漿粕打漿機設計

目 錄摘要1關(guān)鍵詞1前言21 .漿粕打漿機設計要求31.1 設計的總體要求31.2 原始數(shù)據(jù)32 總體設計方案確定及動力元件選擇32.1 總體設計方案32.2 電動機的選擇42.3 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算42.3.1 傳動裝置的總傳動比和分配傳動比42.4 傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)52.4.1 各軸的轉(zhuǎn)速52.4.2 各軸的輸入功率52.4.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩52.5 帶傳動的設計52.5.1 帶傳動類型的選擇52.5.2 V帶帶型的選擇62.5.3 確定帶輪的基準直徑和驗算帶速62.5.4 確定中心距a,并選擇V帶的基準長度62.5.5 計算中心距a及其變動范圍72.5.6 帶輪設計82.6 齒輪傳動的設計82.6.1 高速級齒輪設計：82.6.2 按齒面接觸強度設計82.6.3 小齒輪的設計計算92.6.4 驗算輪齒彎曲強度102.6.6 低速級齒輪設計102.6.7 按齒面接觸強度設計112.6.8 按齒根彎曲強度設計122.6.9 幾何尺寸計算122.7 傳動軸的設計與校核132.7.5 輸入軸的設計132.7.6 計算出作用在齒輪上的力132.7.7 初步確定軸的最小直徑132.7.8 軸的結(jié)構(gòu)設計132.7.9 軸上的載荷計算152.8 滾動軸承的設計與校核162.8.1 輸出軸軸承162.8.2 鍵聯(lián)接的設計與校核163 聯(lián)軸器的選擇與計算174 打漿裝置設計174.1 刀片的設計與計算174.2 設計刀片的布置174.2.1 刀片的布置174.2.2 “裹軸”現(xiàn)象194.3 刀片的主要參數(shù)194.3.1 刀片主要參數(shù)的設計204.3.2 主軸的轉(zhuǎn)速的確定214.4 螺旋刀片的選擇224.4.1 刀片螺旋面的成形234.4.2 坯料形狀的選擇234.4.3 整圓坯料尺寸的確定235 筒體與打漿軸的簡要設計255.1 筒體的主要參數(shù)255.2 打漿軸的主要參數(shù)255.2.1 銷軸的校核265.2.2 打漿軸筒強度校核276 結(jié)論28參考文獻28致謝29漿粕打漿機設計摘 要:本次設計的.漿粕打漿機是我們的主要設計機型。它是漿粕打漿機中的一種，漿粕打漿機不僅能打漿干硬性食品，而且能打漿輕骨料食品，能使食品達到強烈的打漿作用，打漿非常均勻，生產(chǎn)率高，質(zhì)量好，成本低。它是目前國內(nèi)較為新型的漿粕打漿機，整機結(jié)構(gòu)緊湊、外型美觀。工作時,物料在刀片推動下沿螺旋面移動,長期的生產(chǎn)實踐證明,通過對.漿粕打漿機的刀片結(jié)構(gòu)和曲面形狀進行合理的布置和設計，食品的質(zhì)量和生產(chǎn)效率會有很大的提高。其主要組成結(jié)構(gòu)包括：打漿裝置，打漿傳動系統(tǒng)，上料、卸料系統(tǒng)，供水系統(tǒng)，機架及行走系統(tǒng)，電氣控制系統(tǒng)，潤滑系統(tǒng)等。主要設計計算內(nèi)容是.漿粕打漿機機械部分的設計，主要包括：減速器的設計、減速器上所有部件之間相互位置的確定、減速器與打漿筒的連接方式及安裝位置、打漿筒外形尺寸的確定、打漿筒鋼結(jié)構(gòu)的選材，打漿軸的校核、完成打漿裝置及零部件圖。關(guān)鍵詞：漿粕打漿機；減速器；打漿裝置；刀片（Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China) Abstract: The design of the . concrete mixer is our main design models. It is a forced horizontal shaft concrete mixer, not only compulsory concrete mixer mixing dry concrete, but also mixing of lightweight aggregate concrete to make concrete to achieve a strong role in mixing, stirring very uniform, high productivity, good quality and low cost. It is a relatively new type of mixer, compact structure, beautiful appearance. Work, the material in the leaves to