和面机设计说明书

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1、真空和面机设计题 目真空和面机设计设计者：学 院：专业班级：指导教师：2012 年 07 月日目录目录2第 一 章 绪论4和面机概述4和面机设计选择6第 二 章 运 动 参 数 、 动 力 参 数 的 设计7传动系统中传动链的设计及各传动比的分配设计72.1.1 搅 拌 浆 转速72.1.2 电 动 机 的 主 要 技 术 参 数 选 择7计算各轴的转 速8计算各轴的功 率8计算各轴的转 矩9第 三 章 结 构 设 计9皮带传动设 计93.1.1 计 算 功 率Pc93.1.2V 带 选 型93.1.3 带 轮 设计93.1.4H+h带3.1.5 求 V 带 基 准 长 度 L 和 中 心10

2、d 距103.1.6 小 包 角 的 计算103.1.7 求 带 根 数Z113.1.8计算作用在带轮轴上的113.1.9 带 轮 结计11蜗轮蜗杆传动结构设123.2.1 选 择 材料123.2.3 计 算 蜗 轮 转 矩T 1223.2.4 确 定 使 用 系 数K 12A3.2.5 计 算 转 速 系数133.2.6 确定弹性系数133.2.7 计算寿命系数133.2.8 确 定 接 触 系 数3.2.9 确 定 接 触 疲 劳 极 限 和 接 触 疲 劳 最 小 安 全 系数133.2.10 计算中心距a133.2.12 蜗 杆 的 各 轴 段 的 直 径 和 长 度 确 定153.2

3、.13 圆 柱 蜗 杆 传 动 的 精 度 设 计16蜗轮轴的尺寸的确 定16主轴的结构尺寸计 算163.4.1 主 轴 和 轴 类 零 件 的 材 料 选 择 及 尺 寸 确 定16主要传动轴受力分析，画出其弯矩图，并且进行相关的校核计算173.5.1蜗杆轴受力分析及校核计173.5.2 蜗 轮 轴 受 力分析及校核计193.5.4 蜗 轮 齿 根 弯 曲 疲 劳 强 度 的 校核213.5.5 蜗杆刚度的校核223.5.6 相关的其他计算23主要传动轴承受力分析，强度及轴的寿命演 算233.6.1 轴 承 受 力 分 析 及 寿 命 计算23真空装置的结构设计和计算浆叶容器及机体的总体结构

4、设计26第 四 章 总 结第 四 章 参 考 文献第一章 绪论和面机概述和面机在食品加工中用来调制粘度极高的浆体或塑性固体，主要是揉制 各种不同性质的面团，包括酥性面团、韧性面团、水面团等。（一） 和面机调制基本过程和面机调制面团的基本过程由搅拌桨的运动来决定。水、面粉及其他辅 料倒入搅拌容器内，开动电动机使搅拌桨转动，面粉颗粒在桨的搅动下均匀 地与水结合，首先形成胶体状态的不规则小团粒，进而小团粒相互粘合，逐 渐形成一些零散的大团块。随着桨叶的不断推动，团块扩展揉捏成整体面团 由于搅拌桨对面团连续进行的剪切、折叠、压延、拉伸及揉合等一系列作用 结果调制出表面光滑，具有一定弹性、韧性及延伸性的

5、理想面团。若再继续 搅拌，面团便会塑性增强，弹性降低，成为粘稠物料。二） 和面机分类和面机有卧式与立式两种结构，也可分为单轴、多轴或间歇式、连续式。1卧式和面机卧式和面机的搅拌容器轴线与搅拌器回转轴线都处于水平位置；其结构 简单，造价低廉，卸料、清洗、维修方便，可与其他设备完成连续生产，但 占地面积较大。这类机器生产能力（一次调粉容量）范围大，通常在25400kg/ 次左右。它是国内大量生产合各食品厂应用最广泛的一种和面设备。2立式和面机立式和面机的搅拌容器轴线沿垂直方向布置，搅拌器垂直或倾斜安装。 结构型式与立式打蛋机相似，只是传动装置较简单。有些设备搅拌容器作回 转运动，并设置了翻转或移动

