旋槳式攪拌機設計[含CAD高清圖紙和文檔資料]

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Considering there is no suitable product for small-scale starch processing factories to agitate starch, though blenders of lots of types and specifications existing on market, therefore, this design aims at designing a certain type of propeller blender head targeting to meet starch processs special requirements. The designing plan, the transmission system and spare parts are discussed in this paper.Key words: cutter-suction; blender; transmission system; Retarder; Box; Starch processing目 錄摘要 Abstract 第1章 緒論1 1.1 概述 1 1.1.1 蝸輪蝸桿傳動1第2章 旋槳式攪拌機的組成和工作原理 42.1攪拌器的應用與組成42.2攪拌裝置的工作原理42.3旋槳式攪拌機的特點52.4傳動方案5 2.4.1 蝸輪蝸桿傳動5 2.4.2 圓錐齒輪傳動52.5傳動裝置的合理布置62.6各級傳動比的合理分配6 2.4.2 傳動比分配的基本原則62.7 本章小結6 第3章 攪拌機的整體結構的設計73.1電機的選擇73.2傳動比分配73.3計算轉動裝置的運動和動力參數(shù)7 3.3.1 各軸轉速7 3.3.2 各軸功率7 3.3.3 各軸轉矩83.4圓錐齒輪計算8 3.4.1錐齒輪相關參數(shù)的選擇8 3.4.2按齒面接觸疲勞強度設計8 3.4.3計算基本尺寸9 3.4.4校核齒根彎曲疲勞強度103.5圓柱齒輪計算11 3.5.1圓柱齒輪相關參數(shù)的選擇11 3.5.2按齒面接觸疲勞強度設計11 3.5.3確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值11 3.5.4 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值12 3.6 軸的設計與校核13 3.6.1輸出軸的功率P,轉速N和轉矩T13 3.6.2求作用在齒輪上的力14 3.6.3 初步確定軸的最小直徑值14 3.6.4 軸的結構設計14 3.6.5 求軸上的載荷15 3.6.6 按彎扭合成應力校核軸的強度15 3.6.7 精確校核軸的疲勞強度15 3.7滾動軸承的選擇與校核19 3.7.1軸承的選擇193.8本章小結20第4章 其他部分的設計214.1運轉功率的計算214.2影響淀粉液攪拌器功率224.3升降部分的選擇234.4攪拌桶的尺寸選擇234.5本章小結24結論25參考文獻 26致謝27IV第1章 緒 論1.1概述攪拌機是工農(nóng)業(yè)中應用非常廣泛的一類通用設備，尤其在農(nóng)產(chǎn)品和食品加工業(yè)中發(fā)揮著重要作用。目前在工農(nóng)業(yè)中的攪拌機種類和規(guī)模很多，但是沒有適合小型淀粉加工廠用于攪拌淀粉的產(chǎn)品，本設計的任務是設計一種能是用于攪拌淀粉的小型旋槳式攪拌機。旋槳式攪拌器是以兩到三只推進式攪拌部件的一種攪拌器，旋槳式攪拌器在攪拌時有較高的旋轉速度，能迫使物料沿軸向運動，使物料充分循環(huán)和混合，旋槳式攪拌器多適用于攪拌稠度較低的液體，懸濁液，乳濁液等物料。攪拌機的攪拌能使原料充分的混合均勻，混合的快慢，均勻程度和傳熱情況好壞，都會影響反應結果，所以攪拌情況的改變，常很敏感的影響到產(chǎn)品的質量。生產(chǎn)中的例子幾乎比比皆是。