promote the move along the helical surface, the long-term production practice proves that a reasonable layout and design by the leaf structure and shape of the surface lying shaft mixer, concrete quality and production efficiency will be greatly improved . Its composition include: mixing device, mixing the transmission system, loading, unloading system, water supply system, rack and walking system, electrical control system, lubrication system. Calculate the content of the main design is the design of the mechanical parts of . concrete mixer, including: the design of the reducer.Keyword: concrete mixer；rack；the channel前言近年來隨著我國城市基礎建設、食品業(yè)開發(fā)業(yè)的迅猛發(fā)展，推動了食品生產(chǎn)產(chǎn)量的迅速提高。食品生產(chǎn)是改變傳統(tǒng)的現(xiàn)場分散打漿食品的生產(chǎn)方式，實現(xiàn)食品加工工業(yè)化的一項重要改革1-2。食品的商品化生產(chǎn)因其生產(chǎn)的高度專業(yè)化和集中化等特點大大提高了食品工程質(zhì)量，節(jié)約原材料，加快，提高勞動生產(chǎn)率，減輕勞動強度，同時也因其節(jié)省施工用地，改善勞動條件，減少環(huán)境污染而使人類受益3。目前,在國內(nèi)外的食品等行業(yè)廣泛地使用著各種各樣的用來打漿、食品及其他原料的漿粕打漿機。從其運動方式及其主要結(jié)構(gòu)上來看,它們可分為兩大類型:一種形式為單運動的軸式傳動軸上(有單軸和雙軸)安裝各式各樣的打漿刀片(有長錐形、螺旋形等),并利用刀片來打漿物料；而另一類則是通過鋼齒輪傳動帶動某一形狀的筒體(有圓錐體、圓柱體等)的自身旋轉(zhuǎn)而使物料產(chǎn)生打漿效果。由于這些打漿輸送機全部都是利用單運動方式,因而普遍存在拌和物料不充分,打漿效果不太理想；另外,其噪音也較大,特別是在食品炭行業(yè)的工業(yè)型食品等新工藝上使用的打漿輸送機,根本滿足不了其工藝設計要求而嚴重制約了其新技術(shù)新工藝的推廣使用,因而急需一種結(jié)構(gòu)新穎、效果明顯的全新機型的漿粕打漿機來逐步代替舊式漿粕打漿機,并且也可廣泛地使用于其他行業(yè)4。然而，在實際生活中，我們看到的大部分漿粕打漿機，都是起打漿作用，然后通過車載，人力等方式運送到需要的地方。打漿和輸送分開進行，既加強了工人的勞動強度，降低了勞動效率，造成大量原材料的浪費，又污染了環(huán)境。還有些設備是打漿和輸送是分開的，及用一種機器完成食品的打漿作用，而用專門的機器完成食品的輸送。.漿粕打漿機是隨著食品施工工藝的改進而逐漸發(fā)展起來的新機型。近年來，漿粕打漿機逐漸向大容量和高生產(chǎn)率方向發(fā)展。通過長期的研究和探索發(fā)現(xiàn)比較完善的打漿輸送過程。為使食品的打漿和輸送變得相對容易，一般采用臥式雙軸強制式連續(xù)漿粕打漿機。通過對打漿軸的刀片的設計和組合，使物料完成打漿和輸送的工作。本機在封閉的環(huán)境中，實現(xiàn)對物料的打漿和輸送，打漿及輸送效果良好，對環(huán)境污染少，能夠改善施工現(xiàn)場施工條件，保障施工人員身心健康，降低工人的施工強度，提高工作效率，減少施工中對環(huán)境的破壞5。1 .漿粕打漿機設計要求1.1 設計的總體要求（1）滿足使用要求（2）滿足經(jīng)濟性要求（3）力求整機的布局緊湊合理（4） 工業(yè)性要求簡單而實用（5）滿足有關(guān)的技術(shù)標準1.2 原始數(shù)據(jù)（1）出料容積 500 L（2） 進料容積 800 L（3）打漿電機額定功率 15 KW（4）最大骨料粒徑 80/60 （5） 生產(chǎn)率： 25-30 2 總體設計方案確定及動力元件選擇2.1 總體設計方案雙臥軸漿粕打漿機主要由傳動系統(tǒng)、打漿裝置、打漿筒等組成。該產(chǎn)品的主要機構(gòu)主要由一下幾部分組成6。1- 減速器 2-底架 3-電機 4-打漿筒 5-打漿軸 圖1 連續(xù)式漿粕打漿機Fig.1 Continuous concrete mixer（1）.