6、卸料装置。立式和面机结构简单，制造成本不高。但占空间较大，卸料、清洗不如 卧式和面机方便。直立轴封如长期工作会使润滑剂泄漏，造成食品污染。（三） 和面机主要零部件和面机主要有搅拌器、搅拌容器、传动装置、机架、容器翻转机构等。1搅拌器也称搅拌桨，式和面机最重要的部件。按搅拌轴数目分，有单 轴式和双轴式两种。卧式的与立式的也有所不同。单轴式和面机结构简单、紧凑、操作维修方便，是我国面食加工中普遍 使用的机型。这种和面机只有一个搅拌桨，每次和面机搅拌时间长，生产效率低。由于它对面团拉伸作用较小，如果投料少或操作不当，则容易出现抱 轴现象，使操作发生困难。因此单轴式和面机适用于揉制酥性面团，不宜调 制

7、韧性面团。双轴式和面机具有卧式和面机的优点。它有两组相对反向旋转的搅拌桨 且两个搅拌桨相互独立，转速也可不同，相当于两台单轴式和面机共同工作 运转时，两桨时而相互靠近，时而又加大距离，可加速均匀搅拌。双轴和面 机对面团的压捏程度较彻底，拉伸作用强，适合揉制韧性面团。缺点是造价 高于卧式和面机，起面较困难，需附加相应装置，如果手工起面则劳动强度 大。和面机搅拌器的结构形状有多种类型，对应于不同调制物料特性机工艺 要求。(1) 1形、Z形搅拌桨 这两种搅拌器的桨叶母线与其轴线呈一定角度 为的是增加物料的轴向和径向流动，促进混合，适宜高粘度物料调制。工形 应用广泛，有很好的调制作用，卸料和清洗都很方

8、便。Z形搅拌桨调和能力 比工形叶片低，但可产生高的压缩剪力，多用在细颗粒与粘滞物料的搅拌中。(2) 桨叶搅拌器 这种搅拌器结构由几个直桨叶或扭曲直桨叶与搅拌轴 组成。和面过程中，桨叶搅拌对物料的剪切作用和强，拉伸作用弱，对面筋 的形成具有一定破坏作用。搅拌轴装在容器中心，近轴处物料运动速度低， 若投粉量少或操作不当，易造成抱轴及搅拌不均的现象。桨叶式搅拌器结构 简单，成本低，适用与揉制酥性面团。（3）滚笼式搅拌器 它对面团有举、打、折、揉、压、拉、等多种连续 操作，有助于面团的捏合。如果搅拌器结构参数选择合理，还可利用搅拌的 反转，将捏合好的面团自动抛出容器，这样就省去了一套容器翻转机构，降

9、低了设备成本。滚笼式搅拌器对面团作用力柔和，面团形成慢，对面筋机械 作用弱，有利于面筋网络的生成。结其构简单，制造方便，适用于调和水面 团、韧性面团等经过发酵或不发酵的面团。（4）其他类型卧式搅拌器 在卧式和面机中，也使用着一些不同于上述 形状的搅拌器。如花环式、扭叶式、椭圆式、V字形。（5）立式和面机的搅拌器 立式和面机的搅拌器有桨叶式、扭环式、象 鼻式等。桨叶式搅拌器与卧式和面机桨叶式结构相似，其轴线与地面垂直。扭环式搅拌器桨叶从根部至顶端逐渐扭曲 90，有利于促进面筋网络的 生成适用于调制韧性面团与水面团雷面食。象鼻式搅拌器通过一套四杆机构模拟人手调粉时的动作来调制面团，有 利于面筋的揉

10、制，适于调制发酵面团。另外搅拌容器可以从机架上推出，作 为发酵使用，既减少了生产设备，又简化了搬运面团的操作。一次调粉可达 300kg 以上。但这种结构复杂，搅拌器动作慢。（6）双轴和面机的搅拌器 双轴式和面机有两组相对反向旋转的搅拌桨。按其相对位置分为切分式和重叠式。2搅拌容器卧式和面机的搅拌容器（也称搅拌槽）的典型结构见图1 多由不锈钢焊接而成和面操作时，面团质量的好坏与温度有着很大的关系，而不同性质的面 团又对温度有不同的要求。高功效和面机常用带夹套的换热式搅拌容器。为 降低成本，使用普通单层容器，可降低物料调和前的温度来达到加工工艺的 要求。为防止工作时物料或润滑油从轴承处泄漏污染食品