如果攪拌機攪拌情況不好，就會造成傳熱系數(shù)下降或局部過熱，原料和催化劑分散不均勻，影響產(chǎn)品的質量，也容易導致聚合物粘壁，使攪拌機聚合反應操作不能良好地進行下去。改善配料、混合、制粒后續(xù)工序的質量，提高這些工序的工作效率。以混合為例，在混合過程中，各種不同的原料摻和在一起，要將它們混合均勻，要求他們最好有相同或相似大的粒度。如果原料之間粒度相差很大，使各種原料的粒度盡量接近，從而保證在較短時間內(nèi)順利完成混合過程，使產(chǎn)品達到較高的混合均度。因此，研究設計合理實用的攪拌機械，對于此行業(yè)，不可或缺。1.1.1 旋槳式攪拌機國內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀根據(jù)攪拌器的形狀可以分成直葉漿式、開啟渦輪式、推進式、圓盤渦輪式、錨式、螺帶式、螺旋式等；根據(jù)不同液體的粘度可以分為低粘度攪拌器、中高粘度攪拌器。低粘度攪拌器，如：三葉推進式葉輪，折葉漿式，6直葉渦輪式，超級混合葉輪式等；中高粘度攪拌器如：錨式、螺桿葉輪式、雙螺旋螺帶葉輪型，超混合攪拌器等；為了達到成品高精度、高品質化要求，國外，特別是日本開發(fā)了新型的攪拌器，以滿足高粘度產(chǎn)品的生產(chǎn)需要。如倒圓錐形螺帶翼式攪拌器、超混合攪拌器、高性能浮動攪拌槽、超震動型攪拌器等。在對物料的操作攪拌過程中，人們希望實現(xiàn)多種攪拌目的，因此了解各種攪拌器的特點，選擇適宜的葉輪形式，設計出符合流動狀態(tài)特性的攪拌器是非常重要的。攪拌槽內(nèi)的液體進行著三維流動，為了區(qū)分攪拌槳葉排液的流向特點，根據(jù)主要排液方向，按圓柱坐標把典型槳葉分成徑向和軸向流葉輪。齒片式、平葉漿式、直葉圓盤渦輪式和彎曲葉渦輪式在無擋板攪拌槽中除了使液體與葉輪一起回轉的周向流外，還由于葉輪的離心力是液體沿葉片向槽壁射出，形成強大有力的徑向流，故稱這些葉輪為徑向流葉輪。徑向流葉輪攪拌器旋轉時，將物料由軸向吸入再徑向排出，葉輪功率消耗大，攪拌速度較快，剪切力強。在湍流狀態(tài)下，推進式葉輪除了產(chǎn)生周向流動外，還產(chǎn)生大量軸向流動，是典型的軸向流葉輪。折葉渦輪式葉輪與直葉圓盤渦輪和彎曲葉渦輪式葉輪比，軸向流成分較多，多用于軸向流的場合。螺帶式和螺桿式葉輪使高粘度物料產(chǎn)生軸向流動，也屬軸向流動葉輪型式。軸向流葉輪攪拌器不存在分區(qū)循環(huán)，單位功率產(chǎn)生的流量大，剪切速率小且在漿液附近較大范圍內(nèi)分布均勻，具有較強大防脫流能力。在通常情況下，大量的攪拌設備用于低粘度物系的混合和固一液懸浮操作，要求葉輪能以低的能耗提供高的軸向循環(huán)流量。由于傳統(tǒng)的推進式葉輪葉片為復雜的立體曲面，雖能滿足要求，但制造卻很困難，亦不宜大型化。因此競發(fā)節(jié)能高效、造價低廉且易于大型化的第二代高效軸流攪拌器成為混合設備公司的目標。美國萊寧公司開發(fā)了A310和A315系列。國內(nèi)如北京化工大學和華東理工大學等也分別開發(fā)了CBY軸流漿和翼型漿；中國石油化工學院的沈慧平教授等人還研制開發(fā)了一種新型高效易于加工的軸流式攪拌葉輪。它是一種空間扭曲板材型槳葉，從葉片端部看，它由許多相似的供組成，與其所處半徑有關，且具有合理的葉片傾角、拱度及葉片寬度。新型攪拌混合設備近年來歐洲和Et本開發(fā)了很多種適用于高粘度和超高粘物系的臥式自清潔攪拌設備。瑞士臥式雙軸全相型攪拌機就是典型的一例另外，北京燕山石油化工有限公司設計院針對在大直徑、低轉速、介質較粘稠的場合，設計了一種復合式攪拌器，很好的解決了無法配備大功率的電機，存在制造、檢修以及安裝的困難等問題。設備設計智能化的實現(xiàn)。根據(jù)混合專家的經(jīng)驗和常識，將攪拌混合設備與自動控制技術相結合，在混合設備選型和設計中運用人工智能技術和基于知識的系統(tǒng)（KBS），即實現(xiàn)了混合設備選型和設計的智能化。攪拌設備設計專家系統(tǒng)采用總設計任務控制各階段設計分任務，分任務調度相應的設計知識和數(shù)據(jù)，實現(xiàn)混合設備的專家系統(tǒng)設計的組織方法。