机械设计啤酒发酵中低速锚式搅拌机.docx
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机械设计啤酒发酵中低速锚式搅拌机
摘要
该设计为食品机械设计基础的课程设计，主题是啤酒发酵中低速锚式搅拌机。
该搅拌设备用于啤酒发酵过程麦芽的糖化（或醪液的制备）及啤酒的主发酵中，可用于非均相（多为粘度较大的液相或悬浮物）发酵，使参加反应的物料混合均匀，强化相间的传热传质，操作条件的可控范围广，可以打开盖子清洗内部表面，也可清除醪渣。
本装置电机为动力来源，选用转速为720r/min的电机，带动减速器，它们之间为带传动，使转速降至286r/min，然后再用双级减速器减速，并减至40r/min，减速器采用直齿圆柱齿轮。
然后带动搅拌轴转动，且与其同转速。
关键词：
搅拌器;减速器;齿轮轴;设计;校核
ABSTRACT
Thedesignforthefood-basedcurriculumdesign,mechanicaldesign,themeisanchoredlow-speedmixer.Themixingequipmentusedforbeer,maltsaccharificationfermentationprocess（orthepreparationofmash）andthemainfermentationofbeer,canbeusedfornon-homogeneous（mostlyhigherviscosityliquidorsuspendedmatter）fermentationtoparticipateinresponsemixedmaterials,enhancedheatandmasstransferbetweenphases,thecontrollabilityofawiderangeofoperatingconditions,canopenthelidcleaninteriorsurfaces,butalsoclearthemashresidue.
Themotoraspowersourcedevice,selectthemotorspeed720r/mintodrivereducer,beltdrivebetweenthemastospeeddownto286r/min,andthenusethetwo-stagereductiongearreducer,andreducedto40r/min,withspurgearreducer.Thendrivenstirringshaftrotation,andwiththesamespeed.
Keywords:
blender;reducers;gears;shafts;design;check
啤酒发酵中低速锚式搅拌机
1前言
近年来随着人们生活水平的提高，啤酒越来越普遍的被人们喜爱饮用，一些企业单位（非啤酒发酵生产单位）、大中型酒店、宾馆等服务产业单位拥有了自己的啤酒生产线，其中重要的设备就是麦芽糖化器和啤酒发酵罐，低速搅拌器为其上的一重要机构，以满足良好的液体混合及好的传质相传热速率。
啤酒发酵或麦芽糖化时要求搅拌器转速低，起泡沫少，转速稳定，且料液有一定的粘度和悬浮物。
本设计针对这些进行设计。
本设计为框锚式低速搅拌器，主要分为五部分:
第一部分为电动机选择及传动系统总的传动比分配;主要确定电动机类型和结构形式、工作机主动轴功率、电动输出功率及传动系统总的传动比分配。
第二部分为带轮的设计包括带轮类型的选择、带轮尺寸参数的确定，及校核计算。
第三部分为减速器的运动和动力参数计算,主要确定各轴转速、各轴的输入功率、及各轴转矩、各圆柱齿轮的尺寸参数，选择齿轮、材料、精度、等级、确定齿轮齿数、转矩、载荷系数、轮宽系数及齿根弯曲疲劳强度校核。
