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湖南農業(yè)大學東方科技學院
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： 劉 黎
學 號： 200841914508
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： 高英武 教授 鄧春香 副教授
學 部： 理工學部
湖南·長沙
提交日期：2012年5月
湖南農業(yè)大學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，成果不存在知識產權爭議。除文中已經注明引用的內容外，本論文不含任何其他個人或集體已經發(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 ……………………………………………………………………………………1
1 前言 ……………………………………………………………………………………2
1.1 選題研究意義……………………………………………………………………2
1.2 國內研究現(xiàn)狀……………………………………………………………………2
1.3 目前國內常見的打蛋機類型……………………………………………………2
2 總體方案擬定 …………………………………………………………………………2
2.1 原理分析…………………………………………………………………………3
2.2 總體結構設計……………………………………………………………………3
2.2.1 總體結構設計……………………………………………………………3
2.2.2 傳動路線…………………………………………………………………4
2.3 各執(zhí)行機構主要參數的初步確定………………………………………………4
2.4 傳動裝置的運動和動力參數的計算……………………………………………5
3 主要零件的選擇和設計…………………………………………………………………6
3.1 皮帶輪的設計……………………………………………………………………6
3.2 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………………………………………………………17
3.3.2 Ⅲ軸的設計計算…………………………………………………………20 3.3.3 主軸的設計計算…………………………………………………………24
3．4 軸承的校核………………………………………………………………………27
3.4.1 高速軸軸承的校核………………………………………………………27
3.4.2 主軸軸承的校核…………………………………………………………27
3.5 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………………………………………………28
4 打蛋機其他各個部分的簡介…………………………………………………………29
5 潤滑與密封……………………………………………………………………………32
5.1 滾動軸承的潤滑…………………………………………………………………32
5.2 錐齒輪的潤滑……………………………………………………………………32
5.3 攪拌頭的密封……………………………………………………………………32
6 主要缺點和有待進一步改進的地方…………………………………………………32
7 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
Student:liuli
Tutor: 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 mechanism
1 前言
1.1 選題研究意義
我國蛋品資源豐富，品種多樣，是生產和消費大國。特別是近幾年來，隨著中國經濟的發(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量的1％，出口量占產量的2％。作為世界上最大的蛋品生產國，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、產業(yè)化水平低等因素已經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，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，可以根據使用者的不同使用目的進行不同的機械組合，達到經濟高效。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 1
2.2.2 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 mixer
2.3 各執(zhí)行機構主要參數的初步確定
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
Y801-4
0.55KW
1390r/min
17kg
2.4 傳動裝置的運動和動力參數的計算
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 i2'=1.307 i2''=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/min
n2=298r/min n2'=531.5r/min n2''=849r/min
n3=198.7r/min n3'=354r/min n3''=566r/min
n4=70.7r/min n4'=126r/min n4''=201r/min
各軸輸入功率的計算：
機械效率[4]如下：
V帶傳動η1=0.96 齒輪傳動η2=0.98 錐齒輪η3=0.97 斜齒輪η4=0.98 聯(lián)軸器η5=0.99
各軸傳遞的功率：
P1=PWη1η5=0.55×0.96×0.99＝0.5174kw
P2=P1η2=0.5174×0.98=0.507kw