通過仔細分析、歸屬，用智能化設計系統(tǒng)原型階段性地實現(xiàn)混合設備的設計過程，可以把其表示為一系列的設計過程的鏈式序列。各階段相互獨立又相互連續(xù)，其中每一個設計階段都將設計結構傳遞給后續(xù)設計過程L6j。該系統(tǒng)從攪拌葉輪的選型、過程設計、機械設計和經(jīng)濟分析評價，到最終機械繪圖的全過程都給都給出了智能化的計算機輔助設計。它可應用于牛頓流體和非牛頓流體，液液體系、固液體系和氣液體系，并且可以處理容積超過上百立方米的應用體系。20世紀90年代以來，有關攪拌設備選型和設計的專家系統(tǒng)在國外已有少量報道。如1994年美國Chemineer公司報道了該公司有一個用于渦輪式攪拌器的設備均已用此軟件進行設計。芬蘭的Lappeenranta工業(yè)大學在1994年發(fā)表了有關混合設備初步的知識庫系統(tǒng)的論文。在國內(nèi)，浙江大學也正與大型石化企業(yè)合作開發(fā)攪拌槽式反應器的智能化輔助選型和設計軟件。 第2章 旋槳式攪拌機的組成和工作原理2.1 攪拌器的應用與組成攪拌器是過程裝備行業(yè)中典型的設備，大量應用于化工、橡膠、農(nóng)藥、染料、醫(yī)藥、食品等行業(yè)中。帶攪拌夾套反應釜由攪拌器和筒體組成。攪拌器包括動力裝置、傳動裝置，攪拌軸，軸封，槳葉、聯(lián)軸器、減速器;筒體包括筒體、夾套、支座、手孔、視空、工藝接管和保溫裝置和其他內(nèi)件等 圖2.1 攪拌機組成A.電機 B.減速器 C.支撐架 D.安裝貼板 E.軸封F.聯(lián)軸器G.攪拌軸H.葉輪2.2攪拌裝置的工作原理攪拌裝置由作為原動機的馬達（電動、風動或液壓），減速機與其輸出軸相連的攪拌軸，和安裝在攪拌軸上的葉輪組成。當容器內(nèi)有壓力時，攪拌軸穿過底板進入容器時應有一個密封裝置，常用填料密封或機械密封。通常馬達與密封均外購，研究重點是傳動軸和葉輪。葉輪的攪拌作用表現(xiàn)為“泵送”和“渦流”，即產(chǎn)生流體速度和流體剪切，前者導致全容器中的回流，介質異位，防止固體的沉淀并產(chǎn)生對換熱熱管束的沖刷；剪切是一種大回流中的微混合，可以打碎氣泡或不可溶的液滴，造成“均勻”。2.3螺旋槳式攪拌機特點(1)結構簡單、重量輕。(2)安裝方便、操作容易，使用面廣。(3)傳動部分密封性好，不會沾污泥漿。(4)攪拌效率高、有強烈的化漿作用。(5)槳葉的磨損快，要采取有效的措施以延長槳葉使用期。2.4傳動方案由于本次設計的要求是設計一種適合小型淀粉加工的攪拌機，工作環(huán)境一般用于室內(nèi)。還要充分考慮次類攪拌機應該利于搬動，重量不宜過大，攪拌時的噪音應該盡量減小到最小，我們用提高傳動裝置的效率的方式，從而來減少能耗，降低運行費用。所以應選用傳動效率較高的齒輪傳動進行傳動，以達到要求。在滿足功能的前提下應盡量簡化以降低費用。2.4.1蝸輪蝸桿傳動蝸輪蝸桿傳動是一種特殊的交錯軸斜齒輪傳動，交錯角為90；它具有螺旋傳動的某些特點，蝸桿相當于螺桿，蝸輪相當于螺母，蝸輪部分地包容蝸桿，蝸輪蝸桿傳動比大，結構緊湊傳動平穩(wěn)，無噪聲；具有自鎖性；傳動效率較低，磨損較嚴重蝸桿軸向力較大，致使軸承摩擦損失較大。由于蝸桿蝸輪傳動具有以上特點，故常用于兩軸交錯、傳動比較大、傳遞功率不太大或間歇工作的場合。2.4.2圓錐齒輪傳動圓錐齒輪傳動的特點具有斜齒漸進接觸的嚙合特點,且重合度較大,故傳動平穩(wěn),噪聲小,承載能力強;最少齒數(shù)可到5,因而可獲得較大的傳動比和較小的機構尺寸圖2.2 傳動方案2.5傳動裝置的合理布置許多傳遞裝置往往需要選用不同的傳動機構，以多級傳動方式組成，而傳動先后順序的變化將對整機的性能和結構尺寸產(chǎn)生重要影響，必須合理安排，本次設計先由一對圓錐齒輪改變傳動方向，即將橫向傳動改變?yōu)樨Q直傳動，然后一對圓柱齒輪進行傳動，并輸出于執(zhí)行元件2.6各級傳動比的合理分配在設計二級和二級以上的減速器時，合理地分配各級傳動比是很重要的，因為它將影響減速箱的輪廓尺寸和重量以及潤滑的條件。2.6.1傳動比分配的基本原則（1）各種傳動的傳動比，均有其合理應用的范圍，通常不應超過。