11、，容器与搅拌轴之 间的密封要好。转速低、工作载荷变化大，轴封处间间隙变化频繁，因此密 封装置应选用 J 型无滑架橡胶密封圈等大变形弹性元件。新型卧式和面机采 用空气端面密封装置，密封效果很好。搅拌容器的翻转机构分为机动和手动两种。机动翻转容器机构由电动机 减速器及容器翻转齿轮组成。这种机构操作方便，降低人工劳动强度，但结 构复杂，整个设备成本高，适宜在大型或高效和面机上使用。手动翻转容器 机构适用于小型和面机或简易型和面机。立式和面机的搅拌容器有可移式和 固定式两种。3机架小型和面机转速低，工作阻力大，产生的振动及噪声都较小，因此不用固 定的基础。机架结构有的采用整体铸造，有的采用型材焊接框架

12、结构，还有 底座铸造而上部用型材焊接的。4传动装置和面机的传动装置由电动机、减速器及联轴器等组成，也有的用皮带传动。和面机工作转速低，多为2550r/min,故要求大减速比，常用蜗轮蜗杆减速 器或行星减速器。目前国内面食生产企业在和面工序中大多采用单板式和面机。单板式和 面机包括主轴传动装置、面箱翻转装置、面箱、真空抽管、密封垫，且单板 式浆叶的叶顶为弧型，主轴以一定角度穿过单板式桨叶的中心。此结构虽可 和出整体面团，且致密性和弹性也可满足要求，但此结构在和面时，单板式 桨叶在半周内轴向只一个方向受力，下半周则受相反方向的力。而面团和成 时，阻力大，运转时振动剧烈，寿命短。现在市场上比较高档的

13、是真空和面机，可根据工艺要求设定和面时间、 真空度。缸体具有密封性能好，面粉无跑冒现象。真空和面机是在真空状态 下模拟手工和面的原理，使面筋网络快速形成，和面配水量在常规工艺基础 上可适量增加约 20%。 快速拌合，使小麦蛋白质在最短的时间内吸收水份， 比常规状态下和制的面团熟化程度提高 2 倍以上，且不损伤已形成的蛋白质 面筋网络结构。 使得蛋白组织结构均衡，使面的筋性、咬劲、拉力都远远优 于其他形式和面机的和面效果。加工出来的面品，面团均匀、弹性好、面制 品滑爽、可口、有咬劲、面筋力高、透明度高。V字形板式桨叶在面箱中绕 主轴的轴线作回转运动，由于桨叶向两边推动面团，所以可以解决受力不均

14、现象，使机器运转平稳。这样可保证固定于主轴上的桨叶在转动时运转轨迹 为一圆柱体。同时又抵消了推动面团而产生的轴向力。能够使机器在运转时 更加稳定，提高整机使用寿命。真空系统采用水环式真空泵，安全卫生，还 有真空表、真空电磁阀及管路。操作面板由中英文对照按钮和PLC电脑显示 屏组成，操作方便。和面机设计选择我们组设计的和面机生产能力为：调和面粉重量25kg/次。机型：卧式和面机搅拌型式采用桨叶式，转速在4050rpm范围内，制作酥性面团。因为食品卫生要求，容器采用不锈钢材料。由于和面机的主轴回转速低，需要较大的减速比，故本次设计中采用带轮及蜗轮蜗杆减速传动。上面是机构简图，电动机1通过三角带2带

15、动蜗轮蜗杆5使 3 搅拌桨转动，4是容器。第二章 运动参数、动力参数的设计序号设计内容计算过程结果2.1.1传动系 统中传 动链的 设计及 各传动 比的分 配设计n 浆=47r/min浆=47r/min最大转矩n=“电=1430r/minn电n2 =，带=1430/953 r/minn2n3 =蜗杆=953/2047 r/m in查机械零件设计手册，效率取电机=,“ V带=, 单头蜗杆耳蜗杆=,滚动轴承耳球轴承=,弹性联轴器 n =联轴器电机的额定功率p电机=电机的输出的有效功率p 一 p xn= 2.2 x 0.85 = 1.87kwi 电机电机第二根轴功率p 一 p xn xn= 1.87

16、 x 0.96 x 0.99 = 1.795kw2 1 V带球轴承第三根轴功率p3 一 p xn xnn2蜗杆球轴承联轴器p 一电机pi 二 1.87kwp2 二 1.795kwp = 1.4kwT 二二 12488.51N mm额定转矩重量外形尺 寸中心高安装尺寸轴伸尺 寸计算各轴的转速计算各轴的功 率计算各轴的转矩= 1.795 x 0.8 x 0.99 x 0.99 二 1.4kw电动机的输出转矩T 二 9.55 x 106 x 么1 n电=9.55 x 106 x 1.87/1430 = 12488.5N mm第二根轴转矩T 二Ti 耳耳2 1带V带球轴承二 12488.5 x 1.5