P3=P2η4=0.507×0.98=0.497kw
P4= P3η3=0.497×0.97=0.48kw
各軸所傳遞的轉矩:
T1=9550p1n1=9550×0.507695=7.26N?m
T2=9550p2n2=9550×0.507298=16.58N?m T2'=9.3N?m T2''=5.82N?m
T3=9550p3n3=9550×0.497198.7=24.37N?m T3'=13.68N?m T3''=8.55N?m
T4=9550p3n3=9550×0.4870.7=64.83N?m T3'=36.38N?m T4''=22.8N?m
3 主要零件的選擇和設計
3.1 皮帶輪的設計
根據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 =1.1[7] 故 Pca = K A P = 1.1×0.55=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1.5—2.5倍，這里選用窄V帶，根據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=2×80=160 mm ，按式 v1 =dd1 n1/ 60×1000 =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a[5]
0.7（dd1 +dd2）＜a0 ＜2（dd1 + dd2）初步確定中心距a0 =240mm,由式：
L=2a0+π2dd1+dd2+(dd2-dd1)22 (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+（800–867）/2=206.5 mm
中心距的變化范圍194.5～230.5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(160–80)/206。5=157.8 o≥90 o
（7）計算帶的根數
由dd1=80mm 和n1=1390r/mm 查得P0=0.25kw 根據n=1390r/min i=2和Z型帶查得ΔP0=0.03kw，查得ka=0.94，查的kl=1.14于是
Pr=(P0+ΔP0) kakl=(0.35+0.33) ×1.14×0.94=0.41kw
所以V帶的根數：Z=PcaPr=0.6050.41=1.48
取Z=2[9]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 (2.5-ka)Pcazvka+qv2=500×(2.5-0.94)×0.6050.94×2×5.82+0.06×5.822=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)minsina2=2×2×45.16×sin157.82=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 = 146≥100，所以采用孔板式。使用經過動平衡實驗處理[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 φ1 = 34°；φ2 = 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Z1=18,大齒輪數的齒數Z2=42。
（2）確定齒輪的主要參數
按齒面接觸強度計算：
d1t≥2.323kT1φdu±1u(ZeσH)2 (4)
確定公式內的個計算數值
初選載荷系數 kt=1.3
小齒輪傳遞的轉矩T1=7.26×103N·mm
選取齒寬系數φd=1,彈行系數ZE=189.8MPa12,小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2=550MPa 。
計算應力循環(huán)次數
N1=60n1jLh=60×695×1×（1×8×300×15）=1.5×109
N2=1.5×1094218=0.46×109
接觸疲勞壽命系數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S=1
[σH]1=KHN1σlim1S=0.9×600MPa=540MPa
[σH]1=KHN2σlim2S=0.95×550MPa=522.5MPa
計算小齒輪分度圓直徑d1t ,代入[σH]中較小的值
d1t=2.323kT1φdu±1u(ZeσH)2=2.3231.3×7.26×10413.32.3(189.8522.5)2=28.15mm
計算圓周速度V
V=πd1tn160×1000=1.02m/s
計算齒寬：
b= ?dd1t=28.15mm
計算齒寬與齒高之比
模數：mt=d1tZ1=28.1518=1.564mm
齒高：h=2.25mt=2.25×1.564=3.52
齒寬與齒高之比： bh=28.153.52=7.997
計算載荷系數
取動載系數[1] kv=1.05, KHA=kFa=1, 使用系數KA=1
假設為單齒對嚙合，取齒間載荷分配系數[10]Khβ=1.423 KFβ=1.35
故載荷系數:K=KAKHβKVKHα=1.05×1×1×1.423＝1.494
按實際載荷系數校正所算得圓的分度直徑
d1=d1t3Kkt=29.55 （5）
計算模數：m= d1z1=29.5518=1.642
按齒根強度計算
m≥32KTφdZ12(YFaYSa[σF]) （6）
確定公式內的計算數值
小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限 σFE2=380MPa；取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.85；KFN2=0.88；彎曲疲勞安全系數S=1.4。
計算彎曲疲勞許應力：
[σF]1=KFN1σFE1S=0.85×5001.4MPa=303.57MPa
[σF]2=KFN2σFE2S=0.88×3801.4MPa=238.86MPa
計算載荷系數K：
