本科毕业设计双轴卧式食品搅拌机.docx

1、本科毕业设计双轴卧式食品搅拌机毕业设计题 目 双轴卧式食品搅拌机 学 院 机械工程学院 专 业 机械工程及自动化 班 级 机自0701 学 生 尹海鹏 学 号 20070403247 指导教师 潘永智 二一 年 月 日目 录1 前言 11.1 选题背景及意义 11.2 现有食品搅拌机类型及特点 11.3 本课题研究内容及相关工作 22 卧式食品搅拌机结构设计的总体方案 42.1双轴卧式食品搅拌机总体设计方案概述 42.2 双轴卧式食品搅拌机的结构特点及具体方案设计 53 双轴卧式食品搅拌机的具体结构设计 73.1 主要零件的设计 73.1.1 电机的选择 73.1.2 V带轮的设计计算 83.

2、1.3 齿轮箱内的主从动齿轮的设计计算 123.1.4 轴的设计校核 163.2 其他模块设计 183.2.1食品搅拌过的设计 183.2.2主机架 193.3.3轴承的选用 193.3.4搅拌臂的选用排列 204 总 结 21参 考 文 献 22附录 231 前言1.1 选题背景及意义随着世界经济的快速发展，人口数量剧增。人们对各种食品的消耗量急剧增多。对食品不管是质量还是数量的要求也越来越高。食品工业也借此契机，充满了活力，得到了快速发展。提高食品加工效率，促进食品工业发展也显得越来越重要。在食品加工的过程中，食品搅拌是食品加工的重要环节，在许多的食品加工中式必不可少的，因此对食品搅拌过程

3、的改善能够有效地提高食品加工效率。但是这种实用性的食品搅拌机在国内的设计研究还比较单一化。在国内，有很多的食品搅拌机生产厂家，他们的产品有卧式食品搅拌机，也有立式食品搅拌机，种类繁多，型号也很多，广泛应用于糖果制药乳、品酒、糕点、饮料、蜜饯、罐头等食品加工，也可用于大型餐厅或食堂熬汤烧菜、炖肉、熬粥等，是食品加工提高质量、缩短时间、改善劳动条件的好设备。这些食品搅拌机的生产，大大促进了相关食品的加工效率1。虽然国内的食品搅拌机的种类繁多，但是这些搅拌机的容量均以小容量为主。在一些需要大容积搅拌的时候，这些搅拌机就显得捉襟见肘了。而且在食品搅拌的对象是粘稠度较大的时候，需要的功率比较大。我国还是

4、比较缺少这种此类的搅拌机。虽然在国外相关技术比较先进，也比较成熟，但是在引进的过程中需要的价格也是比较昂贵的。现有的产品还存在效率不高、搅拌不均匀等问题，这不符合我国食品产业的发展需求2。设计一款能够解决这些问题的搅拌机显得尤为重要，但是在搅拌机设计和使用中，仍采用类比法这样的经验方法，缺乏合理性，由于对搅拌过程的机理研究不够，对如何选择这些搅拌机参数说法不一，缺乏合理性。在搅拌过程中，混合料的物理-化学能发生些变化，这一过程机器发杂而影响因素又比较多，但由于对诸参数综合优化的试验研究不够深入，且设计和使用者在选择转速值时缺少依据3。搅拌机是整个设备的核心，它必须满足搅拌质量和搅拌效率等性能的

5、要求，搅拌质量就是生产出符合生产标准要求的材料，搅拌效率就是在满足搅拌质量的前提下，搅拌时间要尽可能缩短，提高设备的生产率和利用率降低生产成本。1.2 现有食品搅拌机类型及特点食品搅拌机的类型，可以分为两大类，一大类为卧式食品搅拌机，另外一大类为立式食品搅拌机卧式食品搅拌机内装有旋转方向的桨叶，成一定角度的桨叶能够将物料沿着轴向或者径向循环搅动，使物料迅速混合均匀，大大提高了混合的均匀度；采用螺旋的桨叶转子结构，使转子之间的最小间隙能够大大缩小，能够有效地减少物料残留量；螺旋式的桨叶能够在搅拌的过程中使较大的物料充分破碎，方便于搅拌。而且卧式食品搅拌机的总体结构相当合理，外形也比较美观，对售后

