微型电动食品搅拌机的设计Word格式文档下载.docx
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而且可以搅拌奶油、果酱、蛋糕液等具有一点粘稠度的液体而且可以用来制做面团。
我选择的这个课题是比较综合性的，加上自己专业的经验不足，所以如果想设计一个合理的产品，我必须要熟悉的掌握机械理论力学、机械原理、机械优化设计、机械设计、行星齿轮传动设计、机械制造基础、等方面的理论知识。
这也是对我大学四年所学专业知识的一个综合应用。
通过做此课题，我将能了解这本科四年来我对专业知识掌握的程度，同时也是一个系统的复习。
这将给我以后走向社会起到一个很好的开头作用。
第二章结构及工作原理
2.1、电动食品搅拌机结构方案分析并确定
2.1.1方案一食品搅拌机原理图
图1-1
方案一的食品搅拌机是一款手提式的搅拌机，利用调速电机带动减速器，再带动搅拌器搅拌物体。
这个方案的搅拌机虽然结构简单，操作方便，但是它搅拌出来的食品不均匀。
另一方面，它是手持的，具有一定的危险性。
所以这个方案的食品搅拌机只能用来粗略搅拌食品。
2.1.2方案二食品搅拌机原理图
图2-2
方案二设计的食品搅拌机它是通过调速电机带动锥齿轮，锥齿轮带动轴转动，间接带动搅拌器搅拌，达到搅拌食品的效果。
此方案相对于方案一不同在于它具有一个完整的机架，不需要手持，排除了手持的危险性而且具有一定的平稳性。
但是它的缺点是不能够充分的搅拌食品。
2.1.3方案三食品搅拌机原理图
图3-3
方案三的食品搅拌机是通过调速电机带动锥齿轮，锥齿轮带动传动轴，传动轴带动拨动座，拨动座带动搅拌轴，搅拌轴带动搅拌器。
通过这一系列的传递来充分搅拌食品。
这个方案相对于方案二来说是多了一个行星齿轮的设计，使搅拌器不仅能自转，而且还能绕着传动轴公转。
这样的搅拌方法使得食品能够得到充分的搅拌。
具有良好的搅拌能力和平稳性。
经过对三个方案进行比较，最后选用方案三进行设计。
2.2食品搅拌机的结构图和工作原理
2.2.1食品搅拌机的结构图
图2-4
设计的微型电动食品搅拌机主要是由以下部分构成的：
底座；
支架；
调速电机；
转动心轴；
中心轴；
拨动座；
行星齿轮；
搅拌器；
搅拌桶。
2.2.2食品搅拌机的工作原理
此搅拌机的工作原理是采用行星齿轮的设计原理，首先利用锥齿轮将电动机的速度降低，并且改变传动方向，由原来的水平方向改为竖直方向，锥齿轮带动中心轮，中心轮带动拨动座，拨动座上装有搅拌轴，搅拌轴上的行星齿跟内齿圈配合，内齿圈固定在机架上，是固定不动的，所以拨动座在随着中心轴转动时，搅拌轴也跟着转盘绕中心轴公转，又因为行星齿跟内齿圈啮合，使得搅拌轴绕自身轴线旋转，形成自转。
这样搅拌器在工作过程中即绕着中心轴公转又绕着搅拌轴自转。
这个合成运动实现行星运动，从而满足调和高粘度物料的运动要求。
第三章搅拌器的设计
搅拌器的作用是直接与被搅拌物料接触，并通过自身的运动达到搅拌的目的。
所以搅拌器形状设计就变得尤为重要，并且通过对不同的物体设计不同的搅拌器。
3.1球形搅拌器设计
图3-1
图3-1所示是钢丝球形搅拌器，材料为不锈钢丝，优点是容易使液体湍动，缺点是搅拌球的强度比较低，所以只能适用于一些工作阻力小的稀蛋白液等物料的搅拌。
在设计过程中，考虑到能够充分搅拌因素，又不能跟容器发生碰撞，所以搅拌器的半径不能大于搅拌轴到容器壁的距离，而且搅拌器安装上去后，搅拌器的底部不能碰到容器底部。
所以设计的搅拌球距离容器各1cm。
搅拌器是套在搅拌轴上面的。
利用弹簧的弹性使得搅拌器不会掉下来。
具体的制造尺寸见零件图。
3.2拍型搅拌器的设计
图3-2
图3-2所示为拍形搅拌器，它是由整体铸锻形成的，强度比球形搅拌器高，作用面积大，适用于糖浆、蛋白浆等物料的搅拌。
它的连接部分是跟球形搅拌器一样的。
3.3搅龙搅拌器的设计
图3-3所示为搅龙搅拌器，它是以整体锻造成的。
桨的结构强度比上面两种都高。
这种搅拌器能够借助搅拌的回转运动，使各点在容器内形成复杂的运动，适用于粘度比较高的物料的搅拌。
3.4搅拌容器的设计
考虑到我们搅拌的是食用品，容器是不能生绣，而且具有一定的耐腐蚀性。
