且通過對不同的物體設計不同的攪拌器。 3.1球形攪拌器設計 圖3-1 圖3-1所示是鋼絲球形攪拌器，材料為不銹鋼絲，優(yōu)點是容易使液體湍動，缺點是攪拌球的強度比較低，所以只能適用于一些工作阻力小的稀蛋白液等物料的攪拌。在設計過程中，考慮到能夠充分攪拌因素，又不能跟容器發(fā)生碰撞，所以攪拌器的半徑不能大于攪拌軸到容器壁的距離，而且攪拌器安裝上去后，攪拌器的底部不能碰到容器底部。所以設計的攪拌球距離容器各1cm。攪拌器是套在攪拌軸上面的。利用彈簧的彈性使得攪拌器不會掉下來。具體的制

15、造尺寸見零件圖。 3.2拍型攪拌器的設計 圖3-2 圖3-2所示為拍形攪拌器，它是由整體鑄鍛形成的，強度比球形攪拌器高，作用面積大，適用于糖漿、蛋白漿等物料的攪拌。它的連接部分是跟球形攪拌器一樣的。具體的制造尺寸見零件圖。 3.3攪龍攪拌器的設計 圖3-3 圖3-3所示為攪龍攪拌器，它是以整體鍛造成的。槳的結構強度比上面兩種都高。這種攪拌器能夠借助攪拌的回轉運動，使各點在容器內形成復雜的運動，適用于粘度比較高的物料的攪拌。 3.4攪拌容器的設計 考慮到我們攪拌的是食用品，容器是不能生繡，而且具有一定的耐腐蝕性。所以采用304不銹鋼材料，形狀類似碗

16、的形狀。 容器總高165mm，容器口寬200mm，容器底寬119mm，厚度1mm。 第四章 傳動系統(tǒng)的設計 4.1攪拌機的功率計算 4.1.1被攪拌物料為擬塑性和漲塑性液體[2] 按字數津流體的攪拌功率計算，計算時使用平均表觀粘度μa，由平均梯度計算而得。即 （4-1） 而平均表觀粘度μa為 （4-2） 非牛頓液體在攪拌容器內，平均速度梯度有如下簡單的近似正比關系：

17、 =Cn （4-3） 由以上式子連解得 =K(Cn)n-1 （4-4） 式中C, C——分別為攪拌容器幾何尺寸及非牛頓型液體種類的有關常數； K——與攪拌機結構尺寸有關的比例系數，一般由實驗求得； n——轉速。 經過計算求得N=0.15KW。 4.2電動機的選擇 任何機器都必須要有動力驅動，以機械化生產力標志的工業(yè)革命正是源于最早的機器動力——蒸汽機的發(fā)明。用于驅動機器的機械我們稱之為原動機。在目前

18、常用的原動機中，電動機和內燃機應該廣泛，液壓傳動具有重量輕，體積小，結構緊，驅動力大等特點，但考慮到目前國內狀況，液壓馬達雖然比以前在質量上提高了，但價格昂貴，用一般的攪拌機上，成本太高，不經濟，故本設計采用了傳統(tǒng)的機械傳動。傳動系統(tǒng)由電動機、皮帶輪、減速器來傳遞。所以本設計選用了電動機。 電動機的合理選擇是保證電動機安全可靠、經濟運行的最要環(huán)節(jié)。電動機的選擇包括：電動機的額定功率（額定轉矩）、電動機的種類、電動機的結構形式、電動機的額定電壓=電動機的額定轉速等。 4.2.1按轉速選擇電動機 電動機的額定轉速的選擇要結合電動機和傳動系統(tǒng)進行綜合選擇：如電機轉速選擇過高，電機尺寸重量小，成

19、本低，但帶來傳動系統(tǒng)的傳動比較高，傳動系統(tǒng)復，成本高；如電機轉速過低，傳動系統(tǒng)傳動小，結構簡單，成本低，但電機尺寸重量大，成本高。 本設計的攪拌機的最大容量是7L，啟動負載不大，轉速在70~200r/min范圍之內，應選擇調速電動機；根據上面求得攪拌機功率為0.15KW,查機械設計課程表12-16，可選用小功率異步電動機，可直接在市場選購，型號為61K180GU-CFW感應電動機，其功率為N=180W，轉速為n=1440r/min，電壓為U=220v，電流為I=2.8A，頻率為f=50Hz。電機的輸出轉速為n=466r/min,減速比為i=3。 4.3錐齒輪傳動的設計計算[3]