6、服务以及维护都相当方便。参考附图1立式食品搅拌机采用单螺旋结构，物料一次投入，进料不均匀，很容易造成堵料，物料在搅拌锅内进行往复循环混合，最后混合均匀，由底部的蝶阀出料，蝶阀出料能够使出料更加干净快捷。立式食品搅拌机广泛使用与中低档对混合均匀度要求不高的粉体物料的搅拌混合，但是对于混合均匀度要求较高，粘稠度很高或者密度差异较大的是不适合的。该类型的食品搅拌机成本较低，维护简单，而且占地面积小。但是在清洗的时候比较困难，而且在搅拌的过程中，需要长时间的混合，才能达到所需的均匀度。参考附图21.3 本课题研究内容及相关工作本课题的设计致力于解决搅拌锅容积较小，功率小，以及搅拌不均匀等问题。实现大容

7、量食品的搅拌时，能够充分的搅拌均匀。有效地降低生产成本，提高搅拌效率，促进食品加工业的发展。卧式食品搅拌机是食品搅拌机的一大类型，在食品搅拌机市场中占有很大比重。食品搅拌机实现了食品搅拌的机械化生产，能够快速的将食品搅拌均匀。双轴反向旋转能够使物料循环往复的搅拌，能够将物料搅拌的更加均匀，而且卧式食品搅拌机能够提供更大的功率，支撑双轴的旋转，较慢的转速能够使物料充分混合，解决现有问题。因此设计一款具有双轴反向旋转功能的食品搅拌机能够有效的解决这些问题。本课题的主要工作包括以下几个方面：1. 广泛收集和分析国内外先进食品搅拌机的研究资料，阐述了课题的研究意义，在综述了国内外研究资料之后，确定本文

8、研究的主要内容。2.提出双轴卧式食品搅拌机的总体设计方案，进行了各功能的求解，并提出了几个方案，通过分析各个方案的优缺点，确定了最终方案。3.介绍双轴卧式食品搅拌机的结构设计，探讨了卧式食品搅拌机的设计原理，并设计了减速系统，搅拌系统等。4.对双轴卧式食品搅拌机整体及各个零件进行尺寸设计并进行校核，合理调整各零件的相对位置，并绘制双轴卧式食品搅拌机的装配图和主要零件的零件图。在设计中的工作流程及设计内容:图1.1设计内容及流程2 卧式食品搅拌机结构设计的总体方案2.1双轴卧式食品搅拌机总体设计方案概述卧式食品搅拌机是食品搅拌机的一大类型，在食品搅拌机市场中占有很大比重。食品搅拌机实现了食品搅拌

9、的机械化生产，促进了食品工业的快速发展。但是在现有市场中的搅拌机，比较常见的是传动的单轴卧式食品搅拌机，这种搅拌机在搅拌的过程中，转速太快会把物料甩出搅拌锅，转速太慢则会影响搅拌效率。而且在单轴搅拌的过程中很容易形成死角，出现搅拌不到的地方，从而导致物料搅拌不均匀。而且单轴的卧式食品搅拌机的搅拌锅的容量相对较小，使搅拌效率大大下降。在功能原理，纵观当今市场的搅拌机类型，原理方面设计已经相当成熟，通过电动机转动，然后传动带或者皮带轮传动，带动搅拌轴的转动，实现搅拌功能。功能是很简单的，因此致力于此方面的设计创新，通过改变原理来达到设计目的，有很大难度。想方设法从机械结构方面着手，是达到目的的捷径