17、 x 0.96 x 0.99 二 17983.4N mm第三根轴转矩T二T - i耳耳耳3 2 蜗杆蜗杆球轴承联轴器二 17983.4 x 20 x 0.8 x 0.99 x 0.99 二 316583N mmT 二二 17983.42N mmT 二二3165833N mm第三章 结构设计序号设计内容计算过程结果3.1.13.1.23.1.3皮带传动 设计计算功率PcV带选型带轮设计每天工作小时为10 16h,载荷变动很小，查表得 K 1.1 士故 P K x P = 1.1 x 2.2 = 2.42kw得A，故c = A电机根据P 叮1430r/min，选A型。大，小带轮基准直径d, d2由

18、表得 d1min 75mm，现取 d1 80mm ,nd + -d (1J -1430/953x80(1-0.02) - 117.64mm2 n12取 d - 118mm验算带速V“ 兀-d - n3.14 x 80x1430 -/V 11- 5.99m / s60X100060X1000P - 2.42kwc选A型d - 80mm1d - 118mm2a0 - 300mm3.1.验算带速带速在525m/s范围内，合适。4V初步选取中心距L0=912.221mma = 1.5(d + d )二 1.5(80 +117)二 297mm 0 1 2a = 344mm3.1.求V带基取 a0 = 3

19、00mm，符合 07(d1 + d2) a0 120。，合适。 3443.1.73.1.83.1.求带根数Z计算作用在带轮轴上的压力FQn = 1430r/min , d = 80mm，杳表得：P = 0.80kwi =d2二 1.5 ，查表得 AP)二 0128kw 由d (1-s)i一 1二幻3。，查表得K广098，查表得y二089。Z 二p(P +AP) K K00d L=2.42= 2.9898取 3 根。(0.80 + 0.128) x 0.98 x 0.98厂 500P 2.5“F 二l (-1) + qV20 ZV Ka500 x 2.42 ( 2.55 99 -x (一 1)

20、+ 0.1x 5.9923 x 5.990.98-108.025N作用在轴上的压力F - 2Z - F x sin 仝-647.161NQ02-2 x 3 x 108.025 x sin173.672-647.161N小带轮几何尺寸计算：F -Q647.161ND=28mmL - 56mmB - 48mmd - 86mme1D - 38mmL - 76mmB - - 50mm d e 2224mm9由Y100L1-4型电动机可知：由身直径D=28mm,带轮结构长度L二56mm设计L = （1.5 2）D = （1.5 2） x 28 = （42 56）mm ,取 56mm ,由表杳得.h =

21、2.75 mm 件 =8.7 mmZ = 21Z = 147 MP 2f = 9mm9 = 34。Ea 、min，0B = （Z 一 1）e + 2 f = 48mmTd = d + 2h = 86 mme11a2=316583N - m大带轮几何尺寸计算：D = 38mmL = （1.52）D = （1.5 2）x38 = （57 76）mm取 76mm ,由表杳得：h . = 275mm蜗轮蜗杆h . = 8.7mm , e = 15mm , f = 9mm , 9 = 34。3.2.传动结构B = （Z 一1）e + 2f = 50mm , d = d + 2h = 224mm。e 22

22、a1设计3.2.2选择材料蜗杆采用45钢，表面硬度45HRC以上。蜗轮 材料采用zC S” 10Pl，砂型铸造。选择蜗杆头数z 1并选Vs二23 / s，查表取大值，当量摩擦系数卩r二045，当量摩擦角P v二25估计传动3.2.效率初选d/a值二，r = 13o ( Z = 2)， “ 广 0.88a 125mm3PT = Tiq = 9.55 x 106 iq2 i in i2计算蜗轮1 7959.55 x106 R x 20x 0.88953转矩T2316583N - mmZ 4023.2.m m 5m4确定使用查表知使用系数Ka= 1-1n19531Z (-2 +1)- 8 (+1)