第四部分为轴系的结构设计，包括轴径和轴身长度的计算和设计尺寸。
第五部分为各附件的选择和确定。
常用的搅拌器有涡轮式搅拌器、桨式搅拌器、锚式搅拌器、螺带式搅拌器、磁力加热搅拌器、磁力搅拌器。
搅拌器的类型、尺寸及转速，对搅拌功率在总体流动和湍流脉动之间的分配都有影响。
一般说来，涡轮式搅拌器的功率分配对湍流脉动有利，而旋桨式搅拌器对总体流动有利。
对于同一类型的搅拌器来说，在功率消耗相同的条件下，大直径、低转速的搅拌器，功率主要消耗于总体流动，有利于宏观混合。
小直径、高转速的搅拌器，功率主要消耗于湍流脉动，有利于微观混合。
针对设计要求本设计中搅拌器采用框锚式或锚式搅拌器，该搅拌器工作时，主要产生轴向液流。
叶轮直径与搅拌罐内径比为0.7～0.95，叶片宽度与罐内径的比为1：
12，转速低，通常为10～50r/min，线速度一般小于3m/s，由与锚与罐内壁间隙小，可清除附在槽壁上的粘性反应产物或堆积于槽底的固体物，保持较好的传热效果。
在锚外缘处存在强烈的剪切作用，产生局部涡旋，引起液体物料间的不断交换，因此锚式搅拌器尤其适合带加套的搅拌罐内料液的传热。
另外，由于叶轮直径大，且与罐底贴近，较适合与高浓度沉淀物料，能较好的防止罐壁上物料的结晶和罐底物料沉淀。
可用于搅拌粘度高达200Pa·s的牛顿型流体和拟塑性流体。
搅拌器的传动方式为带传动和齿轮传动。
带传动具有适于两轴中心距较大的传动；具有良好的弹性，可吸振缓冲，尤其是V带没有接头，传动平稳，噪声小；过载时带与带轮之间会自动打滑，防止其他零件因过载而损坏；带传动结构简单，制造与维护方便，成本低。
因此本设计采用V带传动。
齿轮传动能保证瞬时传动比的恒定，传动平稳性好，传递运动准确可靠,适用的功率和速度范围广。
传递的功率小至低于lW（如仪表中的齿轮传动），大至5×l04kW，甚至高达l×l05kW;其传动时圆周速度可达至300m/s。
传动效率高。
一般传动效率=0.94～0.99。
结构紧凑，工作可靠，寿命长。
设计正确、制造精良、润滑维护良好的齿轮传动，可使用数年乃至数十年。
因此本设计采用直齿齿轮传动。
本设计的搅拌机构可为锚式或框锚式（在轴和锚之间有肋条或肋板，兼有两者的优点）。
根据物料和工作情况的不同，安装不同的搅拌机构。
另外，对于容易起泡的物料还可以将锚的边缘做成锯齿状，增加消泡能力。
当然还有一些不足之处，比如电机质量较大，转速不可调等，需要寻求指导和改进.
2设计要求
啤酒发酵或麦芽糖化（醪液的制备）时要求搅拌器转速低，起泡沫少（搅拌器最好能起到一定的消泡作用），转速稳定，且料液有一定的粘度和悬浮物，某些特殊阶段还需控制进氧量（或溶氧量），本设计针对其中这些主要要求进行设计。
输出功率Pw=6.0Kw，输出轴转速nw=40r/min，传动不逆转，工作平稳，可有轻微振动，轻载启动，间歇操作，平均每天工作12小时，要求寿命8年。
3分析传动方案
本次设计的方案有很多，可以优先选用的三种方案：
（1）先用V带传动，再用一级齿轮减速器传动。
（2）直接用两级齿轮减速器传动。
（3）先用V带传动，再用两级级齿轮减速器传动。
方案
（1）中传动装置尺寸大，大带轮尺寸接近1m，齿轮若用软齿，齿轮直径特较大。
方案
（2）中直接用齿轮传动，平稳性没有经带传动传递后平稳，影响其寿命，且需经常维护。
若用软齿，尺寸也较大。
方案（3）中，经V带传动后，平稳性较好，第一级减速用软齿，可节省成本，结构尺寸也不大，第一级减速用硬齿，可使结构更紧凑。
因此，选用方案（3）。
本设计采用渐开线直齿圆柱齿轮，主要由于该类型齿轮在机械传动中，结构较简单，传动较平稳，强度高，制造、安装方便，应用广泛。