10、。因此本设计基于传统搅拌机得缺点进行改进。采用双轴反向旋转的搅拌机，在搅拌的时候物料流动更加充分，实现物料的充分混合至均匀。两个搅拌轴同时搅拌，搅拌容积也随之增加，能够一次搅拌更多的物料，能够大大提高搅拌的效率。大体结构示意图如下图2.1 双轴卧式食品搅拌机搅拌机是搅拌设备的心脏。在食品搅拌机设计中，应该选取合理的搅拌结构，运动和工作参数，才能更好的提高搅拌质量和搅拌效率。为了实现搅拌更均匀，本设计采用双轴卧式食品搅拌机。相比于单轴搅拌机，双轴卧式食品搅拌机的搅拌轴要求更高，比如双轴之间产生干涉与碰撞，如果两根搅拌轴出现上述情况，不但会严重缩短机器寿命甚至毁坏机器，更严重影响了搅拌质量。虽然相

11、关的技术要求比较高，但是双轴的搅拌效率是不容置疑的。查阅相关资料，双轴搅拌机中双轴的旋转可以是同向的，也可以是反向的。相比较这两种运转方式，反向搅拌能是物料充分的流动，从而搅拌均匀。反向转动可以通过齿轮的啮合来实现，简单而方便。食品搅拌机属于轻工机械，因此在结构上不用太复杂。虽然减速器能够起到减速的作用，但是因为其成本比较大，不如选择相应的皮带传动，也能起到相应的作用，起到替代作用。在能够满足传动要求的情况先，尽量选择简单的结构，能够使所设计的消耗更少，减少加工成本电动机是唯一动力输出，电动机的选择尤为重要。在本设计方案中搅拌机的转速要求较低，但是由于容积大，所需要的动力较大，因此电动机的的转

12、速应该选择较低的，而且功率大的。2.2 双轴卧式食品搅拌机的结构特点及具体方案设计1.功能设计：（1）搅拌机构：搅拌机构是整个食品搅拌机的核心部分，它是实现搅拌机功能的最主要的机构。搅拌机构是通过搅拌轴的旋转，带动搅拌轴上的搅拌臂进行圆周运动，由搅拌臂搅动物料，使物料在搅拌锅内进行充分的混合，最总将物料搅拌均匀、（2）传动机构：搅拌机构运动所需要的动力并不是由电动机来直接提供的，而是通过传动机构将动力传递到搅拌轴上的。同时传动系统也是减速机构，设计传动机构的过程中，选择一个合适的传动比，然后将转速降低，实现搅拌轴的合理转速运转。因此传动机构有两个不同的功能，而这些功能都是依靠齿轮传动以及V带传

13、动来实现的。（3）动力源：传动机构并不能直接产生动力，它所传动的动力来自于电动机。电动机所输出的动力支撑着整个搅拌机的正常运转，是整个搅拌机的心脏。有一个强劲电动机电动机为源动力，能够使搅拌的效率大大提高。（4）卸料机构：双轴卧式食品搅拌机，因为两周的存在，所以它不能像传统的食品搅拌机一样进行翻转倾倒。一个合理的卸料机构，能够大大减少工人的工作量，同时也减少了食品的污染。2.结构设计（1）齿轮箱：利用一根中轴和两边的齿轮配合组成齿轮箱，中轴的一端为皮带轮，而另外一边则是齿轮箱内的主齿轮。为保证两根搅拌轴上的齿轮反向同速转动，两边所选的从动轮的尺寸应该是一样的，这样才能满足要求。(2)减速装置：

