【正文】 通孔，空氣由此可以吹入鍋內(nèi)。為了減少出料時間，出料口選取較大，選用半徑 R=100mm。根據(jù)軸線形狀的不同，軸可以分為曲軸和直軸兩類。軸的材料主要采用碳素鋼或合金鋼，也可采用球墨鑄鐵或合金鑄鐵等。此外，對于瞬時過載很大獲應(yīng)力循環(huán)不對稱性較為嚴重的軸，還應(yīng)按峰尖在和校核其靜強度，以免產(chǎn)生過量的塑性變形。30][.TA應(yīng)當指出，當軸截面上開有鍵槽時，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。mind在下述的設(shè)計計算中，由于彎矩小或只受扭矩作用、載荷較平穩(wěn)，故 取值][Tτ為（25~45）， 取值為（126~103）。攪拌軸的最低轉(zhuǎn)速 n=30r/min。經(jīng)試驗表明, 葉片與軸的夾角為45度時效果較好，而葉片的半徑為300mm，相隔 安裝在攪拌軸上時，環(huán)流影響012小，攪拌效果最佳。+最終壓力 。=in/3畢業(yè)設(shè)計 14 4 傳動機構(gòu)設(shè)計計算 V 帶的傳動設(shè)計工作機一般都要靠原動機供給一定形式的能量才能工作。對帶輪設(shè)計的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻，工藝性好，與帶輪接觸的工作表面要仔細加工，以減少帶的摩損，轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡。3）計算大帶輪的基準直徑 2d，圓整為 。rP .).071()Δ(α0 =+=?+=2）計算 V 帶的根數(shù) Z 因此取 3 根。 變速箱中齒輪傳動設(shè)計計算電動機輸出的功率和轉(zhuǎn)速經(jīng)過 V 帶傳遞，傳入變速箱中的功率為 ，轉(zhuǎn)速為 360r/min，經(jīng)變速箱變速后輸出的三種轉(zhuǎn)速為 90r/min，180r/min ，270r/min，其傳動比分別為 ， ， 。mNmNnPT ?=?= 4551 2）查表選取齒寬系數(shù) 。=7）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由公式的 ][11=。=計算圓周速度 0v。12.=VK用插值法查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， 。3 按齒根彎曲強度設(shè)計由公式得彎曲強度的設(shè)計公式為 ()321])/[(ψ≥FdYZKTδβ??1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由表查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎曲強度極限MPaFE50δ1=；取彎曲疲勞壽命系數(shù) ， ；MPaFE380δ2==FN計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，由公式得；][E1F =畢業(yè)設(shè)計 20 。=計算大、小齒輪的 并加以比較][αFSYδ；01397..3582][1α=FSYδ；6..4][2αFS大齒輪的數(shù)值大。 =3）許用接觸應(yīng)力計算 HHWNP PaSZσσ≥==所以接觸強度足夠。431=z572129=d71 核算齒面接觸強度1）計算有關(guān)數(shù)據(jù)及系數(shù)的確定 mNmNnPT ?=?=4515 額定圓周力 dTFt 查機械手冊可知 ， ， ， ，==， ，2）計算接觸應(yīng)力的公式 αβεσKubdFZVAtHE1+?=畢業(yè)設(shè)計 24 。1P≤2σFP 變速箱中零件布置設(shè)計變速箱中通過其不同齒輪組的嚙合來輸出不同轉(zhuǎn)速，通過上面的計算可以確定各組齒輪的大小和傳動比，但是變速箱在同一時間內(nèi)只能輸出一種轉(zhuǎn)速，因此應(yīng)當合理布局軸上零件。畢業(yè)設(shè)計 25 圖 變速箱內(nèi)部布局確定 A，B 的大小通過計算可知軸Ⅰ上齒輪齒寬為 B=60mm，軸Ⅱ上齒輪齒寬為 B=54mm。為保2730≥54)(b60++a ba+≥51證齒輪 3 不接觸，應(yīng)滿足 ，即 。此外，對于瞬時過載很大獲應(yīng)力循環(huán)不對稱性較為嚴重的軸，還應(yīng)按峰尖在和校核其靜強度，以免產(chǎn)生過量的塑性變形。30][.TA應(yīng)當指出，當軸截面上開有鍵槽時，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。