（2）各級傳動的承載能力近于相等。（3）各級傳動中的大齒輪浸入油中的深度大致相近，從而使?jié)櫥顬榉奖?。?）分配傳動比時，應注意使各傳動件尺寸協(xié)調、結構勻稱，避免發(fā)生相互干涉。如設計二級齒輪減速傳動時，若傳動比分配不當，可能會導致中間軸大齒輪與低速軸發(fā)生干涉。（5）對于多級減速傳動，可按照“前小后大”（即由高速級向低速級逐漸增大）的原則分配傳動比，且相鄰兩級差值不要過大。這種分配方法可使各級中間軸獲得較高轉速和較小的轉矩，因此軸及軸上零件的尺寸和質量下降，結構較為緊湊。增速傳動也可按這一原則分配。 （6） 在多級齒輪減速傳動中，傳動比的分配將直接影響傳動的多項技術經(jīng)濟指標。例如：傳動的外廓尺寸和質量很大程度上取決于低速級大齒輪的尺寸，低速級傳動比小些，有利于減小外廓尺寸和質量。 閉式傳動中，齒輪多采用濺油潤滑，為避免各級大齒輪直徑相差懸殊時，因大直徑齒輪浸油深度過大導致攪油損失增加過多，常希望各級大齒輪直徑相近。故適當加大高速級傳動比，有利于減少各級大齒輪的直徑差。2.7 本章小結 本章講述了旋槳式攪拌機的工作原理和各部分組成以及攪拌機結構特點進行了重要的概述，同時也對各級傳動方案進行合理的選擇，傳動裝置的合理布置及其各級傳動比的合理分配。第3章 攪拌機的整體結構的設計3.1電機的選擇 根據(jù)本次設計的具體要求，要求輸入的功率在0.5KW1KW的范圍內(nèi)，所以初步選定電動機為0.75KW型號為Y801-2，其轉速在2825r/min。3.2傳動比分配 根據(jù)上面電動機的初步選擇，電動機的轉速在2825r/min，我們所需要的攪拌時間為1012分鐘，經(jīng)過查相關的資料可知道攪拌器的轉速一般在700r/min所以便可確定總的傳動比為 取圓柱齒輪的傳動比為1.5，知道總的傳動比為4.04根據(jù)公式 (3.1)所以圓錐齒輪的傳動比為 ，所以值符合圓錐齒輪傳動比的正常范圍，所以圓柱齒輪的傳動比設為。3.3 計算轉動裝置的運動和動力參數(shù)3.3.1 各軸的轉速電動機的動力輸出軸為0軸，第一個傳動軸為I軸，第二個傳動軸為II軸，輸出軸為III軸，所以各軸的轉速為 r/min 3.3.2 各軸的功電動機的輸出功率為=0.75KW，由于傳動時要有功率損失，也就考慮到傳動效率的問題 (3.2)式中為從電動機至輸出軸之間的各傳動機構和軸承效率，滾動軸承0.99；圓柱齒輪傳動0.97；彈性聯(lián)軸器0.99所以各軸的功率如下：3.3.3 各軸的轉矩 3.4圓錐齒輪計算3.4.1錐齒輪相關參數(shù)的選擇齒輪采用45號鋼，調質處理后齒面硬度180190HBS，齒輪精度等級為7級。取=25，i=2.7,則。取=68。3.4.2 按齒面接觸疲勞強度設計齒面接觸疲勞強度的設計表達式 (3.3)其中， 1， u=2.5 ，選擇材料的接觸疲勞極限應力為： 選擇材料的接觸疲勞極限應力為： 應力循環(huán)次數(shù)N由下式計算可得 = =則 接觸疲勞壽命系數(shù)，1.02彎曲疲勞壽命系數(shù)1，1接觸疲勞安全系數(shù)1，彎曲疲勞安全系數(shù)1.5，又2.0，試選1.3求許用接觸應力和許用彎曲應力 將有關值代入公式得： = =65.32 取標準模數(shù)m=2.753.4.3計算基本尺寸 mmmm節(jié)錐定距 節(jié)圓錐角（未變位時，與分度圓錐角相等） 均不能圓整大端齒頂圓的直徑小齒輪 mm大齒輪 mm齒寬 mm取29.88mm 表3.1 錐齒輪的幾何尺寸 名稱符號公式分度圓直徑dmmmm齒頂高mm齒根高mm齒頂圓直徑mm齒根圓直徑mm齒頂角齒根角分度圓錐角頂錐角根錐角錐距mm齒寬mm至此圓錐齒輪的設計于校核完畢3.4.4校核齒根彎曲疲勞強度復合齒形系數(shù) 4.1， 3.8取0.7校核兩齒輪的彎曲強度 = 所以齒輪完全達到要求3.5直齒圓柱齒輪計算3.5.1 圓柱齒輪相關參數(shù)的選擇選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)根據(jù)設定的傳動方案，采用軟齒面直齒輪傳動。