14、食品搅拌机所需要的的转速较小，如果在选择的过程中，选择小转速电动，则仅需要进行二级减速即可。相反如果选择了转速超快的电动机，则还得需要找一个专门的减速机，这样大大增加了加工成本。（3）机架：起着支撑所设计的各个零部件，甚至搅拌锅的庞大重量也是由机架来支撑，机架的稳固才能使整个卧式食品搅拌机紧张有序的工作，而不是一到工厂就 变成废铁3.总体方案的可行性分析在建筑类的工地，有很多混凝土搅拌机。相比于食品搅拌机，基本有着大同小异的效果。在这些搅拌机的结构分很多种，也有双轴的。因此设计双轴结构的食品搅拌机在理论上是可以实现的，而且在现有市场上也有部分该类食品搅拌机。本设计搅拌轴采用双轴结构，而搅拌锅则

15、是与之匹配的W型搅拌锅，在搅拌的过程中不会出现相互干涉的情况，而且物料的运动也更加充分。在结构方面，取消了减速器的使用，采用简单的V带减速和齿轮减速，这二级减速，满足设计需要。3 双轴卧式食品搅拌机的具体结构设计在双轴卧式食品搅拌机的结构设计中，包括电机的选择，传动机构的设计（齿轮的设计/带传动的设计）、搅拌结构的设计（锅体形状的设计、搅拌轴/搅拌臂的设计）等。3.1 主要零件的设计3.1.1 电机的选择电动机是双轴卧式食品搅拌机中的主要的动力装置，电动机的选择应根据负载的性质，综合考虑电动机的起动、反转、负载转矩、转速变化范围和起、制动频繁程度等要求，还应考虑电动机的温升限制、过载能力、起动

16、转矩及起动电流的限制，以及工作环境条件等诸多因素，合理选择电动机。电机通过传动机构带动搅拌轴。搅拌轴的转速为不可调速，操作方便。电动机作为加工中的动力部分，其转速直接影响到搅拌的质量。(1)工作电机所需要的功率Pw粘度=0.001Pa转速nw=60r/min搅拌直径dj=0.3mm雷诺系数Re=ndj2/功率常数P0=0.3（与R0有关）修正准数K=1.25Pw=K*P0*n3*dj=2.13kw传动系统结构简图：图3.1结构简图V带= 0.96 球轴承=0.99齿轮=0.98总=V带*球轴承2*齿轮=0.91 (3.1)电动机所需要的输出功率PP=Pw/总=1.19/0.91=2.34kw

17、(3.2)(2)电动机转速选择搅拌轴的转速nw=60r/min直齿轮圆柱齿轮的传动比范围为7，V带传动传动比范围8.nd=(i1*i2)*nw选择直齿轮圆柱齿轮的传动比7，v带传动比8 ，则由此计算出nd3360r/min初步选择同步转速为 720r/min(3)电动机型号的确定由表12-1，选择出电机为Y132m-8满载转速为710r/min,满足设计要求3.1.2 V带轮的设计计算V带轮质量小，分布均匀，而且工艺性好，因此选择V带轮作为第一级减速。V带轮在与带接触的工作表面要加工仔细，以用来减少带的磨损。V带转速高时进行平衡，对于铸造和焊接的V带轮的内应力要小。带轮的经常用的材料有铸铁，如

18、HT150，HT200;转速较高时候，可以用铸钢或者用钢板冲压后焊接而成；小功率则可以用铸铝或者非金属材料。V带轮又称V带或者三角带，是断面为梯形的环形传动带的统称。与平型传动带相比，具有安装容易，占地面积小，传动效率高等优点，在整个传动方面具有重要的地位4。1）确定计算功率Pca由机械设计表8-7查得工作情况系数KA=1.1,故Pa=KAP=3*1.1kw=3.3kw 2）选择V带的带型根据Pa,n1,由图8-11选择A型V带3）确定V带轮的基准直径并验算V带带速初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=140mm验算V带带速。按式（8-13）验算带的速度V