本设计采用深沟球轴承，主要由于轴向几乎无轴向力，该轴承适用，且摩擦阻力小，启动灵活，效率高，易配备。
本次设计的转速低，选用低转速电机，传动比较大，选用双级减速器，它们之间为带传动，减速器采用直齿圆柱齿轮，然后带动搅拌轴转动，且与其同转速。
在机械传动中，一般应将带传动设置在传动系统的高速级，使之与原动机相连，齿轮或其他传动装置在带传动之后。
这样，即可以减小传动的外廓尺寸，又可以起到过载保护的作用，还可以减少机械的振动和噪音。
传动装置的简图如图1所示。
图1设计传动方案简图
14—大、小带轮2—电机358—轴Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ6—深沟球轴承
79—一、二级减速齿轮副10—联轴器11—筒体12—锚式搅拌器
4选择电动机类型，确定各轴的运动和动力参数
4.1确定电动机的输出功率
4.1.1确定传动装置的总效率
由李秀珍主编《机械设计基础（少学时）第四版》机械工业出版社，2005版（以下未说明者均为该书籍）表11-3选取V带η1＝0.95，轴Ⅱ滚动轴承η2＝0.98、一级齿轮η3＝0.96、轴Ⅲ滚动轴承η4＝0.98、二级齿轮η5＝0.98，轴Ⅳ滚动轴承η6＝0.99、联轴器η7＝0.993；又由设计可知，需要V带传动、3对轴承、1个联轴器、2对齿轮传动，故总效率：
η＝0.95×0.98×0.96×0.98×0.98×0.99×0.993=0.84
4.1.2计算需要电动机输出的功率Pd
电动机功率Pd
Pd=Pw/η总=6.0/0.84=7.1KW
4.1.3初定电动机的转速
4.1.3.1初定各级传动的传动比，求初定总传动比I’
由表11-3查得:
V带传动比i1’=2.70齿轮传动比i2’=2.60,链传动传动比i3’=2.56,则总传动比i’=18
4.1.3.2计算所需电动机转速
nd’=I’×nw=18×40r/min=720r/min
4.1.4选择电动机型号，计算总传动比
4.1.4.1选择电动机型号
根据电动机的额定功率Ped>Pd,转速nd=nd’及工作情况。
查孔凌嘉主编《简明机械设计手册》表19-5，可选择三相异步电动机Y160L-8。
基本参数为：
额定功率Ped=7.5Kw,同步转速为750r/min,满载转速nd=720r/min,最大转矩为2.0，额定转矩为2.0。
4.1.4.2计算总传动比
i=nd/nw=720/40=18
4.1.5重新分配传动比，计算各轴的运动和动力参数
4.1.5.1重新分配传动比
将总传动比分配到各级传动中,经分析，取V带传动比i1=2.70，一级齿轮i2=2.60，则齿轮i=18/（2.70×2.60）=2.56
4.1.5.2各轴运动参数及动力参数计算
各轴运动参数及动力参数计算如表1所示。
表1初算各轴的输入功率、转矩、转速和传动比
轴号
输入功率P1/
转矩T/（N·m）
转速n（r/min）
传动比
电动机轴
7.1
94.17
720
1
Ⅰ
7.1
94.17
720
Ⅱ
6.6
236.06
267
2.70
Ⅲ
6.21
575.78
103
2.60
Ⅳ
6.02
1430.12
40
2.52
4.2V带传动的设计计算
根据上述计算已知：
输入功率Pd=7.1KW，带轮转速n1=720，n2=267r/min，轻载启动，间歇工作，平均每天工作12h。
4.2.1确定带型
工况系数由表6-4KA=1.1
设计功率Pd=P1KA=1.1×7.1KW=7.81KW
V带截型由图6-13B型
4.2.2确定V带带轮直径
小带轮基准直径由图6-13及表6-3取=125mm
验算带速v=
=4.71m/s
大带轮基准直径dd2=