(2)聯(lián)合收割機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度(3)材料選擇：20CrMnTi，滲碳淬火，查表的硬度為HRC58-62。(4)取小齒輪齒數(shù)Z1=20，則大齒輪齒數(shù)Z2=iZ1=1.519=30，取Z2=303.5.2 按齒面接觸疲勞強度設計設計計算公式： (3.4)3.5.3 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)試選載荷系數(shù) 1.4(2)計算小齒輪的轉矩 (3)由參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù)(4)由參考文獻2表10-6選取材料的彈性系數(shù)(5)由圖10-21e按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度，大齒輪的接觸疲勞強度極限 (6)由式： (3.5)計算應力循環(huán)次數(shù) (7)由參考文獻查得接觸疲勞壽命系數(shù) ；(8)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，取安全系數(shù)S=1。由式 得 (3.6)計算試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 計算模數(shù)m 取模數(shù)m=5 3.5.4 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)由參考文獻2圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 (2)由參考文獻2圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ； (3)計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1.3帶入式得 (3.7) (4)查取齒型系數(shù) 由參考文獻2表10-5查得 ，(5)查取應力校正系數(shù) 由參考文獻2表10-5可查得 ，(6)計算圓周力 (7)計算輪齒齒根彎曲應力由式 得 因此齒根彎曲強度足夠 表3.2圓柱齒輪的幾何尺寸 名稱符號公式分度圓直徑d齒頂高齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑- 3.6軸的設計與校核由于本次設計中涉及到的軸比較多，所以每根軸都有多個功率和轉矩。在此選擇受轉矩最大的一根軸進行設計校核，即選取最后輸出軸進行設計校核。3.6.1 輸出軸的功率P,轉速N和轉矩T P=0.68kwN=697r/min 3.6.2 求作用在齒輪上的力輸出軸齒輪的分度圓的直徑為d=206.5mm而 N N N 3.6.3 初步確定軸的最小直徑值 先按式 (3.8) 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45，滲碳處理。根據(jù)表15-3，取,于是由式（30）得取軸的最小直徑為11.39mm,由于本軸有2個鍵槽所以應改增大軸頸10%15%所以圓整后的軸的直徑為16mm3.6.4軸的結構設計 圖3.1 軸的截面圖 (1)為了安裝輸出軸上的大齒輪，軸段取直徑為25mm,長度18mm其中包括段2mm的退刀空間，其直徑為20mm同時起定位齒輪和左端軸承的作用。大齒輪與軸的軸向定位均采用普通平鍵，按段，參考文獻3查得平鍵bxh8x7(GB/T1144-87),鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為18mm同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇鏈輪輪轂與軸的配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為6mm。 (2)初選深溝球軸承。為了方便安裝，兩端選用不同型號的軸承。