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 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 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ABSTRACTThedesignforthefood-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(​http:​/​​/​baike.soso.com​/​ShowTitle.e?sp=S%E6%B6%B2%E4%BD%93"\t"_blank​)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 关于××同志的政审材料调查表环保先进个人材料国家普通话测试材料农民专业合作社注销四查四问剖析材料 、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 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 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=0.844.1.2计算需要电动机输出的功率Pd电动机功率PdPd=Pw/η总=6.0/0.84=7.1KW4.1.3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’=184.1.3.2计算所需电动机转速nd’=I’×nw=18×40r/min=720r/min4.1.4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=184.1.5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）=2.564.1.5.2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7.194.177201Ⅰ7.194.17720Ⅱ6.6236.062672.70Ⅲ6.21575.781032.60Ⅳ6.021430.12402.524.2V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=7.81KWV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(​..​/​Documents%20and%20Settings​/​Administrator​/​我的文档​/​MathTypeV6.5 数学 数学高考答题卡模板高考数学答题卡模板三年级数学混合运算测试卷数学作业设计案例新人教版八年级上数学教学计划 公式编辑器简体中文版​/​安装前必读.txt​)==337.5mm由表6-3取dd2(​..​/​Documents%20and%20Settings​/​Administrator​/​我的文档​/​MathTypeV6.5数学公式编辑器简体中文版​/​安装前必读.txt​)=315mm传动比i=dd2/dd1=2.524.2.3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=155.604.2.4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=0.92V带根数Z==5.85取Z=64.2.5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=2770.4N4.2.6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7-7d1=（1.28～2）d=（57.6～64）mm取58mmda=dd＋2ha=322mmd2=da-2(ha＋hf＋δ)=296.7mmB=(Z-1)e＋2f=120mmL=(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=554MPa4.3.1.2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 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 