=337.5mm由表6-3取dd2=315mm
传动比i=dd2/dd1=2.52
4.2.3确定中心距及V带基准长度
初定中心距由0.7（dd1＋dd2）≤a0≤2（dd1＋dd2）得
308mm≤a0≤880mm
虽结构要求，但尽量紧凑，初选a0=500mm
由表6-2取Ld=1600m
传动中心距a≈a0＋（Ld－Ld0）/2=445.4mm
小带轮包角а=180-51.3×（dd2―dd1）/a=155.60
4.2.4确定V带根数
单根V带的基本额定功率由表6-5P1=1.34Kw
额定功率增量由表6-6△P=0.22Kw
包角修正系数由表6-7Kα=0.93Kw
带长修正系数由表6-2KL=0.92
V带根数Z=
=5.85取Z=6
4.2.5计算作用在轴上的载荷
V带单位长度质量由表6-1q=0.17Kg
初拉力F0=
=236.2N
作用在轴上的载荷FQ=
2770.4N
4.2.6带轮的结构设计
小带轮由表6-1及图6-8小带轮制成实心式
Da=Dd＋2ha=128.5mm
大带轮由表6-1及图6-8大带轮制成腹板式
由（《简明机械设计手册》·孔凌嘉主编·北京理工大学出版社，2008-2）表7-7
d1=（1.28～2）d=（57.6～64）mm取58mm
da=dd＋2ha=322mm
d2=da-2（ha＋hf＋δ）=296.7mm
B=（Z-1）e＋2f=120mm
L=（1.5-2）d=（48～64）mm取64mm
（d为轴的直径，见轴的设计）
4.3第一级齿轮传动的设计计算
该传动设计为单级直齿圆柱齿轮传动，为减速器中的第一级直齿圆柱齿轮闭式齿轮传动，。
已知传递功率P=6.6KW，输入轴转速（小齿轮转速）n2=720/2.52=286r/min，传动比i=2.6，大齿轮转速n2=286/2.6=110r/min。
虽无尺寸要求但尽量使结构紧凑和协调，采用软齿面传动，为闭式传动，其失效主要是‘齿轮折断’。
考虑加工的成本和使用性，在满足同样功能的前提下，按使用条件属低速，轻载，重要性和可靠性一般齿轮传动，齿轮材料由表3-4选择：
小齿轮选用40Cr钢调质，齿面平均硬度为250HBS，大齿轮选用45钢正火，齿面平均硬度为200HBS，先按接触疲劳强度设计，再校核其齿根弯曲疲劳强度。
4.3.1校核其接触疲劳强度
4.3.1.1许用接触应力
极限应力小齿轮σhim1=1.4HBS+350=1.4×250+350=700MPa
大齿轮σhim2=0.87HBS+380=0.87×200=554MPa
安全系数取SH=1
许用接触应力[σ]H1=σhim1/Sh=700Mpa
[σ]H2=σhim2/Sh=554MPa
4.3.1.2计算小齿轮分度圆直径
小齿轮转矩T2=9.55×106×（P2/n2）=220380N·mm
齿宽系数齿轮相对轴承对称分布，由表3—7取Ψd=1.1
载荷系数工作平稳，软齿面齿轮，取K=1.3（1.2--2）
节点区域系数标准直齿圆柱齿轮传动ZH=2.5
弹性系数由表3-5取ZE=189.8
小齿轮计算直径
=69.20
4.3.2确定几何尺寸
齿数取Z1=35,Z2=i×Z1=3.5×2.6=91
模数m=d1/Z1=1.98mm由表3—2取标准模数m=2mm
分度圆直径：
d1=mZ1=2×35mm=70mm
=mZ2=2×91mm=182mm
传动比i=d1/d2=2.60
中心距a=1/2（d1+d2）=1/2x（70+182）=126mm
齿宽b=φd1=1.1×70mm=77mm
取b2=b=77mmb1=b+5—10b1=82mm
4.3.3齿根弯曲疲劳强度设计
4.3.3.1许用齿根应力
极限应力由表3-4：
小齿轮σFlim1=0.8HBS+380=580MPa