電機、減速機由皮帶連接在一起，減速機與打漿軸也由聯(lián)軸器連接在一起，安裝在底座上組成一個整體，它們之間用螺栓聯(lián)結(jié)以便裝卸和運輸。（2）. 打漿系統(tǒng)由打漿筒，打漿軸組成，完成物料的打漿及輸送工作。兩打漿軸在打漿筒內(nèi)成對稱方向布置，一個打漿軸主要用于輸送物料，而另一個打漿軸用來打漿和輸送物料。2.2 電動機的選擇 傳動方案簡圖 1箱體2第二級大齒輪3第一級大齒輪4第二級小齒輪5大皮帶輪6第一級小齒輪7小皮帶輪8電動機9開式大齒輪10開式小齒輪圖2 打漿傳動系統(tǒng)Fig.2 Stirring transmission system由于雙臥軸漿粕打漿機從結(jié)構(gòu)上看，主要就是依靠電機的旋轉(zhuǎn)，帶動減速機的轉(zhuǎn)動，進而帶動打漿軸的旋轉(zhuǎn)。因此，電機是整個裝置的動力元件。由于在露天工作，工作時灰塵較多，土揚水濺的工作場合。在打漿的過程中，由于食品在不斷的打漿過程中消耗動力，因此連續(xù)式漿粕打漿機的生產(chǎn)能力決定著電機的功率。此處電動機選型計算不詳細涉及功率計算，而依據(jù)工作裝置轉(zhuǎn)速進行電機選型。異步電機具有結(jié)構(gòu)簡單、維修方便、工作效率高、重量較輕、成本較低、負載特性較硬等特點，是應用較廣、需求較多的一類電機7。綜合考慮各個條件，由課程設計指導書表20-1中的Y系列電動機技術(shù)數(shù)據(jù)，查得暫選電機為Y160M2-2型電機。查表知該電機功率為15KW。轉(zhuǎn)速為2930r/min。效率為90，額定轉(zhuǎn)矩為2.0 KN.m ,最大轉(zhuǎn)矩為2.2KN.m,質(zhì)量125Kg. 所以 2.3 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算2.3.1 傳動裝置的總傳動比和分配傳動比總傳動比：ia=nmnw=293081.49=35.96 由于， (1)初選V帶傳動比，所以減速器的傳動比： iz=iaid=35.963=11.98分配傳動比：高速級齒輪 i1=1.4i2=4.09 低速級齒輪 i2=izi1=11.984.09=2.922.4 傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)2.4.1 各軸的轉(zhuǎn)速 軸1（電機）： n1=nm=290r/min 軸2（輸入）：n2=n1id=29303r/min=976.67r/min 軸3（中間）:n3=n2i1=976.674.09r/min=238.79r/min 軸4（輸出）: n4=n3i2=238.792.92r/min=81.77r/min 軸5（打漿軸）： n5=n4it=81.771r/min=81.77r/min2.4.2 各軸的輸入功率 軸1（電機軸）： 軸2（輸入） 軸3（中間） 軸4（輸出） 軸5（打漿軸） 2.4.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 軸1（電機軸）： 軸2（輸入）： 軸3（中間）： 軸4（輸出）： 軸5（打漿軸）：運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果如下表12.5 帶傳動的設計2.5.1 帶傳動類型的選擇由于V帶傳動允許的傳動比較大，結(jié)構(gòu)緊湊，大多數(shù)V帶已標準化，且普通V帶用于載荷不大和帶輪直徑較小的場合，符合所要求的工作和生產(chǎn)的條件，所以選擇普通V帶為外傳動零件。表1 各軸的數(shù)據(jù)Table 1 Each axis data軸名輸入功率P（kw）輸入轉(zhuǎn)矩T（Nm）轉(zhuǎn)速n（r/min）111.4937.452930211.03107.85976.67310.59423.53238.79410.171187.7681.7759.671129.3781.772.5.2 V帶帶型的選擇由于漿粕打漿機在工地上作業(yè)，時間一般比較長，基本大于8小時。