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=69.204.3.2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=82mm4.3.3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=296.4Mpa4.3.3.2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=215.8MpaσF2=σF1=215.8Mpa=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=76mmL=b=82mm大齿轮由表8-3及图3-28制成腹板式da=dd＋2ha=186mmD1=1.6ds=72mmD2=da-10m=166mmD0=0.25（D2-D1）=23.5mmS=0.3b=23.1mmL=(1.2～1.5)b=(98.4～123)mm=100mm4.4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45HRC4.4.1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=4mm4.4.2确定几何尺寸分度圆直径：d1=mZ1=4×18mm=72mmd2=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=63mm4.4.3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=1120MPa4.4.3.2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=80mmL=b=58mm大齿轮由表8-3及图3-28制成腹板式da=dd＋2ha=200mmD1=1.6ds=80mmD2=da-10m=130mmD0=0.25（D2-D1）=50mmS=0.3b=17.4mmL=(1.2～1.5)b=(75.6～84.5)mm=80m4.5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32mm5.1.2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27762+46+45+80+8+15+19=277mm5.2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=6296.6NFr=Ft×tanа=2291.8N轴上齿轮的受力如图2中a所示。5.2.3求水平面支反力以B为基点FAH==447.9N以A为基点FBH==2291.8NC截面处的水平面弯矩MCHR=FAH×70N·mm=447.9×70N·mm=31353N·mmMCHR=31353N·mmB截面处的水平面弯矩MBH=FQ×84.5=2270.4×84.5N·mm=186523N·mm水平面支反力如图2中b、c所示5.2.4作垂直面受力图及弯矩图FAV=FBV=/2=3148.3NMCV=FAV×70=220381N垂直面弯矩图如图2中d所示5.2.5作合成弯矩图C截面MCR==222600N·mmMCL=MCR=222600N·mmB截面MBL==186525.3N·mm(MBV=0)合成弯矩图如图2中e所示5.2.6作转矩图T2=220380N·mm转矩图如图2中f所示5.2.7作当量弯矩图由当量弯矩图和轴的结构图可知，C、D截面为危险截面。应力校正系数可视为脉动循环，取а=0.6C截面（左右两侧相等）MCe==258911.2N·mmB截面（左右两侧相等）MBe==228639.3N·mmD截面MDV=FBV×37.5=18061.3N·mmMDH=FBH×37.5=176876.3N·mmMD==212658.2N·mmMDe==250415.2N·mm当量弯矩图如图2中g所示5.2.8求危险截面处轴的计算直径许用应力轴的材料选用45钢调质处理。由表7-1查得w=60MPaC截面计算直径=mm=35.08mm计入键槽的影响dc=1.04×35.08mm=36.48mmD截面计算直径=mm=32.85mm5.2.9检查轴的强度经与结构设计图比较，dc=50mm，dD=45C截面与D截面的计算直径分别小于其结构设计确定的直径，故轴的强度足够5.2.10轴的正视图轴的正视图如图3所示图3轴Ⅱ的正视图5.3键的选择5.3.1齿轮轮毂联接的键根据工作要求及轴和轮毂的情况，初选用材料为45钢，A型普通平键在键槽中易于固定，联接定心性好，拆装方便，能承受变载，因此，初选用该型键。由附表2-7与齿轮轮毂联接的键键A14×65GB1069-79b=14mm，h=9mm，L=65与带轮轮毂联接的键键A10×54GB1069-79b=10mm，h=8mm，L=545.3.2键的校核以与Ⅱ轴上齿轮轮毂联接的键进行校核为例。许用挤压应力由表2-12，齿轮材料为钢，轻微冲击，[σ]p=100～120MPa工作长度l=L-b=65-14=51mm挤压应力σp=4T2/dhl=38.4Mpa结论由于σp≤[σ]p，所以选用的键强度足够。5.4轴承的确定5.4.1轴承的选择由于深沟球轴承结构简单，使用方便，生产批量大（价格便宜），可承受一定的轴向载荷（本次设计虽无轴向轴荷），摩擦系数小，极限转速稳定，由附表8-3初选用深沟球轴承型号6209，d=45mm，D=85mm，B=19mm。5.4.2轴承的校核所用轴承型号为6209轴上的齿轮所受力Ft=6296.6N，Fr=2291.8N，可有轻微冲击，转速n=286r/min，平均每天工作12h，要求工作8年。5.4.3计算当量动载荷轴承只受径向载荷，当量动载荷即为径向载荷，两轴承受力相等。