所以采用304不锈钢材料，形状类似碗的形状。
容器总高165mm，容器口宽200mm，容器底宽119mm，厚度1mm。
第四章传动系统的设计
4.1搅拌机的功率计算
4.1.1被搅拌物料为拟塑性和涨塑性液体[2]
按字数津流体的搅拌功率计算，计算时使用平均表观粘度μa，由平均梯度计算而得。
即
（4-1）
而平均表观粘度μa为
（4-2）
非牛顿液体在搅拌容器内，平均速度梯度
有如下简单的近似正比关系：
=C´
n（4-3）
由以上式子连解得
=K´
（C´
n）n´
-1（4-4）
式中C,C´
——分别为搅拌容器几何尺寸及非牛顿型液体种类的有关常数；
K´
——与搅拌机结构尺寸有关的比例系数，一般由实验求得；
n——转速。
经过计算求得N=0.15KW。
4.2电动机的选择
任何机器都必须要有动力驱动，以机械化生产力标志的工业革命正是源于最早的机器动力——蒸汽机的发明。
用于驱动机器的机械我们称之为原动机。
在目前常用的原动机中，电动机和内燃机应该广泛，液压传动具有重量轻，体积小，结构紧，驱动力大等特点，但考虑到目前国内状况，液压马达虽然比以前在质量上提高了，但价格昂贵，用一般的搅拌机上，成本太高，不经济，故本设计采用了传统的机械传动。
传动系统由电动机、皮带轮、减速器来传递。
所以本设计选用了电动机。
电动机的合理选择是保证电动机安全可靠、经济运行的最要环节。
电动机的选择包括：
电动机的额定功率（额定转矩）、电动机的种类、电动机的结构形式、电动机的额定电压=电动机的额定转速等。
4.2.1按转速选择电动机
电动机的额定转速的选择要结合电动机和传动系统进行综合选择：
如电机转速选择过高，电机尺寸重量小，成本低，但带来传动系统的传动比较高，传动系统复，成本高；
如电机转速过低，传动系统传动小，结构简单，成本低，但电机尺寸重量大，成本高。
本设计的搅拌机的最大容量是7L，启动负载不大，转速在70~200r/min范围之内，应选择调速电动机；
根据上面求得搅拌机功率为0.15KW,查机械设计课程表12-16，可选用小功率异步电动机，可直接在市场选购，型号为61K180GU-CFW感应电动机，其功率为N=180W，转速为n=1440r/min，电压为U=220v，电流为I=2.8A，频率为f=50Hz。
电机的输出转速为n=466r/min,减速比为i=3。
4.3锥齿轮传动的设计计算[3]
由上面选用的电机可知，输出功率P=0.18KW，电机的输出转速为n=466r/min，即小齿轮转速n1=466r/min。
因为搅拌轴最高转速在200左右，所以选定齿数比u=2.2。
由电动机驱动，工作寿命15年，（设每年工作300天），两班制，转向不变。
以下设计过程，表格及数据均参考《机械设计》。
4.3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）因为传动轴和锥齿轮轴轴线相交且轴交角Σ=90°
，所以选用标准直齿锥齿轮传动，压力角取为20°
。
（2）搅拌机为一般工作机器，由表10-6，选用7级精度。
（3）材料选择。
参考表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调制），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45刚（调制），齿面硬度240HBS。
（4）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=2.2×
24=52.8，取z2=53。
4.3.2按齿面接触疲劳强度计算
（1）由式（4-5）试算小齿轮分度圆直径，即
d1t≥
（4-5）
1）确定公式中的各参数数值。
试选KHt=1.3。
计算小齿轮传递的转矩。
T1=9.55×
106P/n1=9.55×
106×
0.18/466N·
mm=3.688×
103N·
mm（4-6）
③选取齿宽系数ΦR=0.3。
④由图10-20查得区域系数ZH=2.5。