根據(jù)課本13-8 （機械設計），查得工作情況系數(shù)已知所需傳遞的額定功率，即電動機的額定功率P=15kw所求的計算功率 Pca=KA.P=1.115kw=16.5kw 已知小帶輪轉(zhuǎn)速,即電機軸的轉(zhuǎn)速n1=2930r/min 根據(jù)課本圖13-16，選取窄V帶SPZ帶型2.5.3 確定帶輪的基準直徑和驗算帶速（1）初選小帶輪的基準直徑dd1 根據(jù)課本表13-8，V帶輪的最小基準直徑dd1(min)=130mm 根據(jù)課本表13-9，初選小帶輪的基準直徑dd1(min)=132mm（2）計算大帶輪的基準直徑dd2 由于id=3由式dd2=iddd1=3132mm=396mm，并根據(jù)表8-8圓整，得dd2=400mm2.5.4 確定中心距a,并選擇V帶的基準長度（1）初定中心距a0根據(jù)式0.7(dd1+dd2)a0 2(dd1+dd2)得：372.4mma01064mm 所以，a0初定為600mm（2）計算相應的帶長Ld0 (2) =2600+3.142132+400+（400-132）24600mm=2059.18mm 根據(jù)課本表13-2，選定Ld=2000mm2.5.5 計算中心距a及其變動范圍a=a0+Ld-Ld2=600+2000-20592mm=570.5mm其變動范圍 amin=a0-0.015Ld=570mm amax=a0+0.03Ld=660mm中心距變化范圍570660m（1）驗算小帶輪上的包角1180-dd2-dd257.3a180-400-132570.557.3=153.1小帶輪上包角1120 符合要求。（2）確定帶的根數(shù)z 由公式 Z=Pcapr=pca(P0+P0)KaKL (3) 根據(jù)和，查表13-4,得根據(jù)和SPZ帶型查表13-6,得 根據(jù)，查表13-7，得 根據(jù)和SPZ帶型，查表13-2，得 將所查參數(shù)代如式（1）中，求得z=2.56圓整后，取z=3（3）確定帶的初拉力 根據(jù)SPZ帶型，查表13-1，得q=0.07kg/m F0(min)=500(2.5-Ka)PCaKaZV+qv2 (4) =262N（4）計算壓軸力Fp（min）=2ZF0(min)sin12=23262sin153.12N=1436N 2.5.6 帶輪設計 材料選用HT200結(jié)構(gòu)形式：根據(jù)，小帶輪采用實心式結(jié)構(gòu),，大帶輪采用 輪輻式結(jié)構(gòu)根據(jù)SPZ帶型，查表13-10，f=12mm,e=12mm, 根據(jù)帶的根數(shù)，可求得帶輪寬度：B=48mm2.6 齒輪傳動的設計2.6.1 高速級齒輪設計：（1）根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動（2）由于帶式運輸裝置為一般的工作機器，傳動功率不大，轉(zhuǎn)速不高，故選用8級精度。（3）材料選擇: 兩齒輪均使用軟齒面，因為是閉式傳動，失效形式為點蝕小齒輪的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS 大齒輪的材料為45號鋼，正火處理，硬度為200HBS 兩齒輪硬度差控制為40HBS （4）齒數(shù)的初選考慮傳動的平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多一些取，則Z2=Z1i1=234.09=94.07圓整后，?。?）初選螺旋角為2.6.2 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 (5)(1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 查表11-3試選載荷系數(shù)Kt=1.1（2） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=107.85Nm（3） 根據(jù)齒輪的裝置情況，由表10-7選取齒寬系數(shù)（4） 根據(jù)螺旋角，由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)（5） 根據(jù)齒輪材料，由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)（6） 根據(jù)齒輪的材料:由表11-1，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限（7）根據(jù)可靠度 查表11-5 2.6.3 小齒輪的設計計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑，代入上述系數(shù)，得 （2）計算圓周速度v （3）計算齒寬b及模數(shù) b=d1t=171mm=71mm mnt=d1tcosz1=710.96623mm=2.98mm2.6.4 驗算輪齒彎曲強度（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （2）查取齒形系數(shù)，由課本圖10-8查得 （3）查取應力校正系數(shù)由表10-8查得 （4）設計計算 F1=2KT1YFa1YSa1bm2z1=21.1107.851031.582.73703323=70.6MPa F2=F1YFa1YSa1YFa2YSa2=7.062.251.82.731.58=66.28MPa所以安全。