19、=*dd1*n1 (3.3)计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2dd2=i*dd1=420mm根据表8-8，圆整为dd2=4004)确定V带的中心距a和基准长度Ld根据式（8-20）计算0.7*（dd1+dd2）a02(dd1+dd2) (3.4)378a01080故初步确定中心距a0=400mm由式（8-20）计算所需要的带的基准长度La0 2a0+（dd1+dd2）+ (3.5)=2*400+*（140+400）+=800+848+33.8=1681.8根据表8-2选带的基准长度Ld=1800mm按式（8-23）计算实际中心距aaa0+(Ld-Ld0)/2

20、=400+(1800-1681.8)/2=459.5 (3.6)5)计算小带轮上的包角11180-（dd2-dd1）147.5690 (3.7)6）计算V带的根数Z计算单根V带的额定功率Pr由dd1=140mm,n1=710r/min,查表8-4a得 P0=1.26根据n1=710r/min,i=3,和A型带，查表8-14b得P0=0.09查表8-5得Ka=0.92,表8-2得KL=1.01,于是Pr=(P0+P0)*Ka*KL= （1.26+0.09）*0.92*1.01=1.25 (3.8)计算V带的根数Z=3.3/1.25=2.64取三根7）计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min由表

21、8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以（F0）min=500+187.5N (3.9)应使带的实际初拉力F0（F0）min8)计算压轴力Fp压轴力的最小值为（FP）min=2z(F0)minsin (3.10)=2*3*187.5*sin1080.22N9）带轮结构设计小带轮如图所示：图3.2小带轮大带轮如图所示:图3.3大带轮3.1.3 齿轮箱内的主从动齿轮的设计计算双轴搅拌系统是双轴卧式食品搅拌机的核心部分，是食品搅拌的执行机构。双轴搅拌系统是本系统的核心部件，它是搅拌的执行部件。要在箱体内安装一个主动齿轮，另外还要安装两个从动齿轮，主动齿轮采用合体式，主动轮的转动是由电动机

22、带动带轮，进而带动齿轮，从动轮宜采用分体式，这样以主动轮为中心，从动轮活动就可以调节的结构，便于调试和安装。主、从动轮的运动直接与加工有关，所以主从动轮的结构是非常重要的，下面分别对主动轮和从动轮的结构和受力情况进行分析5。在确定齿轮的尺寸之前，首先确定电机的功率，这里选用的是3kw的电动机。应当注意的是：此搅拌机的加工比较特殊，其中心距要保证为一定距离6。1)选定齿轮类型，精度等级，以及材料和齿轮按机械设计图10-23所示的传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动。本款式食品搅拌机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr，

23、硬度为28，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数z1=30,大齿轮齿数z2=4*30=120。2)按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即d1t2.32 (3.11)1 确定公式内的各计算数值a. 选择在和系数Kt=1.3b. 计算小齿轮传递的转矩。T1= (3.12)=95.5*105*2.85/236.67=1.15105c. 由表10-7选择齿宽系数d=1d. 由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa0.5e. 由图10-21d按齿面硬度差的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa；大吃林的接触疲劳强度极限Hlim2

24、=550Mpaf. 由式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh (3.13)=60236.671(2830015)=1.02109N2=1.02109/1.49=0.68109g. 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.07;KHN2=1.10。h. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1,由式（10-12）得H1=1.07600=642Mpa (3.14)H2=1.10550=605Mpa (3.15)2 计算a. 试用小齿轮分度圆直径d1t,带入H中较小值。d1t2.32 (3.16) =2.32 =67.5mmb. 计算圆周速度vv= (3.17)=0.83

25、m/sc. 计算出齿宽bb=d*d1t=1*67.5=67.5mmd. 计算齿宽与齿高之比b/h模数 mt=d1t/z1=67.5/30=2.25齿高 h=2.25*mt=2.25*2.25=5.06b/h=67.5/5.06=13.3 e.计算载荷系数 根据v=0.8m/s,7级精度，由图10-8查的动载系数Kv=1.05 直齿轮，KH=KF=1 由表10-2查的使用系数KA=1.0 由表10-4用插值法查的，7级精度，小齿轮相对支撑对称分布时，KH=1.31 由b/h=13.3，KH=1.417查图10-13得KF=1.32； 故载荷系数K=KAKVKHKH=1*1.05*1*1.313=