mind在下述的設(shè)計計算中，由于彎矩小或只受扭矩作用、載荷較平穩(wěn)，故 取值][Tτ為（25~45）， 取值為（126~103）。2）軸Ⅰ結(jié)構(gòu)圖畢業(yè)設(shè)計 27 圖 軸Ⅰ2 軸Ⅱ的設(shè)計校核1）設(shè)計計算軸Ⅱ上開有兩個鍵槽，一個為普通平鍵，另一個為滑動鍵槽。傳動比 i=3，設(shè)計的錐齒輪應(yīng)按最高轉(zhuǎn)速進行求解，即小齒輪轉(zhuǎn)速為 270r/min，大齒輪轉(zhuǎn)速為 90r/min，轉(zhuǎn)矩為 ?mm，軸交角 。=Rψ3）綜合系數(shù) KK=。m7024）節(jié)錐角 與1δ2；021 )9/30(==arctgzrt。72)(9).1( ==?=Rmd4 按接觸強度校核計算1）額定圓周力 mFt。2δHP≤5 彎曲強度校核計算1）有關(guān)參數(shù)和系數(shù)計算畢業(yè)設(shè)計 30 ；==查表得 ， ；1=， ； =， ， 。6 錐齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計畢業(yè)設(shè)計 31 圖 小錐齒輪圖 大錐齒輪畢業(yè)設(shè)計 32 5 結(jié) 論通過這次畢業(yè)設(shè)計，我了解了相關(guān)行業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀及其相關(guān)產(chǎn)品，這讓我收益頗豐。但由于時間的急迫，相關(guān)專業(yè)知識的欠缺，本設(shè)計中也有許多的不足之處。在日后改進中應(yīng)注重改進上料機構(gòu)。對于這個問題應(yīng)當查閱相關(guān)資料，借鑒相關(guān)結(jié)論，完善葉片的設(shè)計。該設(shè)計中，在攪拌鍋底部還加入了六個空氣吹嘴，將空氣從底部不斷吹入攪拌原料中，這不僅使食品原料有了一定的膨松度，更重要的是這種上下的對流促進了原料的快速混合，減少了攪拌時間，且提高了攪拌質(zhì)量。=S2）許用彎曲應(yīng)力 Pδ；MPaYSsrFXNP =。= smndVm/==π3）許用接觸應(yīng)力 Hδ， 。 ()==δ6）齒寬 b。0=922）模數(shù)，取 m=3mm。2 按接觸疲勞強度設(shè)計1）接觸疲勞極限應(yīng)力；MPaH70lim=δ， 。50=≥30=4.%528.故取軸的外徑不小于 。0=≥30=47.%故取軸徑不小于 。然后將軸徑圓整為標準直徑。在做軸的機構(gòu)設(shè)計時，通常用這種方法初步估算軸徑，也可以作為最后計算結(jié)果。12 變速箱中傳動軸的設(shè)計校核進行軸的強度校核計算時，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況，采取相應(yīng)的計算方法，并恰當?shù)剡x取其許用應(yīng)力。為了不影響正常工作，應(yīng)保證各齒輪端面不接觸。軸Ⅰ上的齒輪位置是固定不變的，通過改變軸Ⅱ齒輪位置實現(xiàn)不同齒輪組的嚙合傳動，應(yīng)此軸Ⅱ上的齒輪是可以在軸上軸向滑動的，但軸Ⅱ上齒輪的相對距離不能變動，以免發(fā)生干涉。2 核算齒根彎曲強度1）相關(guān)系數(shù)查機械手冊可知同接觸強度的相同。2）許用彎曲應(yīng)力 MPaYSsrFXNP ==σ畢業(yè)設(shè)計 22 MPaFP2022=σ3）核算齒根彎曲強度 ()=βεαβσYbmKFVAtF1；=.=FFYα因 ， ，所以彎曲強度足夠。mB541=62Ⅱ、中速齒輪傳動設(shè)計計算在低速齒輪傳動的設(shè)計計算中已確定 a=150mm，再進行中速齒輪傳動設(shè)計時，可知 a=150mm，i=2，根據(jù)公式 a= ，初定模數(shù) m=，則 ，2121mzd+=401=z， ， 。51..βα=FVA查取齒形系數(shù)； 。94.=αHVAK按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓，由公式得。mdbt =?=ψ計算齒寬與齒高之比模數(shù) ；zmt 齒高 ；mht .==。 。24）由機械手冊按齒面硬度查得小齒輪的解除疲勞強度極限 ；大齒輪MPaHlin601=δ的接觸疲勞強度極限 。2 按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算，即 ()?≥])/[(ψHEdZuKTδ?177。min0)(≥F P壓軸力的最小值為。mo50=2）計算帶所需的基準長度 Ld畢業(yè)設(shè)計 15