2.6.5 幾何尺寸計算(1)計算中心距 a=(z1+z2)mn2cos=(23+95)220.966mm=183.2mm 將中心距圓整為183mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角 =cos-1(z1z2)mn2a=cos-1(23+95)22183=14.76因螺旋角值改變不大，故參數(shù)等不必修改(3)計算大小齒輪的分度圓直徑 (4)計算齒輪寬度b=dd1=171.35mm=71.35mm圓整后，取大齒輪寬度，小齒輪寬度 2.6.6 低速級齒輪設計（1）根據(jù)所選的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動（2）由于帶式運輸裝置為一般的工作機器，傳動功率不大，故選用8級精度8。（3）材料選擇，根據(jù)表10-1（機械設計）兩齒輪均使用軟齒面，因為是閉式傳動，失效形式為點蝕小齒輪的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS大齒輪的材料為45號鋼，正火處理，硬度為200HBS 兩齒輪硬度差控制為40HBS（4）齒數(shù)的初選 考慮傳動的平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多一些 取，則z2=z1i1=242.92=70.08 圓整后，?。?）初選螺旋角為2.6.7 按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值即 (6)（1）試選載荷系數(shù) Kt=1.1（2 ）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=107.85N.m=423.53N.m（3） 根據(jù)齒輪的裝置情況，由表10-7選取齒寬系數(shù)（4）根據(jù)螺旋角，由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)（5） 根據(jù)齒輪材料，由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)（7)根據(jù)齒輪的材料，由圖10-21d，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限，（8) 根據(jù)可靠度 查表11-5 （9)試算小齒輪分度圓直徑，代入上述系數(shù)，（10)計算圓周速度v2.6.8 按齒根彎曲強度設計（1) 查取齒形系數(shù)，由課本圖10-8查得 （2) 查取應力校正系數(shù)由表10-8查得 （3）設計計算 F1=2KT1YFa1YSa1bm2z1=21.1423.531031.582.71255224=52.9MPa F2=F1YFa1YSa1YFa2YSa2=52.92.251.752.71.58=48.9MPa所以安全。2.6.9 幾何尺寸計算(1) 計算模數(shù) 模數(shù)取5(2) 計算大小齒輪分度圓直徑(3)計算中心距 (4)計算齒輪寬度 b=dd1=1122.7mm=122.7mm圓整后，取大齒輪寬度，小齒輪寬度2.7 傳動軸的設計與校核2.7.5 輸入軸的設計輸入軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 2.7.6 計算出作用在齒輪上的力已知：高速級小齒輪的分度圓直徑 壓力角： 高速級齒輪螺旋角： 圓周力： 軸向力： F2=Ft2tan=3157.30.264N=831.8N 2.7.7 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-3（機械設計）， 查得A0=126103，取 (7)2.7.8 軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案：套筒、甩油環(huán)、左端軸承、軸承端蓋、帶輪依次從軸的左端向右安裝，套筒、甩油環(huán)、右端軸承、軸承端蓋依次從軸的右端向左安裝。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度根據(jù)軸的最小直徑，選定帶輪的孔徑d,故。已知帶輪的輪轂寬60mm帶輪的輪輻寬度為78mm,為了滿足帶輪的軸向定位要求，1-2軸段右端需制一軸肩，取軸肩高h=2mm,故，帶輪的左端用軸擋圈定位，按軸端直徑取擋圈的直徑為36mm,由于L=60mm，取軸段1-2長度應略小于L，故取。初步選擇滾動軸承。由于軸受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)軸段2-3的直徑,選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308，得其 尺寸 故左端軸承都用軸肩與套筒定位，取軸肩高h=5,故由于與齒輪分度圓直徑很相近，為了避免齒輪加工困難等問題和能保證齒輪承受較大的載荷，把該軸做成齒輪軸，軸的材料應跟齒輪一致選用40鋼。