26、1.38f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得 d1=d1t (3.18)=67.5*=68.86g.计算模数m m=2.303)按齿根弯曲强度设计 由式10-5得弯曲强度的设计公式为m (3.19)1 确定公式内的各计算数值a. 由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpab. 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86,KFN2=0.87：c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得F1=307.14 Mpa (3.20)F2=236.14 Mpa (3.21)d

27、. 计算载荷系数K K=KAKVKFKF (3.22)=1*1.05*1*1.32=1.386e. 查取齿形系数 由表10-5查得YF1=2.52，YF2=2.16f. 查取应力校正系数由表10-5查的 YS1=1.625，YS2=1.81g. 计算大，小齿轮的并加以比较。=0.0085 (3.23)=0.0164 (3.24)大齿轮的数值大2 设计计算m=1.8 (3.25)对比计算结果，由齿轮的齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，二齿轮接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.8并

28、就近圆整为标准值m=2，接触强度算得的分度圆直径d1=68.86，算出小齿轮齿数z1=34 大齿轮齿数 z2=4*34=136 通过这样计算来确定的齿轮传动，既能够满足了齿面接触疲劳强度要求，又能够满足了齿根弯曲疲劳强度要求，并做到了结构紧凑，避免浪费。 4）几何尺寸计算 计算分度圆直径 d1=z1m=34*2=68mm d2=z2m=2*136=272mm 计算中心距 a=(68+272)/2=170 计算齿轮宽度b=dd1=1*68=68故取B2=70，B1=75 5）齿轮结构设计 1 主动齿轮如下图图3.4主动齿轮3 从动轮齿轮如下图图3.5从动齿轮3.1.4 轴的设计校核轴在机械中的应

29、用是非常广泛的。轴能够支撑传动零件并且能够与之一起回转以传递运动，扭矩或弯矩的机械零件。一般为金属圆柱状，各段由不同的直径，称之为阶梯轴。机器中作回转运动的零件就装在轴上。根据轴的线性形状的不同，轴可以分为曲轴和直轴两类。根据轴的支撑情况，又可分为：常见的一种是转轴：工作时既承受弯矩又承受扭矩，是机械中最常见的轴，如各种减速器中的轴等。经常用的一种是心轴：用来支撑转动零件只承受弯矩而不传递扭矩，有些心轴转动，如铁路车辆的轴，有些心轴则不转动，如支撑轮滑的轴等。最常见最常用的一种是传动轴：主要用来传递扭矩而不承受弯矩，如起重机移动机构中的长光轴，汽车的驱动轴。轴的材料主要采用碳素钢或者合金钢，也

30、可采用球墨铸铁或者合金铸铁等。轴的工作能力一般取决于强度和刚度，转速高时还取决于震动稳定性7。进行轴的强度的校核时，应该根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法并恰当的选取其许用应力。对于仅仅承受扭矩的轴，应按扭转强度条件计算；对于既承受弯矩又承受扭矩的轴，应按弯矩合成强度条件进行计算，需要时还应按疲劳强度进行精确校核。6此外，对于瞬时过载很大获应力循环不对称较为严重的。还应该按峰尖在和校核其静强度，以免产生过量的塑性变形。按扭转强度条件计算，这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果还受有不大的弯矩时，则用降低需用扭转切应力的办法予以考虑。在做轴的结构设计时，通常用这种方法初步估算轴径。对于不大重要的轴，也可作为最后计算结果。轴的扭转强度条件为T (3.26)式中：T扭转切应力，MPa； T轴所受的扭矩，Nmm； WT轴的抗扭截面系数，mm3；n轴的转速，r/min； P轴传递的功率，KW； d