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。
⑥计算接触疲劳许用应力[σH]。
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
σHlim1=600MPa,σHlim2=550MPa。
由图（10-15）计算应力循环次数：
N1=60n1jLh=60×
446×
1×
（2×
8×
300×
15）=1.927×
109（4-7）
N2=N1/u=1.927×
109/2.2=0.876×
109（4-8）
由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9，KHN2=0.95。
取失效率为1％，安全系数S=1，由式（4-9）得
[σH]1=
=
MPa=540MPa（4-9）
[σH]2=
MPa=523MPa（4-10）
取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[σH]1=[σH]2=523MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
（4-11）
mm
=32.068mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度υ
dm1=d1t（1﹣0.5ΦR）=32.068×
（1﹣0.5×
0.3）mm=27.258mm（4-12）
υm=
m/s=0.637m/s（4-13）
②当量齿轮的齿宽系数Φd
b=ΦRd1t
=0.3×
32.068×
mm=11.661mm（4-14）
Φd=b/dm1=0.428
2）计算实际载荷系数KH。
①由表10-2查得使用系数KA=1。
②根据Vm=0.637m/s、8级精度（降低了一级精度），由图10-8查得动载系数Kv=1.103。
③直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KHα=1。
④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.207。
由此，得到实际载荷系数
KH=KAKvKHαKHβ=1.331（4-15）
3）由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为
d1=d1t
=32.068×
mm=32.320mm（4-16）
及相应的齿轮模数
m=d1/z1=32.320/24=1.347mm（4-17）
4.3.3按齿根弯曲疲劳强度设计
（1）由式（10-27）试算模数，即
mt≥
（4-18）
1）确定公式中的各参数值。
1试选KFt=1.3。
2计算
由分锥角δ1=arctan（1/u）=arctan（24/53）=24.362°
和
δ2=90°
-24.362°
=65.638°
，
可得当量齿数zv1=z1/cosδ1=24/cos（24.362°
）=26.34，（4-19）
zv2=z2/cosδ2=53/cos（65.638°
）=128.48。
由图10-17查得齿形系数YFa1=2.58、YFa2=2.25
由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.63、Ysa2=1.82
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa。
由图10-22取弯曲疲劳寿命系数KN1=0.85、KN2=0.88。
取弯曲疲劳安全系数S=1.7，由式（4-20）得
[σF]1=
MPa=250MPa（4-20）
[σF]2=
MPa=197MPa（4-21）
=0.0168（4-22）
=0.0208（4-23）
因为大齿轮的
大于小齿轮，所以取
=0.0208
2）试算模数。
（4-24）
=0.763mm
（2）调整齿轮模数
①圆周速度v。
d1=mtz1=0.763×
24=18.307mm（4-25）
dm1=d1（1-0.5ΦR）=18.307×