K=KAKVKαKFβ=1×1.05×1×1.35＝1.4175
齒形系數[11] YFa1=2.91 YFa2=2.38
應力校正系數 YSa1=1.53 YSa2=1.674
計算大小齒輪的YFaYSa[σF]并加以比較
YFa1YSa1[σF]1=2.91×1.53303.57=0.0147
YFa2YSa2[σF]2=2.38×1.674238.86=0.0167
設計計算：m≥32×1.4175×7.26×1031×182×0.0167=1.03mm
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的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。取模數為1.49，并就近取模數為1.5，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=29.55mm，則齒輪數為：
Z1=18 Z2=42
（3）幾何尺寸的計算：
分度圓直徑：
d1=Z1m=18×1.5=27mm d1'=39mm d1''=49.5mm
d2=Z2m=42×1.5=63mm d2'=51mm d2''=40.5mm
中心距：
a=d1+d22=27+632=45mm
3.2.2 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Z1=36, Z2=54,初選螺旋角β=14o。
（2）確定齒輪的主要參數
按齒面接觸強度計算
d1t≥32kT1φdεαu±1u(ZHZEσH)2 （7）
確定公式內的各計算值
試選Kt=1.6；區(qū)域系數ZH=2.433；εα1 =0.86；εα2＝0.67；εα=εα1+εα2=1.53
小齒輪傳遞的轉矩：
T1=16.58×103N·mm T2=9.3×103 N·mm T3=5.82×103 N·mm
選取最大的轉矩為齒輪需傳遞的轉矩 T1=16.58×103N·mm
選取與直齒輪相同的Фd=0.5；ZE=189.8MPa1/2；取σHlim1=600MPa；σHlim2=550MPa
計算應力循環(huán)次數，選取最大的轉速n=849r/min
N1=60n1jLh=60×849×1×（1×8×300×15）=1.8×109
N2=1.5×10932=1.2×109
取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.9 ；KHN2=0.95
取失效概率為1%，安全系數S=1
[σH]1=KHN1σlim1S=0.9×600MPa=540MPa
[σH]1=KHN2σlim2S=0.95×550MPa=522.5MPa
[σH]=[σH]1+[σH]2S=540+522.52MPa=531.25MPa
試計算小齒輪的分度圓直徑d1t由計算公式得：
d1t≥32×1.6×16.58×1031×1.53×2.51.5×(2.433×189.8531.25)2=35.21mm
計算圓周速度：V=πd1tn160×1000=3.14×35.21×84960×1000=1.56m/s
計算齒寬b及模數m
b=Фdd1t=35.21mm
mnt=d1tcosβZ1=35.14×cos1436=0.952mm
h=2.25mnt=2.25×0.951=2.14mm
bh=35.212.14=16.46mm
計算縱向重合度εβ=0.318ФdZ1tanβ=2.854
計算載荷系數K:
使用系數[12]KA=1；動載系數KV=1.11;KHβ=1.42;KFβ=1.35;KHα=KFα=1.4；故動載系數K為：
K=KAKV KHαKHβ=1.1×1×1.4×1.42=2.21
按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑
d1=3kkt=35.21×32.211.6=39.2mm
計算模數：
mn=d1cos14o36=1.06mm
按齒根強度計算
m≥32KT1Yβ cos2βφdZ2εαYFaYSa[σF] （8）
計算載荷系數：
K=KAKV KFαKFβ=1×1.11×1.4×1.35=2.1
縱向重合度εα=1.903；螺旋角影響系數Yβ=0.88
計算當量齒數;
Zv1=Z1cos3β=36cos314o=39.43
Zv2=Z2cos3β=54cos314o=59.14
取齒形系數：YFa1=2.41; YFa2=2.28
應力校正系數: YSa1=1.668 YSa2=1.73
小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限σFE2=380MPa；取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.85；KFN2=0.88；取安全系數S=1.4。
計算疲勞許應力：
[σF]1=KFN1σFE1S=0.85×5001.4MPa=303.57MPa
[σF]2=KFN2σFE2S=0.88×3801.4MPa=238.86MPa
計算大小齒輪的YFaYSa[σF]并加以比較
YFa1YSa1[σF]1=2.41×1.668303.57=0.01324
YFa2YSa2[σF]2=2.28×1.73238.86=0.01651
設計計算：
m≥32×2.1×16.58×103×0.88×cos214o1×362×1.53×0.01651=0.78mm
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，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：
Z1=d1cosβmn=39.2cos14o1.06=35.88
取Z1=36 Z2=54
（3）幾何尺寸的計算：
計算中心距：
a=(z1+z2)mn2cosβ=36+542.252cosβ=115.98mm
將中心距圓整取a=116mm
按圓整后的中心距修正螺旋角：
β=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(36+54)×2.252×116=14.12°