因有軸承用套筒定位，為了避免因套筒直徑過大而影響齒輪的傳動，在齒輪軸段左端制一小于齒輪軸齒輪分度圓直徑的軸肩，取軸肩高度為h=3mm,長度為l=3,故,。初取軸承端蓋的總寬度為20mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆與其他要求和考慮到帶輪安裝后會否與端蓋干涉，故取端蓋的外端面與帶輪輪轂右端面肩的距離l=40mm，故。考慮箱體的鑄造誤差，取軸承距箱體內(nèi)壁s=10mm。取箱體內(nèi)壁與齒輪右側(cè)或軸肩的距離為a=16mm,故3-4段的長度為，8-9段的長度為 初步選擇滾動軸承。由于軸受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)軸段2-3的直徑,選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308，得其尺寸 故。 左端軸承都用軸肩與套筒定位，取軸肩高h=5,故由于與齒輪分度圓直徑很相近，為了避免齒輪加工困難等問題和能保證齒輪承受較大的載荷，把該軸做成齒輪軸，軸的材料應跟齒輪一致選用40鋼。因有軸承用套筒定位，為了避免因套筒直徑過大而影響齒輪的傳動，在齒輪軸段左端制一小于齒輪軸齒輪分度圓直徑的軸肩，取軸肩高度為h=3mm,長度為l=3,故 初取軸承端蓋的總寬度為20mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆與其他要求和考慮到帶輪安裝后會否與端蓋干涉，故取端蓋的外端面與帶輪輪轂右端面肩的距離L=40mm， ?？紤]箱體的鑄造誤差，取軸承距箱體內(nèi)壁s=10mm。取箱體內(nèi)壁與齒輪右側(cè)或軸肩的距離為a=16mm,故3-4段的長度為，8-9段的長度為 為使輸入軸與后兩根軸能在箱體軸承間距離保持一致，并且各軸段長度不會過長，故取，兩軸端間取一軸肩，并且不影響齒輪的傳動，取軸肩高為3mm，故（3）軸上零件的周向定位 帶輪與軸的連接采用平鍵，根據(jù)表10-9，按安裝帶輪軸段直徑，選取的平鍵尺寸為（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端到角為C1，各軸肩處的圓角半徑為R2.（5）該軸的概略圖如下： 圖3 輸入軸簡圖Fig3 Input axis diagram2.7.9 軸上的載荷計算根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和軸所受的力，作出下圖由上圖可知，截面C是軸的危險截面，現(xiàn)將計算C截面的應力由此可知危險截面在C處對危險截面C進行強度校核，根據(jù)上表數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力為前已選定軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得，因， （8）故安全。2.8 滾動軸承的設計與校核 前面在軸的設計中已初選了各軸的軸承，現(xiàn)對各軸的軸承進行校核，不符合要求的再從機械設計手冊中查找同一孔徑的軸承，更換后再進行校核。2.8.1 輸出軸軸承 輸出軸所選軸承為單列圓錐滾子軸承32912，從機械設計手冊中查得相關(guān)的計算數(shù) 圖4 輸入軸載荷分析圖Fig.4 Input shaft load analysis diagram2.8.2 鍵聯(lián)接的設計與校核 （1）一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接，由于齒輪不在軸端，故選用回頭普通平鍵（A型），而聯(lián)軸器與軸端選用單回頭平鍵（C型），鍵、軸和輪轂材料都是鋼9，由表6-2查得許用擠壓應力，p=100120MPa 取 以下為輸入軸鍵聯(lián)接校核計算(2) 軸與帶輪聯(lián)接鍵尺寸為 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 故選用鍵標記為：鍵 C1290 GB/T1096-79(3) 軸與帶輪的聯(lián)接鍵尺寸為： 鍵的工作長度： 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度： 由式6-1可得 因，滿足強度要求故選用鍵標記為：鍵 C1050 GB/T1096-793 聯(lián)軸器的選擇與計算由于減速器與打漿軸之間需要傳遞扭矩和運動，因此需要聯(lián)軸器來保持它們一同回轉(zhuǎn)而不脫開。