（1-0.5×
0.3）=15.561mm（4-26）
=0.363m/s（4-27）
齿宽b。
b=ΦRd1
18.307×
mm=16.137mm（4-28）
2）计算实际载荷系数KF。
①根据v=0.363m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.03
②直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KFα=1。
由表10-4用插值法查得KHβ=1.204，设计的是直齿锥齿轮，于是KFβ=KHβ=1.204。
则载荷系数为
KF=KAKvKFαKFβ=1×
1.03×
1.204=1.240
3）由式（4-29），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为
m=mt
=0.763×
=0.751mm（4-29）
按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数=0.8mm。
按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=32.320mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=32.320/0.8=40.4。
取z1=41，则大齿轮齿数z2=uz1=2.2×
41=90.2。
为了是两齿轮的齿数互质，取z2=90。
4.3.4几何尺寸计算
（1）计算齿顶圆直径
d1=z1m=41×
0.8=32.8mm（4-30）
d2=z2m=90×
0.8=72mm
（2）计算分度圆直径
dm1=d1（1-0.5ΦR）=32.8×
0.3）=27.88mm（4-31）
dm2=d2（1-0.5ΦR）=72×
0.3）=61.2mm
（3）计算分锥角
δ1=arctan（1/u）=arctan（41/90）=24°
49′19″（4-32）
-24°
49′19″=65°
50′81″
（4）计算齿轮宽度
32.8×
mm=11.87mm（4-33）
取b1=b2=12mm。
（5）计算锥距
R=
=39.56mm（4-34）
（6）齿顶高
ha=1m=0.8mm（4-35）
（7）齿根高
hf=1.2m=0.96mm（4-36）
4.3.5结构设计及绘制齿轮零件图
（1）小锥齿轮
图4-1
（2）大锥齿轮
图4-2
4.3.6主要设计结论
齿数z1=41、z2=90，模数m=0.8mm，压力角α=20°
，变位系数x1=0、x2=0，分锥角δ1=24°
49′19″、δ2=65°
50′81″，齿宽b1=b2=46mm。
小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。
齿轮按7级精度设计。
4.4轴的设计与校核[2,3,5,7]
4.4.1轴的设计
轴是轴系零、部件中的核心零件，其设计的好坏对整个轴系乃至整个机器都至关重要。
一般地说，轴的结构越简单，工艺学越好。
因此，在满足使用要求的前提下，轴的结构形式应尽量简化。
轴的设计包括轴的合理外形和全部结构尺寸。
本设计中有三条轴，一根高速轴，一根中心轴，一根搅拌轴。
轴上零件的装配方案，中心轴上装有锥齿轮，轴承端盖，轴承，拨动座。
搅拌轴上有行星齿，套筒，轴承，弹簧，挡片，搅拌器。
高速轴上装有联轴器和锥齿轮。
4.4.1.1搅拌轴的设计
如图4-3所示
图4-3
（1）确定各轴段的直径
①轴段Ⅰ装的是行星齿，轴的选用材料为45号钢，调质处理。
查表可得计算系数A0=126则dmin≥
轴的最小直径为8.6mm.整个轴的直径不能小于该值。
考虑到行星齿的外径为25mm,所以选d1=9mm。
②轴段Ⅱ和Ⅳ为轴承配合和套筒配合的轴段，就按轴承内径的标准系列来取，取d2=10mm，无特殊情况时尺寸系列按正常宽度、中系列选，由此，可以初选轴承型号为7000C。
③轴段Ⅲ的轴段，定位轴肩高度为a=（0.07～0.1）×
9=0.63～0.9，取a=1mm，则d3=12mm。