23、- 8 0.785x1x 23.2.系数KAn820 x 85Aq 10计算转速系数3.2.63.2.73.2.83.2.93.2.10查表知弹性系数ZE= 147 MPa =3：l.lx316583X（ 147X2.85 x丄丄）2 xl 0.785 x 1.13 2.65725000Z - 1h确定弹性系数接触系数由图查得Zp = 285计算寿命系数接触疲劳极限查表得hlim = 265接触疲劳最小安全系数S二L2H min确定接触系数ZP确定接触KT （ZZSn!K T （E P H min -A 2 Z Zbr!（n一r）!n h Him疲劳极限二 116.79mm取 a 二 125

24、mm和接触疲劳最小安全系数传动比i蜗杆3.2.11计算中心距a确定各类 参数齿数比u二Z2二201蜗轮齿数Z二402齿形角a二20。x1模数 m = m = 5mmx1x 2变位系数X = -0.5 法向模数m = m xcosynx=5 x cosll.31=4.9蜗杆直径系数q = d =厶=2= 10m tan y tanll.31。蜗杆轴向齿距P二兀m = 5兀二15.7xlx1蜗杆导程P = P Z =K ZmZ1xl 11=15 = 31.4mm蜗杆导程角 y = arctan( mZ1) = 11.31。1d1蜗杆节圆柱导程角y = arctan(仝)=12.51q + 2 x齿

25、顶咼系数ha * = 1顶隙系数C* = 0.2蜗杆分度圆直径d广m = 50 mm蜗杆节圆直径d;=m( q+2 x)二45 mm 蜗杆顶圆直径da广d1 + 2mha1*二60mm 蜗杆齿根圆直径df = J-2(佇+ C *)m = 38mm 蜗杆齿顶高匸叫；二5mm 蜗杆齿根高-=m(ha1* + C *)= 6mm 蜗杆全齿高叫=m(2竹* + C*)二11mm 蜗杆齿宽 b = (12.5 + 0.1Z2)m 二 103mm 蜗杆模数m 6时增加20 mm 蜗轮分度圆直径d2二mZ2二200mm 蜗轮节圆直径d2二d2二200mm蜗轮喉圆直径d = m(Z + 2h * + 2x)

26、 = 205mma 22a 2蜗轮根圆直径3.2.123.2.13蜗杆的各 轴段的直 径和长度 确定圆柱蜗杆 传动的精 度设计d = d 一 2(h * + C*)m + 2mx = 183mmf 22a 2蜗轮齿顶圆直径de2 = d 2 + (1 1.5)m = 212mm 蜗轮喉圆半径rg2 = 0-5da! + C = 20蜗轮齿宽b沁0.7dai = 42mm 蜗轮齿宽角 0 = 2sin -1b = 114.3。d1顶隙 C = 0.2m = 1mm蜗轮齿顶高h2 = m(化2* - x) = mm蜗轮齿根高 hf 2 = m(C *+h 2* + x) = 35mm蜗轮中径 h

27、= d + mx = 197.5mm蜗轮轴向齿厚匚=。.弘mx 7-9mm蜗轮法向齿厚Sn1 = S cos” = 0.5兀mCOS = 77mm蜗杆轮齿法向测量齿冋了7c/cS-sin2yh = h * + 0.5S tan(0.5sm-1)an1amn1d1=1.02mm3.4.1蜗轮轴的尺寸的确定主轴的结构尺寸计详细尺寸见零件图确定精度等级：对于低速，中载的通常先根据其圆周速度确定 第II公差组的精度等级。V = i-3 = 0.49m / s21000 X 60V = 2 = 2.49m / s11000 X 60参照表选定蜗轮第II公差数组为9。蜗杆第II公差组为7。第1公差组比第I

28、I公差 组低一级，选蜗轮第丨公差组为10,蜗杆第1公差组为8.对齿的接触精度有一定的要求，通过与第I 公差组同级，蜗轮第II公差组为9,蜗杆第III 公差组为9,蜗杆第III公差为7.故该蜗轮精度 为 10-9-9b GB/T 10089-1988，蜗杆精度为 8-7-7d GB/T 10089-1988。检验项目选择：主轴和轴蜗杆、蜗轮及其传动的公差组合检验项目：类零件的蜗杆轴的向齿距极限偏差心二0.014px材料选择蜗杆轴的向齿距累积偏差心二0.024pxl及尺寸确定蜗杆齿槽径向跳动公差纣二0.017r蜗杆齿形公差f二0.0223.5.1蜗轮齿距极限偏差纣二0.040蜗轮齿形公差纣二0.0