因軸承承擔的徑向力遠遠大于軸向力，參照工作要求，左端初選6205型號的軸承，其尺寸為dDB255215，故軸段的直徑為25mm軸承的右端采用軸套外部軸套定位；右端初選6205型號的軸承，其尺寸為dDB255215，故此段軸段的直徑為25mm軸承的右端采用軸用彈性檔圈A型，其尺寸為dSb=37.51.55mm(GB/T894.1-86-50),材料為65M。 (3)其他長度尺寸由其他部件的安裝尺寸決定的。 (4)參照參考文獻2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑R1。3.6.5求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于6205深溝球軸承，支點在球心處。由于此類型的軸有兩根不同長度，因此得分別校核。在這里選長半軸進行校核。作為簡支梁的軸的支承跨距L=108mm根據(jù)軸的計算簡圖，作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖及彎矩和扭矩圖(見圖3)可以看出截面B是軸的危險截面。先將計算出的截面B處的、及M值列于表1：表3.3 截面B處的受力分析載荷水平面H垂直面V支反力-836N-304N彎矩總彎矩扭矩3.6.6 按彎扭合成應力校核軸的強度因為在危險截面-上出現(xiàn)的最大彎矩和扭矩，所以只需要校核-截面上的強度即可。根據(jù)參考文獻2及上表中的數(shù)值，并取=0.6，軸的計算應力 前已選定軸的材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理，由機械設計手冊查得,因此，故安全。3.6.7 精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面-只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭矩強度較為寬裕地確定的，所以截面-均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和截面處的過盈配合。圖3.2 軸的載荷分布圖引起的應力集中最嚴重，但截面的軸經(jīng)雖然比較大，但載荷比截面大很多故需要校核；但從受載的情況來看，截面B上的應力最大，但應力集中不大。故只需要校核截面左右兩側即可。（2）截面的左側抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1523=14060.8mm3 抗扭截面系數(shù) W=0.2d=0.252=28121.6mm3 截面右側的彎矩M為截面上的扭矩 T=692110Nmm截面上的彎曲應 截面上的扭轉切 由參考文獻2相關圖表查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按參考文獻2查得經(jīng)插值后可查得 又由參考文獻2相關圖表查得軸的材料的敏性系數(shù)為， 故有效應力集中系數(shù)為 =1+0.95(1.83-1)=1.7885 =1+0.93(1.51-1)=1.4743 由參考文獻2相關圖表查得尺寸系數(shù) =0.72；由參考文獻2相關圖表查得扭轉尺寸系數(shù) =0.83軸按磨削加工，由參考文獻2相關圖表查得 表面質量系數(shù)為 0.87軸的表面滲碳淬火處理，取=1.3，則參考文獻2相關公式查得縫合系數(shù)值 又由參考文獻2查得合金鋼的特性系數(shù)=0.2，=0.1于是，計算安全系數(shù)Sca值，按參考文獻2相關公式則得 故可知其安全。（3）截面右側抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1453=9 113mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2453=18 226mm3截面左側的彎矩M為 Nmm截面上的扭矩 Nmm截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 過盈配合處的值，由參考文獻2圖表用插值法求出，并取，得=1.56 軸按磨削加工，由參考文獻2相關圖表查得表面質量系數(shù)為 0.87軸的表面滲碳淬火處理，取=1.3，則參考文獻2相關公式查得縫合系數(shù)值于是，計算安全系數(shù)Sca值，按參考文獻2相關公式則得故可知其安全。