（2）确定各轴段的长度
①锥齿轮的最大宽度为10mm，考虑压紧空间，轴段Ⅰ的长度比大带轮毂长度小0.5~1mm，因为轴套会多出0.5mm，则该段的长度为L1=10mm。
②轴段Ⅱ和Ⅳ的宽度可以按轴承的宽度来取，查相关手册，轴承的宽度为8mm，轴段Ⅱ还有一个轴套，所以加上轴套的长度，L2=21.5mm。
③结合整个结构，轴段Ⅲ的宽度取L3=20mm。
如图4-4所示轴的尺寸及相关：
图4-4搅拌轴
4.4.1.2中心轴的设计
如图4-5所示
图4-5
①轴段Ⅰ装的是锥齿轮，轴的选用材料为45号钢，调质处理。
查表可得计算系数A0=120则dmin≥
轴的最小直径为10.7mm.整个轴的直径不能小于该值。
考虑到锥齿轮的外径为25mm,所以选d1=11mm。
②轴段Ⅱ为轴承配合的轴段，就按轴承内径的标准系列来取，取d2=12mm，无特殊情况时尺寸系列按正常宽度、中系列选，由此，可以初选轴承型号为7001C。
③轴段Ⅲ的轴段，定位轴肩高度为a=（0.07～0.1）×
11=0.77～1.1，取a=1mm，则d3=14mm。
④轴段Ⅳ为轴承配合的轴段，就按轴承内径的标准系列来取，取d2=12mm，无特殊情况时尺寸系列按正常宽度、中系列选，由此，可以初选轴承型号为7001C。
⑤轴段Ⅴ与拨动座连接，取d5=10mm。
①锥齿轮的最大宽度为22.5mm，考虑压紧空间，轴段Ⅰ的长度比锥齿轮毂长度小0.5～1mm，则该段的长度为L1=22mm。
②轴段Ⅱ为跟小锥齿轮连接，考虑结构要求，L2=42.5mm。
③结合整个结构，轴段Ⅲ的长度取L3=16mm。
④为了结构的紧凑性，轴段Ⅳ就放一个轴承，根据选用的联轴器来决定，查相关手册，所以该轴段的长度取L4=14mm。
⑤轴段Ⅴ连接拨动座，该轴段长度取L5=12mm。
如图4-6所示轴的尺寸及相关：
图4-6
4.4.1.3高速轴的设计
如图4-7所示
图4-7
如图4-5，该轴是用来装联轴器和小锥齿轮的，电动机伸出的轴的直径是φ14mm,设计用套筒联轴器来连接，所以跟套筒连接的轴段直径选用d1=14mm。
另一端轴可以选小一点。
所以d锥=12mm。
左端长度与选用是联轴器决定，取L1=24mm,右端装小带轮，考虑到压紧空间，该轴段的长度应比小带轮长度小0.5～1mm，小锥齿轮轮毂长度为14.5mm，则该轴段长为L锥=14mm。
最终所得的轴的尺寸如图4-8
图4-8
4.4.2轴的校核
轴的强度校核计算有3种常的方法：
①按扭矩变形强度条件进行计算；
②按弯扭组合变形强度条件进行计算；
③按疲劳强度条件进行精确计算。
对于仅仅承受扭矩的传动轴，只需按扭转强度条件计算；
对于只承受弯矩的心轴，只需按弯曲强度计算；
对于既承受弯矩又承受扭矩的轴（转轴），应按弯扭合成强度条件进行计算。
由于该轴为转轴，应按弯扭合成强度条件进行计算。
（1）作轴的受力简（图4-9（a））
（2）作轴的垂直面受力简图（图4-9（b））
（3）绘制垂直面弯矩图
图4-9
求垂直面的支反力
（4-37）
由前面计算锥齿轮得：
Q=346.5N，所以
（4-38）
（4-39）
求垂直面弯矩：
（4-40）
绘制弯矩图（图4-7（d））
（4）绘制扭矩当量弯矩图（图4-7（c））
轴单向转动，扭转切应力为脉动循环变应力，取α≈0.6，则扭矩当量弯矩：
（4-41）
（5）绘总当量弯矩图
计算总当量弯矩
（4-42）
绘总当量弯矩图（图4-7（e））
（6）校核轴的强度
轴的材料为45号钢，调质处理，由设计手册查得：
从总当量弯矩图可以看出，截面C为危险面。
截面锥齿轮A为处d=12mm
30MPa（4-43）
强度足够。
4.5轴承的选择
轴承是轴系中的重要部件，其功用是支承轴及轴上零件并保证轴的旋转精度，减少转动轴与固定支承间的摩擦和磨损。
4.5.1轴承的型号
根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动轴承和滚动轴承两大类。
滚动轴承摩擦阻力
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