搅拌机的整体结构的设计

3.1电机的选择

根据本次设计的具体要求，要求输入的功率在0.5KW~1KW的范围内，所以初步选定电动机为0.75KW型号为Y-2，其转速在r/min。

3.2传动比分配

根据上面电动机的初步选择，电动机的转速在r/min，我们所需要的搅拌时间为10～12分钟，经过查0关的资料可知道搅拌器的转速一般在r/min所以便可确定总的传动比为

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

(3.1)

所以圆锥齿轮的传动比为，所以值符合圆锥齿轮传动比的正常范围，所以圆柱齿轮的传动比设为。

3.3计算转动装置的运动和动力参数

3.3.1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，第二个传动轴为II轴，输出轴为III轴，所以各轴的转速为

r/min

3.3.2各轴的功

电动机的输出功率为=0.75KW，由于2动时要有功率损失，也就考虑到传动效率的问题(3.2)

式中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＝0.99；圆柱齿轮传动＝0.97；弹性联轴器＝0.99

所以各轴的功率如下：

3.3.3各轴的转矩

3.4圆锥齿轮计算

3.4.1锥齿轮相关参数的选择

齿轮采用45号钢，调质处理后齿面硬度~HBS，齿轮精度等级为7级。取=25，i=2.7,则。取=68。

3.4.2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

(3.3)

其中，1，u=2.5

，

选择材料的接触疲劳极限应力为：

选择材料的接触疲劳极限应力为：

应力循环次数N由下式计算可得

=

=

则

接触疲劳寿命系数

，1.02

弯曲疲劳寿命系数

1，1

接触疲劳安全系数1，弯曲疲劳安全系数1.5，又2.0，试选1.3

求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入公式得：

=

=65.32

取标准模数m=2.75

3.4.3计算基本尺寸

mm

mm

节锥定距

节圆锥角（未变位时，与分度圆锥角相等）

均不能圆整

大端齿顶圆的直径

小齿轮mm

大齿轮mm

齿宽mm

取29.88mm

表3.1锥齿轮的几何尺寸

名称

符号

公式

分度圆直径

d

mm

mm

齿顶高

mm

齿根高

mm

齿顶圆直径

mm

齿根圆直径

mm

齿顶角

齿根角

分度圆锥角

顶锥角

根锥角

锥距

mm

齿宽

mm

至此圆锥齿轮的设计于校核完毕

3.4.4校核齿根弯曲疲劳强度

复合齿形系数4.1，3.8

取0.7

校核两齿轮的弯曲强度

=

所以齿轮完全达到要求

3.5直齿圆柱齿轮计算

3.5.1圆柱齿轮相关参数的选择

选择/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)联合收割机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度

(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Z1=20，则大齿轮齿数Z2=iZ1=1.5×19=30，取Z2=30

3.5.2按齿面接触疲劳强度设计

设计计算公式：(3.4)

3.5.3确定公式内的各计算数值

(1)试选载荷系数1.4

(2)计算小齿轮的转矩

(3)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：

(3.5)

计算应力循环次数

(7)由参考文献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(3.6)

计算

试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值

计算模数m

取模数m=5

3.5.4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带入式得(3.7)

(4)查取齿型系数

由参考文献[2]/10-5查得，

(5)查取应力校正系数

由参考文献[2]表10-5可查得，

(6)计算圆周力

(7)计算轮齿齿根弯曲应力由式得

因此齿根弯曲强度足够

表3.2圆柱齿轮的几何尺寸

名称

符号

公式

分度圆直径

d

齿顶高

齿根高

齿顶圆直径

齿根圆e径

-

3.6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。

3.6.1输出轴的功率P,转速N和转矩T

P=0.68kw

N=r/min

3.6.2求作用在齿轮上的力

输出轴齿轮的n度圆的直径为d=.5mm

而N

N

N

3.6.3初步确定轴的最小直径值

先按式(3.8)

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16mm

3.6.4轴的结构设计

图3.1轴的截面图

(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/T-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6mm。

(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/T.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。

3.6.5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=mm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、及M值列于表1：

表3.3截面B处的受力分析

载荷

水平面H

垂直面V

支反力

-N

-N

弯矩

总弯矩

扭矩

3.6.6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

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。

3.6.7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。

图3.2轴的载荷分布图

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×=.8mm3

抗扭截面系数

W=0.2d=0.2×52=.6mm3

截面Ⅲ右侧的弯矩M为

截面Ⅲ上的扭矩

T=N·mm

截面上的弯曲应

截面上的扭转切

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.

=1+0.93×(1.51-1)=1.