3.7滾動軸承的選擇與校核3.7.1軸承的選擇因軸承主故要承受徑向載荷無受軸向載荷，初步選取球深溝軸承。其主要性能和特點:主要承受徑向載荷,也可同時承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最小。在高轉速時，可用來承受純軸向載荷。工作中允許內(nèi)、外圈軸線偏斜量不大于，大量生產(chǎn)，價格最低。這里選輸出軸上的軸承校核（其它軸承的選擇和校核略）。為了方便安裝，兩端選用不同型號的軸承。因軸承承擔的徑向力遠遠大于軸向力，參照工作要求，左端初選6205型號的軸承，右端初選6205型號的軸承。驗算：軸軸承的使用壽命為：12小時/天180天/年10年=21600小時（1）對左端，已知，在理想狀況下無軸向力，故，所以X=1，Y=0。根據(jù)GB276-89，選6205型軸承，查的：C = 10.8KN，=6.95KN 。求當量載荷P:查參考文獻2表13-6得1.21.8，取1.8。 驗算6205軸承的壽命 所以6205型滿足要求。（2）對左端，已知，在理想狀況下無軸向力，故，所以X=1，Y=0。根據(jù)GB276-89，選6208型軸承，查的：C = 10.8KN，=6.95KN。求當量載荷P查參考文獻2表13-6得fp1.21.8，取1.8 。驗算6208軸承的壽命所以6208型滿足要求。軸承校核完畢。3.8本章小結本章講述了旋槳式攪拌機的結構設計，電動機的計算和選取，圓錐齒輪的設計、計算、校核，圓柱齒輪的計算和校核，軸的尺寸設計和軸的接觸疲勞強度計算及彎曲疲勞強度的計算，軸承的選取和相關參數(shù)的計算 第4章 其他部分的設計 攪拌器的功率分為啟動時所需功率和運轉時所需功率。啟動功率時指啟動時克服液體慣性阻力，又叫慣性功率；運轉功率時指正常運轉時槳葉克服液體摩擦阻力所必須作的功。4.1運轉功率的計算 攪拌器的運轉功率與進行攪拌的流體力學有關，設阻力為P，則 （4.1）式中阻力系數(shù) F槳葉在運動方向上的投影面積V槳葉運動圓周速度液體密度如圖4所示，設攪拌器的一片槳葉在運動方向上的投影可用和兩條曲線所圍成的面積表示，槳葉的微面積所手的阻力為 (4.2)記N為運轉功率，則微面積的運轉功率為： (4.3)假設液體是靜止的，則相對速度，所以 (4.4)式中：n為攪拌器的轉速，對公式（44）進行積分，得到一片槳葉的功率為 (4.5)式中：L/2為一片槳葉的長度。在攪拌的過程中一直伴有一個攪拌阻力系數(shù)即，不同類型的槳葉的值也不同，且是雷諾準數(shù)的函數(shù)，它們之間的關系為 (4.6)因此我們計算攪拌器一片槳葉的運轉功率為 (4.7)由于都是已知的根據(jù)表3常用攪拌器槳葉的A,m值 表4.1常用攪拌器槳葉的A,m值槳葉型及槳葉數(shù) Am垂直平槳雙槳式6.800.20傾斜平槳（45）雙槳式4.050.20垂直平槳四槳式8.500.20傾斜平槳四槳式5.500.20旋 漿 式 0.990.15根據(jù)本次設計的需要，內(nèi)容是設計旋漿式攪拌機，所以取A=0.99 m0.15對攪拌器而言，在計算攪拌器功率的時候還要乘上一個修正系數(shù)f，對于旋漿攪拌機而言其 所以攪拌器的功率應該為 4.2 影響淀粉液攪拌器功率的因素(1)槳葉數(shù)得影響，攪拌器的功率與常數(shù)A成正比，同類型槳葉，槳葉數(shù)越多，A值越大，槳葉數(shù)成倍增加，功率并不成倍增大，其原因在于第一槳葉攪動后的液體尚未復原時，第二葉又工作，說增加的槳葉不是在液體靜止狀態(tài)下運動的，其助理較前面槳葉小(2)轉速的影響將公式改寫為 (4.8)由于，故功率近似與轉速的三次方成正比為減少功率消耗，在不需高速攪拌加工過程中，應盡可能采用較低的轉速(3)槳葉長度的影響仍從公式分析可見，功率近似與成正比，在其它條件不變時，槳葉長度稍微增大，就會引起攪拌功率消耗的明顯增加，因此，設計攪拌器確定槳葉長度時要了別慎重(4)液體密度的影響，攪拌前并不是均勻的淀粉液，而是下部密度大，有時上部是清水槳葉自上而下進行攪拌工作時，靠摩擦作用逐漸翻起下部淀粉，液體的密度也逐漸增大，淀粉全部翻起后池內(nèi)成為均勻的淀粉液，計算攪拌器的功率時，應以均勻淀粉液的密度作為計算依據(jù)。