29、36据蜗轮孔直径d二45mm，由检验公式确定轴颈，主要传动d = d + (2 4)c，具体尺寸见零件图。轴受力分 析，画出 其弯矩 图，并且 进行相关主轴选用45钢，具体尺寸见零件图。的校核计轴承型号的选择：左端轴承选用6008型身沟球轴承，右端轴承3.5.2蜗杆轴受 力分析及 校核计算均选用6009型深沟球轴承。轴承的润滑：轴承的润滑采用脂润滑密封件的选择：轴承的密封采用接触式的毡圈密封。选用毡圈40 JB/ZQ 4606-1997.主要尺寸如下：b = 7mm，b=12mm,B=12mm, 二 15mmi联轴器的选择：由于蜗轮轴转矩T二316.83N.M ,故选择金属弹3簧元件挠性联轴器

30、，型号为JM16。蜗杆轴的弯矩图:二p-pU 干0妥J4： IIJstiajwoes I kttTTTT ”富-mTHTrnTITn iniTrrbT(d)水平面弯虫E N.mri)止T5S75 ni；&4，M 1535垂直面豎力CN)只号車1I 5E3?7：=:復五号W N.ee)B5FJT!:k I注直匝丘(K. I-,：厂2T=F tan a = tan a a1d22x316583=tan 20。= 1152.3 N200F - 72.5 F - 225.5=r1345=吨 住 一 11523 3 2255 = 617.2 N蜗轮轴受 力分析及 校核计算345=F + F RQr1VB

31、=647.2N + 1152.3N 617.2 N = 1182.3N=F + F RQr1VB=647.2N + 1152.3N 617.2 N = 1182.3NRHB2T2 X17983.4=2 = 719 Nd1F (72.5 +153)719 x 225.5=f= 470N345345二 F - R = 719 - 470 二 249N t1HB蜗轮轴疲 劳强度的 校核M = R - 72.5 二 85717 N - mmVCVAM = 85717 + 535.1 x 153 = 16758 N - mmVFM 二 R 72.5 二 18052.5 N mmHEHAM 二 R 225

32、.5 二 56150N mmHFHA合成弯矩：M =Jm 2 + M 2E说VEHE=J857172 +180532 = 87598N mmM = Jm 2 + M 2F*VFHF=4167582 + 561502 = 58597N mm蜗轮轴弯矩图蜗轮齿根弯曲疲劳 强度的校 核抗弯截面模量可查新编机械设计手册P 表 1531761兀 d3bt（d 一 t）2Z 322d兀 x 45314 x5.5 x （45 -5.5）2322 x 458942 一 1334 7607mm3抗扭截面模量：p表1531761兀 d3bt（d 一 t）2Z P 162d兀 x 45314 x 5.5 x （45

33、 一5.5）3162 x 4516557mm3弯曲应力幅：M65069b 合 8.5MPaa Z7611弯曲平均应力：b 0 MPma扭转应力幅：3.5.53.5.6蜗杆刚度T316583t = 9.6 MPa 2Z2 X16557ap扭转平均应力：t 二 9.6 MPma因为所选轴的相关数据为：轴45钢正火，HBS 200Q 二 600MPa,bQ 二 240Pa,T 二 140MPa-i-i故而，可查表1534得到键槽引起的应力集 中系数：K 二 1.76, K 二 1.54at查表15 40表面质量系数0 = 0.95查表15 38绝对尺寸影响系数：8 = 0.84, e = 0.78b

34、c扭剪强度极限t 二 0.6,a 二 0.6 x 600 二 360MPbba3.6.1的校核相关的其他计算主要传动寿命系数：K二1 (无限寿命)MSK aS =N1a Ka a“c +i a K8 PamNab2401.768 5 240 ox 8.5 +x 00.84 x 0.95600二 12.8SK tS = N1tKt tc +t T K8 P TmNTb1401.5496 140 6x 9.6 +x 60.78 x 0.95360= 9.45S=尸 StJs 2 + S 2_12.8 x 9.45J12.82 + 9.452= 7.56查表 1530 可取:s = 1.4 S =

35、7.56蜗杆圆周速度：V = n d n /(60 x 1000)1 1 2=n x 50 x 953/ 6000=2.49m / s相对滑动速度：轴承受力 分析，强 度及轴的 寿命演算轴承受力 分析及寿 命计算V 2.49V = = 2.54m / ss COS Y cosll.31。当量摩擦系数，由表查得：卩=0.03 p = 1.67 vv许用接触应力：bb二 ZZ -Hn h SH lim=0.785 xl.13 x 1.2=195.89MPa最大接触应力:a 3b = Z ZHE PK T二 147x2.85x. X3165831253二 176.9 195.89MPa齿根弯曲疲劳极