由于凸緣聯(lián)軸器具有結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，成本較低，裝拆、維護簡便，可傳遞大扭矩10。因此，我們可以選擇該聯(lián)軸器作為該機器的聯(lián)軸器。由于電機和減速器已經(jīng)選定，減速器連接的軸已經(jīng)確定。因此聯(lián)軸器的基本尺寸參照機械零件設計手冊，可以確定下來。然后根據(jù)安裝和配合需要的尺寸，來確定最終的加工的大小和尺寸。4 打漿裝置設計 打漿裝置包括：打漿筒、打漿軸、打漿臂、打漿刀片和側(cè)刀片，具體結(jié)構(gòu)如下圖5所示：打漿筒內(nèi)裝有兩根水平配置的打漿軸，每根軸上均裝有打漿刀片。在靠近打漿筒兩端的打漿臂上分別裝有側(cè)刀片，可刮掉端面上的食品，并改變食品的流向。4.1 刀片的設計與計算刀片按混合布置可取得較均質(zhì)的混合物，同時提高刀片軸的轉(zhuǎn)速（增大單位時間內(nèi)工作機構(gòu)和混合物配料），試樣的強度可增大1015，從順向流動布置的強度為12.515 MPa。增大到刀片混合布置時強度為15.817.2 MPa。4.2 設計刀片的布置工作時,打漿軸帶動打漿刀片旋轉(zhuǎn),強迫物料按預定的軌跡產(chǎn)生剪切、擠壓、翻滾和揉搓等強制打漿作用,使物料在劇烈的相對運動中得到均勻打漿。改進打漿刀片的結(jié)構(gòu)和曲面形狀,對提高打漿質(zhì)量、減小打漿阻力和降低功率消耗具有重要的意義11。4.2.1 刀片的布置合理的刀片布置不僅可以提高食品的硬度和食品的生產(chǎn)率。而且可以減少原料的消耗，減少物料對機器的沖擊，還能延長機器的壽命。由于兩軸的旋轉(zhuǎn)方向相反,兩軸間的料產(chǎn)生擠壓、翻滾和揉搓,以達到打漿混合效果。1打漿左軸；2打漿刀片；3加強板；4側(cè)刀片；5打漿右軸圖5 .漿粕打漿機打漿裝置Fig.5 . concrete mixer mixing device顯然,在不破壞物料流運動的前提下,兩軸間物料逆流運動的頻次越高,揉搓和擠壓作用就越充分,打漿效果就越好。因此,雙軸上打漿刀片的排列應以此作為依據(jù)。針對上述問題，結(jié)合原有的試驗得到的刀片布置的優(yōu)劣。針對連續(xù)式漿粕打漿機作出如下刀片的布置。通過對刀片相對運動分析可知:打漿刀片正反排列得到的逆流次數(shù)要比打漿刀片雙正排列得到的次數(shù)多,因此打漿作用更強烈,打漿質(zhì)量也更好。并且隨著打漿刀片數(shù)量的增多,這種優(yōu)勢會更加明顯。但這種情形下，那么打漿刀片的運動順序破壞了拌筒內(nèi)物料的大流動。這是因為物料以連續(xù)遞推的方式前進。此外，在一根軸上相鄰刀片，同時參加打漿,并且二者對物料推動的方向相反。由于刀片的反向推動,有可能該刀片的相鄰刀片無料可攪,從而導致一根軸上刀片內(nèi)的物料無法推出來。為了防止物料在機體兩端受到擠壓,應在物料進口端只設正向刀片,在出口端僅設反向刀片。實體面型螺旋刀片具有打漿效率高、輸送物料性能好，因此在入料口設置這種刀片。但這種刀片容易使物料形成“裹軸”現(xiàn)象。而帶式面型螺旋刀片雖然在輸圖6 設計刀片的布置Fig.6 The layout of the design leaves送效率上，稍差于實體面型螺旋刀片，但物料不會形成低效區(qū)。這對物料在沿軸向運動是比較有利的。特別物料在長距離輸送時，帶式面型螺旋刀片充分發(fā)揮了自己的優(yōu)點。雖然打漿刀片正反排列得到的逆流次數(shù)要比打漿刀片雙正排列得到的次數(shù)多,因此打漿作用更強烈,打漿質(zhì)量也更好。但這種情形下，打漿刀片的運動順序破壞了拌筒內(nèi)物料的整體流動。這是因為物料以連續(xù)遞推的方式前進。此外，在一根軸上相鄰刀片，同時參加打漿,并且二者對物料推動的方向相反。由于刀片的反向推動,嚴重時，可能造成該刀片的相鄰刀片無料可攪,從而可能導致一根軸上刀片內(nèi)的物料形成斷料現(xiàn)象12。為了避免這種情形的產(chǎn)生，根據(jù)試驗結(jié)果,反向刀片的長度一般為正向刀片的1/22/3較好。此外，采用螺旋槳刀片，作為反向刀片，各刀片均勻分布在軸上。這種刀片，可以承受較大的反向推力，打漿的效率較高。螺旋槳刀片間斷的分布在軸上，不能導致對打漿軸的斷料形成。機內(nèi)的物料被正、反刀片分成兩部分,一部分向前推進,另一部分則向后推送,使物料產(chǎn)生連續(xù)不斷的軸向往復運動,將處于不同半徑處的物料翻轉(zhuǎn),在正反刀片的共同作用下,物料在機內(nèi)反復翻動、擴散、打漿、揉搓,使物料混合均勻。由于正向刀片大于反向刀片,所以物料在作軸向往復運動的時候,總體上是向出料口方向前進的,因而可以滿足連續(xù)工作的要求。此外,物料由通常的單向運動方式改為往復運動,使得設備在有限的長度，提高物料的生產(chǎn)率和打漿效率。