20、由上面選用的電機可知，輸出功率P=0.18KW，電機的輸出轉速為n=466r/min，即小齒輪轉速n1=466r/min。因為攪拌軸最高轉速在200左右，所以選定齒數比u=2.2。由電動機驅動，工作壽命15年，（設每年工作300天），兩班制，轉向不變。以下設計過程，表格及數據均參考《機械設計》。 4.3.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 （1）因為傳動軸和錐齒輪軸軸線相交且軸交角Σ=90，所以選用標準直齒錐齒輪傳動，壓力角取為20。 （2）攪拌機為一般工作機器，由表10-6，選用7級精度。 （3）材料選擇。參考表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調制），齒面硬度280HBS，大齒

21、輪材料為45剛（調制），齒面硬度240HBS。 （4）選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=uz1=2.224=52.8，取z2=53。 4.3.2按齒面接觸疲勞強度計算 （1）由式（4-5）試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t≥ （4-5） 1）確定公式中的各參數數值。 ①試選KHt=1.3。 ②計算小齒輪傳遞的轉矩。 T1=9.55106P/n1=9.551060.18/466Nmm=3.688103 Nmm （4-6） ③選取齒寬系數ΦR=0.3。 ④由圖10-20查得區(qū)域系數ZH=2.5。

22、⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa1/2。 ⑥計算接觸疲勞許用應力[σH]。 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 σHlim1=600MPa, σHlim2=550MPa。 由圖（10-15）計算應力循環(huán)次數： N1=60n1jLh=604461（2830015）=1.927109 （4-7） N2=N1/u=1.927109/2.2=0.876109 （4-8） 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.9，KHN2=0.95。 取失效率

23、為1％，安全系數S=1，由式（4-9）得 [σH]1== MPa=540 MPa （4-9） [σH]2== MPa=523 MPa （4-10） 取[σH]1和[σH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 [σH]1 =[σH]2=523 MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥ （4-11） =mm =32.068mm （2）調整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數前的數據準備。 ①圓周

24、速度υ dm1=d1t(1﹣0.5ΦR) =32.068(1﹣0.50.3)mm=27.258mm （4-12） υm==m/s=0.637 m/s （4-13） ②當量齒輪的齒寬系數Φd b=ΦR d1t=0.332.068mm=11.661mm （4-14） Φd=b/ dm1=0.428 2）計算實際載荷系數KH。 ①由表10-2查得使用系數KA=1。 ②根據Vm=0.637m/s、8級精度（降低了一級精度），由圖10-8查得動載系數Kv=1.103。 ③直齒錐齒輪精度較低，取齒間載

25、荷分配系數KHα=1。 ④由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪懸臂時，得齒向載荷分布系數KHβ=1.207。 由此，得到實際載荷系數 KH=KAKvKHαKHβ=1.331 （4-15） 3）由式（10-12），可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑為 d1=d1t=32.068mm=32.320mm （4-16） 及相應的齒輪模數 m=d1/z1=32.320/24=1.347mm

26、 （4-17） 4.3.3按齒根彎曲疲勞強度設計 （1）由式（10-27）試算模數，即 mt≥ （4-18） 1)確定公式中的各參數值。 ① 試選KFt=1.3。 ② 計算 由分錐角δ1=arctan(1/u)= arctan(24/53)=24.362和 δ2=90-24.362=65.638， 可得當量齒數zv1=z1/cosδ1=24/cos(24.362)=26.34， （4-19） zv2=z2/cosδ2=53/cos(65.638)=128.48

27、。 由圖10-17查得齒形系數YFa1=2.58、YFa2=2.25 由圖10-18查得應力修正系數Ysa1=1.63、Ysa2=1.82 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa。 由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數KN1=0.85、KN2=0.88。 取彎曲疲勞安全系數S=1.7，由式（4-20）得 [σF]1== MPa=250 MPa （4-20） [σF]2== MPa=197 MPa （4-21）

28、 ==0.0168 （4-22） ==0.0208 （4-23） 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 ==0.0208 2）試算模數。 mt≥ （4-24） =mm =0.763mm （2）調整齒輪模數 1）計算實際載荷系數前的數據準備。 ①圓周速度v。 d1=mtz1=0.