大齿轮σFlim2=0.7HBS+275=415Mpa
安全系数取SF=1.4
许用齿根应力[σ]F=σhlim/SF，所以[σ]F1=414.3Mpa，[σ]F2=296.4Mpa
4.3.3.2验算齿根应力
复合齿型系数由表3-6查得YES1=4.06,YES2=3.97
齿根应力σF1=
=
Mpa=215.8Mpa
σF2=σF1
=215.8
Mpa=220.7Mpa
由于σF1<[σ]F1,σF2<[σ]F2,所以齿根弯曲疲劳强度足够。
4.3.4齿轮的结构设计
小齿轮由表8-3及图3-28制成实心式（锻造齿轮）
da=dd＋2ha=76mm
L=b=82mm
大齿轮由表8-3及图3-28制成腹板式
da=dd＋2ha=186mm
D1=1.6ds=72mm
D2=da-10m=166mm
D0=0.25（D2-D1）=23.5mm
S=0.3b=23.1mm
L=（1.2～1.5）b=（98.4～123）mm=100mm
4.4第二级级齿轮传动的设计计算
该传动设计为直齿圆柱齿轮，已知传递功率P3=6.21KW，输入轴转速（小齿轮转速）n3=110r/min，传动比i=18/2.52/2.60=2.75，大齿轮转速n3=110/2.75=40r/min
虽然无尺寸要求，为使结构尽量紧凑，选用硬齿面齿轮传动（为闭式传动），其失效主要是齿面疲劳点蚀，先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核其接触疲劳强度。
考虑加工的成本和使用性，及工作情况，齿轮材料由表3-4选择：
小齿轮选用45Cr钢表面（48HRC-55HRC），齿面平均硬度为50HRC
大齿轮选用45钢表面淬火（40HRC-50HRC），齿面平均硬度为45HRC
4.4.1齿根弯曲疲劳强度设计
许用齿根应力
极限应力
小齿轮σfim1=10.5HRC+195=10.5×50+195=720MPa
大齿轮σfim2=10.5HRC+195=10.5×45+195=667.5MPa
取两结果中较小的代入计算公式中
安全系数取Sf=1.4
许用齿根应力[σ]F=σfim1/Sf[σ]F1=720/1.4=514.3Mpa
[σ]F2=667.5/1.4=476.8Mpa
小齿轮转矩T1=9.55×106×（P3/n3）=539141N·mm
齿宽系数由表3—7取Ψd=0.8
载荷系数工作平稳，硬齿面齿轮，相对轴承对称分布取K=1.5
齿数取取Z1=18,Z2=i×Z1=2.75×18=49.5，Z2=49
判断计算对象
=4.45/514.3=8.65×10-3
=4.01/4768=8.41×10-3取两者较小的代入计算式
模数m≥
=
3.78mm
由表3—2取标准模数m=4mm
4.4.2确定几何尺寸
分度圆直径：
d1=mZ1=4×18mm=72mm
d2=mZ2=4×49=196mm
中心距a=1/2（d1+d2）=1/2×（72+196）=134mm
齿宽b=φd1=0.8×72mm=57.6mm
取b2=b=58b1=b+5—10b1=63mm
4.4.3校核其齿面接触疲劳强度
4.4.3.1许用接触应力
极限应力由表3-4：
大齿轮σhlim1=10HRC+670=1170MPa
小齿轮σhlim2=10HRC+670=1120Mpa
安全系数取SH=1
许用接触应力[σ]H1=σhim1/SH=1170Mpa
[σ]H2=σhim2/SH=1120MPa
4.4.3.2校核接触疲劳强度
节点区域系数ZH=2.5
材料弹性系数（表3-5）：
ZE=189.8
小齿轮齿面接触应力σH=ZEZH
=1087MPa