因β值改變不大，故參數εα，kβ , ZH等不必修正
計算大小齒輪的分度圓直徑：
d1=z1m1cosβ=36×2.25cos14.12o=83.5mm d2=z2m2cosβ=54×2.25cos14.12o=125.3mm
取d1=84 d2=148
計算齒輪寬度：
b=φdd1=0.5×83.5=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：小齒輪數為Z1=21 大齒輪數為Z2=59
（2）確定齒輪的主要參數
按齒面接觸疲勞強度計算：
d1t≥2.923kT1φR（1-0.5φR）2 i(ZEσH)2 （9）
確定設計公式中各個參數
初選載荷系數Kt=1.3；小齒輪所轉遞的轉矩：T1=2.437×104；選取齒寬系數φR，為防止齒向載荷分布不均勻，應限制齒寬，取φR=0.3，彈性系數ZE=189.8MPa1/2；大小齒輪的接觸疲勞強度為：σHlim1=713MPa；σHlim2=568.4MPa。
應力循環(huán)次數：
N1=60n1jLh=60×566×1×（1×8×300×15）=1.2×109
N2=N1i=1.2×5921=3.37×109
接觸壽命系數ZN1=0.91；ZN2=0.96；取失效概率為1%；最小安全系數[2]SHlim=1
計算許用接觸力：
[σH]1=ZN1σlim1SHlim=0.91×740MPa=673MPa
[σH]2=ZN2σlim2SHlim=0.96×680MPa=652MPa
計算端面重合度εα，當量齒數Z1m=z1cosδ=22 Z2m=z2cosδ=150
εα=[1.88－3.2(1z1m+1z2m)]cosβ=1.69
分度圓直徑：
d1t≥2.9231.3×1.658×1040.3×（1-0.5×0.3）2 ×5921(189.8652)2=49.77mm
計算圓周速度：
dm1t=(1－0.5φR)d1t=（1－0.5×0.3）×49.47=42.05mm
V=πdm1tn160×1000=3.14×42.05×84960×1000=0.545m/s
因V＜10m/s，選7級精度合格
計算載荷系數：取使用系數kA=1，kv=1.13，單齒對嚙合，取齒間載荷系數kα=1，載荷分布系數kβ=1.2
K= kA kvkαkβ=1.36
校正分度圓直徑：
d1=d1t3kkt=14.42×31.361.3=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：σFlim1=620MPa；σFlim2=580MPa
彎曲壽命系數YN1=0.91；YN2=0.9
尺寸系數YX=1
計算許用彎曲應力[δF1]，[δF2]。取失效率為1%，安全系數SFmin=1.25
[δ]=σFlimYNYXSHlim計算可知，[δF1]=451MPa；[δF2]=417MPa
重合度系數Yε: Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.69=0.69
取齒形系數：YFa1=2.65; YFa2=2.1
應力校正系數: YSa1=1.67 YSa2=1.97
校核計算：
σF1=4.7KT1?R(1-0.5?R)2Z12m3u2+1 YFa YSaYε=153.4MPa≤[σF1]
σF2=σF1 YFa2YSa2YFa1YSa1 =143.4MPa≤[σF2]
（3）主要幾何尺寸計算：
大端模數：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=21×2.5=52.5mm d2= mz2=59×2.5=147.5mm
錐距R及齒寬b:
R=m2z12+z22=0.4212+592=25mm
b=φbR=0.3×25=7.5mm
分錐角：
δ1=arctan1i= arctan2159=19.57 o
δ2=arctani= arctan5921=70.43o
齒根角按等頂隙計算：
θf1=θf2=arctanhfR=arctan(1+0.25)×0.8252.29 o
頂錐角: δa1=δ1+θf1=19.57 o+2.29 o=21.86 o
δa2=δ2+θf2=70.43o+2.29 o=72.71 o
齒高[3]：h=(2ha*+c*)m=1.8mm
大端頂圓直徑da
da1=d1+2hacosδ1=16.8+2×0.8×1×cos19.57 o=57.21mm
da2=d2+2hacosδ2=47.2+2×0.8×1×cos70.43 o=147.5mm
3.3 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=A03pn （10）
確定公式內的各種計算數值
選軸的材料為45（調質），根據參考文獻[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=1.3
Tca=KAT1=1.3×7.26×103N·mm=9434N·mm
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d2-3=19mm，選取6003型號。其尺寸為d×D×T＝17×40×13.25，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h＞0.06d，故取h=1.5mm，則軸環(huán)的直徑d5-6=26mm，軸環(huán)寬度b≥1.4h，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[1]b×h=8×7，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H7n6，同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵5mm×5mm×12mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7k6，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1×45°