29、76324=18.307mm （4-25） dm1=d1(1-0.5ΦR)=18.307(1-0.50.3)=15.561mm （4-26） υm===0.363m/s （4-27） ②齒寬b。 b=ΦR d1=0.318.307 mm=16.137mm （4-28） 2）計算實際載荷系數KF。 ①根

30、據v=0.363m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數KV=1.03 ②直齒錐齒輪精度較低，取齒間載荷分配系數KFα=1。 ③由表10-4用插值法查得KHβ=1.204，設計的是直齒錐齒輪，于是KFβ= KHβ=1.204。 則載荷系數為 KF=KAKvKFαKFβ=11.0311.204=1.240 3）由式（4-29），可得按實際載荷系數算得的齒輪模數為 m=mt=0.763=0.751mm （4-29） 按照齒根彎曲疲勞強度計算的模數，就近選擇標準模數=0.8mm。 按照接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=

31、32.320mm，算出小齒輪齒數z1=d1/m=32.320/0.8=40.4。 取z1=41，則大齒輪齒數z2=uz1=2.241=90.2。為了是兩齒輪的齒數互質，取z2=90。 4.3.4幾何尺寸計算 （1）計算齒頂圓直徑 d1=z1m=410.8=32.8mm （4-30） d2=z2m=900.8=72mm （2）計算分度圓直徑 dm1=d1(1-0.5ΦR)=32.8(1-0.50.3)=27.88mm （4-31） dm

32、2=d2(1-0.5ΦR)=72(1-0.50.3)=61.2mm （3）計算分錐角 δ1=arctan(1/u)=arctan(41/90)=2449′19″ （4-32） δ2=90-2449′19″=6550′81″ （4）計算齒輪寬度 b=ΦR d1=0.332.8 mm=11.87mm （4-33） 取b1=b2=12mm。 （5）計算錐距 R===39.56mm （4-34） （6）齒頂高

33、 ha=1m=0.8mm （4-35） （7）齒根高 hf=1.2m=0.96mm （4-36） 4.3.5結構設計及繪制齒輪零件圖 （1）小錐齒輪 圖4-1 （2）大錐齒輪 圖4-2 4.3.6主要設計結論 齒數z1=41、z2=90，模數m=0.8mm，壓力角α=20，變位系數x1=0、x2=0，分錐角δ1=2449′19″、δ2=6550′81″，齒寬b1=b2=46mm。小齒輪選用

34、40 Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按7級精度設計。 4.4軸的設計與校核[2,3,5,7] 4.4.1軸的設計 軸是軸系零、部件中的核心零件，其設計的好壞對整個軸系乃至整個機器都至關重要。一般地說，軸的結構越簡單，工藝學越好。因此，在滿足使用要求的前提下，軸的結構形式應盡量簡化。軸的設計包括軸的合理外形和全部結構尺寸。本設計中有三條軸，一根高速軸，一根中心軸，一根攪拌軸。 軸上零件的裝配方案，中心軸上裝有錐齒輪，軸承端蓋，軸承，撥動座。攪拌軸上有行星齒，套筒，軸承，彈簧，擋片，攪拌器。高速軸上裝有聯(lián)軸器和錐齒輪。 4.4.1.1攪拌軸的設計 如圖4-3所示

35、圖4-3 （1）確定各軸段的直徑 ① 軸段Ⅰ裝的是行星齒，軸的選用材料為45號鋼，調質處理。查表可得計算系數A0=126則dmin≥。軸的最小直徑為8.6mm.整個軸的直徑不能小于該值?？紤]到行星齒的外徑為25mm,所以選d1=9mm。 ② 軸段Ⅱ和Ⅳ為軸承配合和套筒配合的軸段，就按軸承內徑的標準系列來取，取d2=10mm，無特殊情況時尺寸系列按正常寬度、中系列選，由此，可以初選軸承型號為7000C。 ③ 軸段Ⅲ的軸段，定位軸肩高度為a=（0.07～0.1）9=0.63～0.9，取a=1mm，則d3=12mm。 （2）確定各軸段的長度 ①錐齒輪的最大寬度為10mm，考慮壓緊空間，軸

36、段Ⅰ的長度比大帶輪轂長度小0.5~1mm，因為軸套會多出0.5mm，則該段的長度為L1=10mm。 ②軸段Ⅱ和Ⅳ的寬度可以按軸承的寬度來取，查相關手冊，軸承的寬度為8mm，軸段Ⅱ還有一個軸套，所以加上軸套的長度，L2=21.5mm。 ③結合整個結構，軸段Ⅲ的寬度取L3=20mm。 如圖4-4所示軸的尺寸及相關： 圖4-4攪拌軸 4.4.1.2中心軸的設計 如圖4-5所示 圖4-5 （1）確定各軸段的直徑 ① 軸段Ⅰ裝的是錐齒輪，軸的選用材料為45號鋼，調質處理。查表可得計算系數A0=120則dmin≥。軸的最小直徑為10.7mm.整個軸的直徑不能小于該值?？紤]到錐齒輪