了解到淀粉的影響因素對我的設計有很大的幫助。4.3升降部分的設計在對升降部分進行設計時考慮到很多的方案，但終究比較還是選擇齒輪齒條的升降機構比較合適，齒條有如下特點: (1) 齒條同側齒廓為平行線,它在與齒定線平行的任一直線上具有相同齒距, (2) 齒條直線齒廓上各點具有相同的壓力角,等于直線齒廓的齒形角,一般為標準值;當齒輪齒條標準安裝時,齒輪分度圓與齒條分度線重合,嚙合角等于齒形角;齒輪以角速度轉動, 帶動齒條以線速度直線移動，中心距增大后，齒條遠離齒輪軸心01移動X距離(下圖虛線所示),根據(jù)齒條直線齒廓的特點,嚙合線不會隨齒條位置改變而改變,故節(jié)點位置P也不變化,此時,齒輪的分度圓仍然與節(jié)圓重合，嚙合角仍然等于齒條的齒形角,即等于齒輪分度圓上的壓力角;而齒條位置的改變使齒條的中線與節(jié)線不再重合，齒側間隙j加大，頂隙增加。即：齒輪齒條正變位傳動時, ，；，所以用齒輪齒條傳動具有很大的優(yōu)勢。4.4攪拌桶的尺寸選擇 按照任務要求攪拌桶的容積要求在20L到30L之間，所以有此來確定攪拌桶的尺寸。攪拌桶的體積是由一個圓柱體組成。 由公式計算： 符合設計要求。4.5 本章小結本章講述了旋槳式攪拌機其他部分零件的設計和計算，包括攪拌頭的功率的計算和攪拌頭攪拌淀粉功率因素的影響，升降部分的設計和結構的組成，以及攪拌桶的結構的設計和攪拌桶的尺寸的計算。結 論本文主要是設計旋槳式攪拌機，旋槳式攪拌機由動力裝置、傳動裝置，攪拌軸，軸封，槳葉、聯(lián)軸器、減速器裝置組成。本設計的關鍵部分是減速器結構，因為減速器起到了減速和傳遞的作用，把電動機的轉速傳遞給槳葉來產(chǎn)生一定速度，使淀粉向下運動，在它們撞擊到攪拌池底面后，就向池壁方向流動，在碰到池壁后，又順著壁面向上返回，處在攪拌池上層的淀粉被槳葉吸入，接著又被槳葉往下推，形成一個容積循環(huán)的流動狀態(tài)。槳葉的旋轉還使淀粉產(chǎn)生回轉運動，淀粉有時還受到高速旋轉槳葉的剪切、撞擊作用，由于上述幾種原因，使攪拌池里的淀粉處于非常紊亂的運動狀態(tài)，于是使淀粉混合均勻。同時旋槳式攪拌機在生產(chǎn)過程中還要滿足以下特點：(1)結構簡單、重量輕。(2)安裝方便、操作容易，使用面廣。(3)傳動部分密封性好，不會沾污泥漿。(4)攪拌效率高、有強烈的化漿作用。(5)槳葉的磨損快，要采取有效的措施以延長槳葉使用期。以上這些特點都是在設計旋槳式攪拌機時所要考慮到的問題。參考文獻1崔建云.食品加工機械與設備M北京：中國輕工業(yè)出版社，2010：100-145.2中國農(nóng)業(yè)機械化科學研究院實用機械設計手冊M北京：機械工業(yè)出版社，2011.3馬秋生主編.機械設計基礎M.北京：機械工業(yè)出版社，2010.12.4孫策.機械原理與機械設計M.2版.北京：機械工業(yè)出版社，2011.5聞邦椿.機械設計手冊：第1卷M.5版.北京：機械工業(yè)出版社，2010.6吳宗澤.機械設計實用手冊：M.3版.北京：化工工業(yè)出版社，2010.7吳宗澤，高志.機械設計M.2版.北京：高等教育出版社，2010.8聞邦椿.機械設計手冊：第6卷M.5版.北京：機械工業(yè)出版社，2010.9CORDERSP.Thesignificanceoflearn erserrorJ.InternationalReviewofAppliedLing uistic，2010,5(4):161-170.10劉仲興. 攪拌機上料改進的設計與優(yōu)化J. 機械研究與應用, 2012,04:113-114.11張平亮. 新型食品攪拌機的原理、結構及其應用J. 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