36、限，由表查得b二 115 MPF mina弯曲疲劳最小安全系数取:S 二 1.4F min许用弯曲疲劳应力：Q 二一F4im 二 二 82MP F S1.4aF lim齿轮最大弯曲应力：2 K TC 二 A-F mb d2 22 xl.lx 3165835 x 40 x 200二 17.41 82 MP合格。a轴惯性矩I =nd 4/64 = n x504 /64 = 306795.9mm4i蜗杆挠度：b = F l Jtan2 d + tan2(r + P) / 48EI12 卞tv2 x 316583 Ztan2 20 + tan2(11.31o +1.67)03x 2003200 耳 4

37、8 x 206 x103 x 3067959=0.0048蜗杆的许用挠度：Y=d1/1000=b Y,故而蜗杆的刚度符合要求，合格。浆叶容器 及机体的 总体结构 设计蜗杆传动的总效率：耳二耳耳耳二0.81 2 3散热面积估算：A = 9 x 10 - 5 ai-88 = 0.788m 2工作温度：t _ 1000P (1-n) t1a A0w_ 1000 x 1.795 x (1-085) | 池。15 x 0.788+_ 42.72。合格。润滑油黏度根据：V _ 2.54m / ss5由表选取：V _ 420mm2 / s40C。由于蜗杆上受到蜗轮施加的轴向力F故轴承al受到轴向力 F 二

38、3166 N , 其受到支架的力为径a向力：F = .:R2 + R2=11822 + 2492 = 1208N。rVAHA转速 n = 953r / min查新编机械设计手册P :514选 6406 型轴承，C = 47500NC = 24500N, n lim = 10000r /min （脂润滑）0因其工作温度t 0.31，及X-0.56,Y -1.46。R 1208查表 149,取K -1.1P可得：P - K (XR + YA)P-1.1X (0.56 X1208 +1.46 x 3166)-5829N计算轴承寿命：7106 川、10647500, 厂一 7L -( ) -X ()3

39、 - 9464h10h 60n P60 x 9535829因为另一端轴承所承受的径向力小于此轴上的径向力，故其上的轴承寿命理应为大一些轴承，故不另计算。蜗轮轴端轴承：轴承承受轴向力为：F - F - 3166Na12轴承承受径向力为：F =J R 2 + R 2=J96O2 + 5992 = 1132N厂VCHC转速 n = 47r / min查新编机械设计手册p表1010，选取5146308型轴承。C = 40800N, C = 24000N, n lim = 8500r / min (月旨润 0滑)其工作温度t e 0.31R 1132得 X 0.56, Y 1.46查表149 ( p )

40、因和面机载荷性质为平稳，256且有轻微冲击，故取K 1.1p可得P 二 Kp(XR + YA)=l.lx (0.56 x 1132 +1.46 x 3166)二5782N计算轴承寿命：r106 C106 40800, “yc“L =()=()3 = 124594h10h 60n P60 x 47 5782容器的结构设计容器的宽度B=2(r+5)=442mm容器的高度H 二 h + 2 R=611mm容器的长度就L = (22.5)R=572mm详细尺寸见零件图。容器与输出口的结构设计输出口采用轴承端盖和垫片联结。轴承端盖结构：第四章 总结第五章 参考文献1 . 吴宗泽主编.机械零件设计手册.北

41、京.机械工业出版社.20032 . 成大先主编.机械设计手册.第四版第五卷.化学工业出版社.20043 . 程凌敏主编.面汤食品厂工艺设计.农业出版社.19864 . 无锡轻工业学院，天津轻工业学院编.食品工厂机械与设备.轻工业出版 社.19795 . 杨可桢，程光蕴，李仲生主编.机械设计基础.高等教育出版社.20056 . 李基洪主编.食品机械原理与使用.广东科技出版社.19877 . 张黎骅，郑严主编.新编机械设计手册.北京.人民邮电出版社.20088 . 联合编写组编.机械设计手册.第二版.北京.化学工业出版社.19829 . 化工设备设计全书编辑委员会 .搅拌设备设计 .上海科学技术出版 社.198310 . 聂毓琴，孟广伟主编.材料力学.机械工业出版社.2004