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

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

故可知其安全。

（3）截面Ⅲ右侧

抗弯截面系数

W=0.1d3=0.1×=mm3

抗扭截面系数

WT=0.2d3=0.2×=mm3

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。

3.7滚动轴承的选择与校核

3.7.1轴承的选择

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，可用来承受纯轴向牒伞９ぷ髦性市砟凇⑼馊χ嵯咂斜量不大于～，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，左端初选型号的轴承，右端初选型号的轴承。

验算：

轴轴承的使用寿命为：12小时/天×天/年×10年=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GB-89，选型轴承，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。

验算轴承的寿命

所以型满足要求。

（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GB-89，选型轴承，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。

验算轴承的寿命

所以型满/要求。

轴承校核完毕。

第4章其他部分的设计

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/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。

4.1运转功率的计算

搅拌器的运转功率与进行搅拌的流体力学有关，设阻力为P，则

（4.1）

式中－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

－液体密度

如图4所示，设搅拌器的一片桨叶在运动方向上的投影可用和两条曲线所围成的面积表示，桨叶的微面积所手的阻力为

(4.2)

记N为运转功率，则微面积的运转功率为：

(4.3)

假设液体是静止的，则相对速度，所以

(4.4)

式中：n为搅拌器的转速，对公式（44）进行积分，得到一片桨叶的功率为

(4.5)

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，不同类型的桨叶的值也不同，且是雷诺准数的函数，它们之间的关系为

(4.6)

因此我们计算搅拌器一片桨叶的运转功率为

(4.7)

由于都是已知的根据表3常用搅拌器桨叶的A,m值

表4.1常用搅拌器桨叶的A,m值

桨叶型及桨叶数

A

m

垂直平桨双桨式

6.80

0.20

倾斜平桨（45）双桨式

4.05

0.20

垂直平桨四桨式

8.50

0.20

倾斜平桨四桨式

5.50

0.20

旋浆式

0.99

0.15

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

对搅拌器而言，在计算搅拌器功率的时候还要乘上一个修正系数f，对于旋浆搅拌机而言其

所以搅拌器的功率应该为

4.2影响淀粉液搅拌器功率的因素

(1)桨叶数得影响，搅拌器的功率与常数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g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

(4.8)

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)桨叶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，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，设计搅拌器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淀粉液，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淀粉，液体的密度也逐渐增大，淀粉全部翻起后池内成为均匀的粉液，计算搅拌器的功率时，应以均匀淀粉液的密度作为计算依据。了解到淀粉的影响因素对我的设计有很大的帮助。

4.3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,

(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;

当齿轮齿条标准安装时,齿轮分度圆与齿条分度线重合,啮合角等于齿形角;齿轮以角速度转动,带动齿条以线速度直线移动，中心距增大后，齿条远离齿轮轴心01移动X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线与节线不再重合，齿侧间隙j加n，顶隙增加。即：齿轮齿条正变位传动时,，，；，，，所以用齿轮齿条传动具有很大的优势。

4.4搅拌桶的尺寸选择

按照任务要求搅拌桶的容积要求在20L到30L之间，所以有此来确定搅拌桶的尺寸。搅拌桶的体积是由一个圆柱体组成。

由公式计算：

π

符合设计要求。

结论

本文主要是设计旋桨式搅拌机，旋桨式搅拌机由动力装置、传动装置，搅拌轴，轴封，桨叶、联轴器、减速器装置组成。本设计的关键部分是减速器结构，因为减速器起到了减速和传递的作用，把电动机的转速传递给桨叶来产生一定速度，使淀粉向下运动，在它们撞击到搅拌池底面后，就向池壁方向流动，在碰到池壁后，又顺着壁面向上返回，处在搅拌池上层的淀粉被桨叶吸入，接着又被桨叶往下推，形成一个容积循环的流动状态。桨叶的旋转还使淀粉产生回转运动，莘塾惺被故艿礁咚傩转桨叶的剪切、撞击作用，由于上述几种原因，使搅拌池里的淀粉处于非常紊乱的运动状态，于是使淀粉混合均匀。

同时旋桨式搅拌机在生产过程中还要满足以下特点：

(1)结构简单、重量轻。

(2)安装方便、葑魅菀祝使用面广。

(3)传动部分密封性好，不会沾污泥浆。

(4)搅拌效率高、有强烈的化浆作用。

(5)桨叶的磨损快，要采取有效的措施以延长桨叶使用期。

以上这些特点都是在设计旋桨式搅拌机时所要考虑到的问题。

好资料免费领

长按下码，

转载请注明:http://www.aideyishus.com/lkzp/60.html