37、的外徑為25mm,所以選d1=11mm。 ② 軸段Ⅱ為軸承配合的軸段，就按軸承內徑的標準系列來取，取d2=12mm，無特殊情況時尺寸系列按正常寬度、中系列選，由此，可以初選軸承型號為7001C。 ③軸段Ⅲ的軸段，定位軸肩高度為a=（0.07～0.1）11=0.77～1.1，取a=1mm，則d3=14mm。 ④軸段Ⅳ為軸承配合的軸段，就按軸承內徑的標準系列來取，取d2=12mm，無特殊情況時尺寸系列按正常寬度、中系列選，由此，可以初選軸承型號為7001C。 ⑤ 軸段Ⅴ與撥動座連接，取d5=10mm。 （2）確定各軸段的長度 ①錐齒輪的最大寬度為22.5mm，考慮壓緊空間，軸段Ⅰ的長度

38、比錐齒輪轂長度小0.5～1mm，則該段的長度為L1=22mm。 ②軸段Ⅱ為跟小錐齒輪連接，考慮結構要求，L2=42.5mm。 ③結合整個結構，軸段Ⅲ的長度取L3=16mm。 ④為了結構的緊湊性，軸段Ⅳ就放一個軸承，根據選用的聯(lián)軸器來決定，查相關手冊，所以該軸段的長度取L4=14mm。 ⑤軸段Ⅴ連接撥動座，該軸段長度取L5=12mm。。 如圖4-6所示軸的尺寸及相關： 圖4-6 4.4.1.3高速軸的設計 如圖4-7所示 圖4-7 （1）確定各軸段的直徑 如圖4-5，該軸是用來裝聯(lián)軸器和小錐齒輪的，電動機伸出的軸的直徑是φ14mm,設計用套筒聯(lián)軸

39、器來連接，所以跟套筒連接的軸段直徑選用d1=14mm。另一端軸可以選小一點。所以d錐=12mm。 （2）確定各軸段的長度 左端長度與選用是聯(lián)軸器決定，取L1=24mm,右端裝小帶輪，考慮到壓緊空間，該軸段的長度應比小帶輪長度小0.5～1mm，小錐齒輪輪轂長度為14.5mm，則該軸段長為L錐=14mm。 最終所得的軸的尺寸如圖4-8 圖4-8 4.4.2軸的校核 軸的強度校核計算有3種常的方法：①按扭矩變形強度條件進行計算；②按彎扭組合變形強度條件進行計算；③按疲勞強度條件進行精確計算。 對于僅僅承受扭矩的傳動軸，只需按扭轉強度條件計算；對于只承受彎矩的心軸，只需按彎曲強度

40、計算；對于既承受彎矩又承受扭矩的軸（轉軸），應按彎扭合成強度條件進行計算。 由于該軸為轉軸，應按彎扭合成強度條件進行計算。 （1）作軸的受力簡（圖4-9（a）） （2）作軸的垂直面受力簡圖（圖4-9（b）） （3）繪制垂直面彎矩圖 圖4-9 ①求垂直面的支反力 （4-37） 由前面計算錐齒輪得：Q=346.5N，所以 （4-38）

41、 （4-39） ②求垂直面彎矩： （4-40） ③繪制彎矩圖（圖4-7（d）） （4）繪制扭矩當量彎矩圖（圖4-7（c）） 軸單向轉動，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α≈0.6，則扭矩當量彎矩： （4-41） （5）繪總當量彎矩圖 ①計算總當量彎矩 （4-42） ②繪總當量彎矩圖（圖4-7（e）） （6）校核軸的強度 軸的材料為45號鋼，調質處理，由

42、設計手冊查得： 從總當量彎矩圖可以看出，截面C為危險面。 截面錐齒輪A為處d=12mm 30MPa （4-43） 強度足夠。 4.5軸承的選擇 軸承是軸系中的重要部件，其功用是支承軸及軸上零件并保證軸的旋轉精度，減少轉動軸與固定支承間的摩擦和磨損。 4.5.1軸承的型號 根據軸承中摩擦性質的不同，可把軸承分為滑動軸承和滾動軸承兩大類。 滾動軸承摩擦阻力小，啟動容易，功率消耗少，而且已經標準化，選用、潤滑、維護都很方便，因而在一般機器中得到更為廣泛的應用。 滑動軸承承載能力高，噪聲低，徑向尺寸小，油膜有一定的吸振能力