（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=7260N·mm
圓周力：Ft=2T/d=2×7260/27=537.8N
徑向力：Fr=Fttan20o=195.7N
求水平支反力：
平衡條件ΣMc=0：FHN1(118+90) －537.8×104=0
ΣFz=0：FHN1＋FHN2－Fr=0
FNv1＝FNv2=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6~7段的彎矩彎矩圖5（b）：
MH1=268.9×118=31730.2N·mm MHV2=268.9×90=24201N·mm
求垂直支反力：
由平衡條件ΣMc=0：FNv1(118+90) －195.7×104=0
ΣFy=0：FNv1＋FNv2－Fr=0
FNv1＝FNv2=97.85N
垂直面6~7段的彎矩圖5（c）：
MV1=97.85×118=11546.3N·mm MV2=97.85×90=8806.5N·mm
計算合成彎矩，畫出彎矩圖5（d）
M1=MV12＋MH12=33765 N·mm M2=MV22＋MH22=25753 N·mm
計算危險截面的當量彎矩：
由合成彎矩圖可知軸的6~7段為危險截面，取扭矩校正系數[15]為α=0.6
MB=M12+αT2=34230 N·mm
危險截面的校核：
[σe]=MB0.1d3=17.4MPa<[σe]w
式中[σe]w是根據軸的材料為45鋼，調制處理[σ-1]w=60，所以該軸安全。
3.3.2 Ⅲ軸的設計計算
Ⅲ軸所傳遞的扭矩T=24370N·mm
（1）求作用在斜齒輪上的力：
Ft=2Td=2×2.437×104125.3=388.99N
Fr=Fttanαncosβ=264.6×tan20ocos14.12o=145.99N
Fα= Fttanβ=97.85N
圓周力Ft，徑向力Fr，及軸向力Fα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），根據參考文獻[1]，取=112
dmin=A03pn=112×30.497198.7=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=1.3
Tca=KAT=1.3×24.37×103N·mm=31681N·mm
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 Ⅲ軸的裝配方案
Fig.6 The assembl programe ofⅢshaft
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d2-3=25mm，選取30205型號。其尺寸為d×D×T＝25×52×16.25，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h＞0.06d，故取h=2mm，則軸環(huán)的直徑d5-6=32mm，軸環(huán)寬度b≥1.4h，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[1]b×h=8×7，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H7n6，同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵5mm×5mm×12mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7k6，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2×45°
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ΣMc=0：FHN1(59.75+57.75) －388.99×117.5=0
ΣFz=0：FHN1＋FHN2－Fr=0
FNv1＝FNv2=194.5N
水平面4~5段的彎矩彎矩圖5（b）：
MH1=194.5×59.75=11621.4N·mm MHV2=194.5×57.75=11232.4N·mm
求垂直支反力：
由平衡條件ΣMc=0：FNv1(59.75+57.75) －145.99×117.5=0
ΣFy=0：FNv1＋FNv2－Fr=0
FNv1＝FNv2=73N
垂直面4~5段的彎矩圖5（c）：
MV1=73×59.75=4361.75N·mm MV2=73×57.75=4215.75N·mm
計算合成彎矩，畫出彎矩圖5（d）
M1=MV12＋MH12=12412.9N·mm M2=MV22＋MH22=11997.5 N·mm
計算危險截面的當量彎矩：
由合成彎矩圖可知軸的4~5段為危險截面，去扭矩校正系數為α=0.6
MB=M12+αT2=22708.6 N·mm
危險截面的校核：
[σe]=MB0.1d3=9.3MPa<[σe]w
式中[σe]w是根據軸的材料為45鋼，調制處理[σ-1]w=60，所以該軸安全。
圖7 Ⅲ軸的載荷分析圖
Fig.7 The analysis of the Ⅲshaft
3.3.3 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15—2 初步估算軸的最小軸徑
dmin=A03p1n1 (11)
確定公式內的各種計算數值
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軸承段的直徑d=45mm,由軸承產品目錄中初步選取GB/T 292—1994 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，根據小圓錐齒輪的相關數：Ft1=699.5N Fr1=240N Fa1=84.3N
可以得到大圓錐齒輪的相關數據：
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 = - 699.5X1
BC段 取距B點距離為 X2, 則彎矩
MBC