当量动载荷FP1=FP2=0.5×=0.5×=3350N5.4.4求轴承的实际寿命轴承的基本额定动载荷由附表8-3C=31700N温度系数由表8-6ft=1.00载荷系数由表8-7fp=1.1寿命指数球轴承ε=3轴承的实际寿命Lh===37089h轴承的预期寿命L=12×365×8=35040hLh≥L，即满足工作要求6其他附件的选择6.1联轴器的选择选用型号为：YL11的凸缘联轴器，夹壳材料使用HT200，悬吊环用Q255-A钢——摘自《机械基础综合课程设计》，北京理工大学出版社。参考：（GB/T5843-1986）6.2箱体的选择箱体的作用：支撑和固定轴系零件，保证传动件的啮合精度，良好的润滑及密封。此箱体选用剖分式，便于轴系部件的装拆。密封：用涂水玻璃，并在接合面上开回油沟6.3轴承密封6.3.1外密封外密封：安装在减速器外伸轴伸出端的轴承外侧，用于使轴承与箱体外部隔离，以防润滑剂泻出及外部的灰尘、水分及其他污物进入轴承而导致轴承的磨损或腐蚀。并采用毡圈密封。6.3.2内密封内密封：安装在轴承内侧，本装置轴承采用油润滑，用挡油环密封。6.4窥视孔和视孔盖便于检查传动件的啮合情况，润滑状态，接触斑点和齿侧间隙。在传动件啮合区的上方设置窥视孔、视孔盖，用螺钉紧固在窥视孔上，其下垫有密封垫，以防润滑油漏出或污物进入箱体内。6.5起吊装置和轴承盖为便于拆卸和搬运减速器，在箱体上设置的，此处选用吊环螺钉。轴承盖用于对轴系零件进行轴向固定和承受轴向载荷，并起密封作用。——这些附件的材料出处，摘自《机械设计课程设计》金清肃主编，华中科技大学出版社，2007年版。6.6机座的选择型号：J-A-50参考文献：《化工设备设计基础》P418，表18-14：J-A型机座外形及安装尺寸。6.7箱体基本尺寸箱座壁厚9mm箱盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度13.5mm箱底凸缘厚度22.5mm地角螺钉直径120mm地角螺钉数目6轴承旁连接螺栓直径90mm盖与座连接螺栓直径66mm连接螺栓的间距175mm轴承端盖螺钉直径54mm视孔盖螺钉直径42mm定位销直径49.5mmMdf,Md1,Md2至外箱壁距离26mmMdf,Md1,Md2至凸缘边缘距离34mm轴承旁凸台半径34mm外箱壁至轴承座端面距离67mm箱盖、箱座肋厚6.8mm7.65mm轴承端盖外径60mm轴承旁螺栓距离60mm——摘自《机械设计基础课程设计》，杨晓兰主编，华中科技大学出版社，20067搅拌器的选择框锚式或锚式搅拌器工作时产生切向流动，边缘形成高剪切率，使混合介质不易沉积在容器壁上，低速使用，是理想的中高粘度流体的搅拌元件。此类搅拌器为慢速型搅拌器，常用于中高粘度液体混合、传热反应等过程。 根据不同介质的物理学性质、容量、搅拌目的选择相应的搅拌器，本设计选用该类搅拌器。8筒体的选择搅拌容器的筒体基本上是圆筒，封头，采用椭圆形封头。根据工艺需要，容器上装有各种接管以满足进料、出料、排气等要求。对物料加热或取走反应热，常设置外夹套或内盘管。上封头焊接有凸缘法兰，用于搅拌容器与机架的连接。容器上还设置有温度、压力等传感器。搅拌器和搅拌容器的筒体及其上附件基本情况如图4所示图4搅拌机及筒体结构简图9设计小结首先，我觉的这次课程设计对我来说很有意义。深刻认识到课程设计的复杂性和逻辑性，由此锻炼了自己的耐性，逻辑能力及综合运用知识的能力，只有认真对代，才能将其做好。平常课堂上的某些知识（如食品机械设备、机械设计基础等）没有十分的形象化，通过这次课程设计，使我形象了解到搅拌容器的局部及整体结构及相关零件。对与书本知识，有了相对较深的理解，并与实际结合了起来，使原来相对陌生的轴、轴承、联轴器等，一下子熟悉了许多，并且能初步设计其主要结构，这对我来说，真的值得高兴。其次，设计的过程相当复杂，开始时，资料欠缺，知识生疏，有些地方（如齿轮和带轮）最初设计时，摸不着头脑，初选的几次均不能满足要求，走了一些弯路。后来由老师和同学的帮助，涉及到每个部位每个零件的具体选择，材料选择等问题，经过认真查找资料，询问老师或与同学讨论，再根据自己的设计慎重选择。即使很复杂也终于做完了，虽然设计中有些地方不是很理想，需完善，但最起码明白了其中的过程，体会到设计一个小小的零件都是一件不容易的事情，做到了理论与实践的进一步结合。总的来说，通过这次机械课程设计，我受益匪浅。参考文献1.金清肃主编·《机械设计课程设计》·华中科技大学出版社，20072.杨晓兰主编·《机械设计基础课程设计》·华中科技大学出版社，20063.王健石主编·《机械通用零件优选手册》·中国电力出版社，20054.孔凌嘉主编·《简明机械设计手册》·北京理工大学出版社，20085.孔凌嘉、张春雷主编·《机械基础综合课程设计》·北京理工大学出版社，20046.宋宝玉主编·《机械设计基础》第3版·哈尔滨工业大学出版社，20067.李秀珍主编·《机械设计基础》（少学时）第四版·机械工业出版社，20058.殷涌光主编·《食品机械与设备》·化学工业出版社，2006致谢这次课程设计的完成，可以说是不易的，和许多人的帮助是分不开的。另外，感谢和我讨论问题以及给我讲解问题的同学们，感谢那些参考文献的编者和出版社，还有贾晓红老师，给我们在机房申请了足够的免费上机时间，让我们免费上网查资料、做设计，为我们的设计提供了硬性条件，使我们查资料、做设计方便了许多。2010年6月PAGE21