43、，但一般情況下摩擦大、磨損嚴重，制造、維護費用較高。 總上所述，本設計采用了滾動軸承，結合軸的設計，對于兩根不同的軸，選用不同型號的軸承，中心軸選用（GB/T 292—2007摘錄）中型號為7000C的角接觸球軸承；攪拌軸選用（GB/T 292—2007摘錄）中型號為7001C的角接觸球軸承。 4.5.2滾動軸承的配合形式 滾動軸承的配合：由于滾動軸承是標準部件，因此軸承內圈內圓柱面與軸頸的配合按基孔制，采用H7/r6的過盈配合；軸承外圈外圓柱面與外殼孔的配合按基軸制，采用K7/h6過渡配合。 4.5.3滾動軸承的軸向定位和固定 軸承的軸向緊固包括軸向定位和軸向固定。為了防止軸承在軸

44、上和在軸承座孔內移動，軸承內套圈必須緊固在軸上；外套圈必須緊固在軸承座孔內（或套杯內）。軸承的內、外套圈需要雙向還是單向軸向緊固，或者是軸向游動，取決于支承的限位要求和所用軸承的類型[8]。 中心軸的兩個軸承一個置于套杯內，結合軸肩進行定位。另一個利用軸肩跟軸承端蓋進行定位。端蓋用4個M4的六角頭螺栓與支架固定來定位軸承。攪拌軸的軸承用軸肩或軸套進行定位。 4.6聯(lián)軸器的選用[4,9] 聯(lián)軸器是用來連接兩軸并傳遞轉矩的。 4.6.1選用的聯(lián)軸器型號 聯(lián)軸器可分為撓性聯(lián)軸器、安全聯(lián)軸器、剛性聯(lián)軸器。一般按聯(lián)軸器所受的轉矩、軸的直徑和轉速等確定聯(lián)軸器的型號和結構尺寸。本設計在電動機伸出的

45、軸和錐齒輪鏈接使用了聯(lián)軸器。聯(lián)軸器所受的轉矩按計算轉矩轉矩選取。計算轉矩可按下式計算： （4-44） 式中：KA為工作情況系數，KA=1.7，T為聯(lián)軸器的名義轉矩（Nm）。 由軸轉遞功率和轉速計算確定： （4-45） 由以上可得電動機出來使用的聯(lián)軸器： 選用的聯(lián)軸器應使Tca＜［T］，［T］為聯(lián)軸器的許用轉矩。查找機械設計手冊和結合軸的直徑選用GB/T 1184-1996圓錐銷套筒聯(lián)軸器。 4.6.2聯(lián)軸器的配合形式 由于聯(lián)軸器是標準件，聯(lián)軸器的孔已經確定，

46、所以按基孔制的配合，采用H7/k6的過渡配合。 4.7行星齒輪設計[6] 本設計的行星齒輪是通過中心軸帶動行星架，行星輪在固定在攪拌軸上面，攪拌軸固定在行星架上面，這樣行星架在繞中心軸轉動時，攪拌軸繞著中心軸公轉。通過行星齒跟內齒圈配合，使得攪拌軸自轉。 4.7.1行星齒輪各齒輪數據 在保證接觸強度的前提下，增加齒數，除能使重合度增加，有利于改善齒輪傳動的平穩(wěn)性外，還能降低齒高，減小齒坯尺寸，降低加工時的切削量，有利于節(jié)省制造費用。因為設計的行星輪系為閉式傳動，所以行星輪的齒數可以取在z=20~40的范圍內。取Z行=21，為了使輪齒磨損均勻，行星輪跟內齒圈齒數互為質數。取Z內=54。模

47、數m=1.1。 傳動比：i===2.57 齒圈齒輪：齒頂圓φ98，齒寬b=φ10。 行星齒輪：齒頂圓φ25mm，齒根圓φ22mm，分度圓23.2mm，內孔φ9mm，齒寬b=φ9mm。 4.7.2校核齒面疲勞強度 下面數據是通過查閱書本《機械設計》得到。 （1）計算載荷系數KF ①根據上面錐齒輪算得V小錐=0.363m/s，可得V大錐=0.165m/s。所以V行=0.424m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.08。 ②齒間載荷分配系數KFα=1.0。 由表10-4用插值法查得KHβ=1.417，結合寬高比b/h=10.67查圖10-13，得 KFβ=1.34。 則在和系數為 KF=KAKvKFαKFβ=11.081.01.34=1.45 （4-46） （2）齒形系數YFa 謝你們!