[σ]H1[σ]H2取较弱者进行比较,故接触疲劳强度够
4.4.4齿轮的结构设计
小齿轮由表8-3及图3-28制成实心式（锻造齿轮）
da=dd＋2ha=80mm
L=b=58mm
大齿轮由表8-3及图3-28制成腹板式
da=dd＋2ha=200mm
D1=1.6ds=80mm
D2=da-10m=130mm
D0=0.25（D2-D1）=50mm
S=0.3b=17.4mm
L=（1.2～1.5）b=（75.6～84.5）mm=80m
4.5验算输出轴的转速误差
实际传动比i=i1×i2×i3=2.70×2.60×2.52=17.84
实际转速nw=720/17.84=40.36r/min
传动装置的传动误差（nw-nw’）/nw’=0.90%
满足设计要求。
5轴系的结构设计
以轴Ⅱ的结构设计为例。
由上述计算，已知n2=286r/min，P2=6.6Kw，T2=220380N·mm。
初选轴的材料为45钢调质。
5.1计算轴的计算直径
5.1.1确定轴的最小直径
轴的材料系数由表7-4查得C=106-98，取C=102
轴的最小直径d≥C
=102×
=29.04mm
带轮的轮毂联接有2个键槽，d≥29.04×（1+0.07）=31.07mm
查附表7-1，取标准直径d为R10a中的32mm
5.1.2轴的各轴段轴径
轴的各轴段轴径如表2所示
表2轴的各处直径
位置
轴径mm
说明
带轮处
32
按传递转矩计算并查附表7-1取标准直径
油封处
39
满足带轮的轴向固定，设置一轴肩，由表7-2，轴肩高度a=（0.07～0.1）d=（0.07～0.1）×32=（3.24～5.2），取a=3.5
左轴承处
45
无轴向力，选用深沟球轴承，为便于从左端安装拆卸，轴承内径应稍大于油封处轴径，并符合轴承标准内径（附表8-3），取轴径为45mm（初选深沟球轴承6209，两端相同）。
齿轮处
50
齿轮左端装入，齿轮孔径应稍大于轴承处轴径，并由附表7-1取标准直径
轴环处
59
齿轮左端用轴环定位，按齿轮处轴径d=50mm，由表7-2知，轴环高度a=（0.07～0.1）d+1～2mm=4.5～7mm
右轴承轴肩处
52
便于轴承拆卸，轴肩高度不能过高，按6209型轴承安装尺寸，由表8-3，d=52（a=3.5）
右轴承处
45
由附表8-3取深沟球轴承内径
5.1.3轴的各轴段轴身长度如表3所示
表3轴的各处长度
位置
轴径mm
说明
带轮处
62
轮毂宽度为64mm，保证轴端挡圈能压紧带轮，略小于此值，取62mm
油封处
45
为便于拆装及轴承润滑，取轴承盖外端面与带轮左端间距为25mm，由轴承盖及减速器的结构设计，取轴承右端面与轴承盖外端面间距为20mm，轴段长度20+25=45mm
左轴承处
46
包括四部分，轴承内圈宽度19mm，箱体装配留余地5mm，箱体内壁与齿轮右端面间距取20mm，齿轮对称布置，取相同值，齿轮轮毂与齿轮处轴段长度差2mm，故19+5+20+2=46mm
齿轮处
80
已知轮毂宽度为82mm，保证套筒能压紧齿轮，取80mm
轴环处
8
轴环宽度为b=1.4a=1.4×4.5=6.3，取b=8mm
右轴承轴肩处
17
轴承左端面与齿轮右端面距离与轴环宽度之差，即（20+5）-8=17mm
右轴承处
19
深沟球轴承内圈宽度为19mm
全轴长
277
62+46+45+80+8+15+19=277mm
5.2校核轴的强度
5.2.1轴的各轴段受力和弯矩图
图2轴Ⅱ的各轴段受力和弯矩图
5.2.2轴上齿轮的受力
Ft=2T2/d1=6296.6N
Fr=Ft×tanа=2291.8N
轴上齿轮的受力如
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