4.2.2 “裹軸”現(xiàn)象機器在開始進料時，大量物料在很短的時間內(nèi)很容易造成物料在進料口堆積。因此，為使物料迅速離開入料口，入料刀片做成實體面型螺旋刀片。這樣又很容易造成“裹軸”。因此，在其后的打漿輸送刀片，為減少“裹軸”13的危害，做成帶式面型的螺旋刀片。4.3 刀片的主要參數(shù)4.3.1 刀片主要參數(shù)的設計物料在料槽中的軸向移動速度(m/s),在實際工作中,通常不考慮物料軸向阻滯的影響,因此物料在料槽內(nèi)的軸向移動速度/60。 (11)由上式可以看出,當物料輸送量Q確定后,可以調(diào)整螺旋外徑D、螺距S、螺旋轉(zhuǎn)速n和填充系數(shù)四個參數(shù)來滿足Q的要求。所以,螺旋直徑 (12)主要參數(shù)的確定對于螺旋輸送刀片,其物料輸送量可按下式計算: 式中Q螺旋輸送漿粕打漿機輸送量(t/h)F料槽內(nèi)物料層橫截面積()F=4D 2(為填充系數(shù))r物料的單位容積質(zhì)量()c傾斜輸送系數(shù);令 所以 (13)式中 K物料綜合特性系數(shù)。物料綜合特性系數(shù)為經(jīng)驗數(shù)值。一般說來,根據(jù)物料的性質(zhì)，查表取 K=0.0573為填充系數(shù)取值為0.3C傾斜輸送系數(shù)。該漿粕打漿機的傾斜角度為，查表取值為1代入數(shù)據(jù)得D=0.0532.5600.31 =480.9 mm。為方便生產(chǎn)，一般把計算出來的D值應盡量圓整成下列標準直徑(mm):150,200,250,300,400,500,600,700,800所以 D=500 mm。4.3.2 主軸的轉(zhuǎn)速的確定隨著主軸的轉(zhuǎn)動，使得食品產(chǎn)生一個附加的繞軸旋轉(zhuǎn)的循環(huán)流。主軸一定的轉(zhuǎn)數(shù)范圍內(nèi)，這種附加的循環(huán)流對食品的影響并不顯著。但是，一定的轉(zhuǎn)數(shù)時，食品就會產(chǎn)生垂直于輸送方向的跳躍翻滾，這時主軸將主要起打漿而不再起軸向的推進作用。這不僅會降低物料的輸送效率，加速設備構(gòu)件的磨損，而且會降低生產(chǎn)率。因此，為了避免這種現(xiàn)象的產(chǎn)生，主軸的轉(zhuǎn)速不得超過它的臨界轉(zhuǎn)速。為了保證位于主軸附近的食品不會因為離心力的作用而產(chǎn)生垂直于輸送方向的徑向運動，它所受的離心力不能大于其自身重力，而刀片外徑處的食品所受的離心力最大，因此食品所受離心力的最大值與其自身重力之間應有如下關(guān)系: (14) 式中 主軸最大轉(zhuǎn)速, 即臨界轉(zhuǎn)速，；螺旋刀片外徑，；重力加速度，；物料綜合特性系數(shù)。令，則式可轉(zhuǎn)化為： (15)式中 物料綜合特性系數(shù)，查表知：A=63代入數(shù)據(jù)得 nmax=370.590.1r/min因此把它初始設置在81.77是合理的。打漿刀片的螺旋角的設計 由于筒內(nèi)充滿了物料，其擴散作用使在環(huán)筒（d2-d1）內(nèi)的物料偏離輸送實體。而周圍的飼料又來補充，組成新的輸送實體，連續(xù)不斷，循環(huán)往復。為不使物料在打漿筒內(nèi)堆積和截斷。輸送刀片旋轉(zhuǎn)一周輸出的物料應與打漿刀片旋轉(zhuǎn)一周輸出的物料一致。由公式 (16)式中： Q 料流量（） 螺旋刀片軸向投影面積 （）刀片旋轉(zhuǎn)一周被推料的軸向運動距離（） (17) 刀片軸的轉(zhuǎn)速 （）要滿足物料的連續(xù)性，有公式 (18)其中 把其余數(shù)據(jù)代入得：由刀片的性質(zhì)知，帶式螺旋刀片的螺旋節(jié)距與螺旋刀片的直徑大致相同，再根據(jù)下述關(guān)系知 (19) 463.8 mm考慮到該軸上還有一些反轉(zhuǎn)的刀片，的值適當取的大一些，所以取480 mm。4.4 螺旋刀片的選擇用于雙臥軸漿粕打漿機的工作螺旋是由旋轉(zhuǎn)軸和許多螺旋刀片彼此焊接而成。螺旋刀片的制造無疑是整個螺旋輸送機制造中的關(guān)鍵14。制造螺旋刀片雖有多種方法，但由于螺旋輸送機屬小批生產(chǎn)，故用模具壓形來制造螺旋刀片乃是質(zhì)量可靠而又切實可行的辦法。4.4.1 刀片螺旋面的成形刀片的螺旋面是以垂直于軸的一段直線作母線繞軸作勻速旋轉(zhuǎn)并同時作勻速軸向移動而形成的。是母線繞軸旋轉(zhuǎn)360“所形成的螺旋刀片，此時母線軸向移動的距離稱為螺距S。4.4.2 坯料形狀的選擇所示螺旋刀片的坯料形狀示于下圖所視，顯然坯料有一小塊扇形面積未被使用。盡管如此，但生產(chǎn)中往往選用這種形狀的坯料壓制出正好一個螺距的螺旋刀片。若將坯料修改成開有剪縫的整圓環(huán)狀，就能壓制出多于一個螺距的螺旋刀片，達到充分利用材料的目的，還可減少工作螺旋中刀片間的焊縫。這樣做的另一優(yōu)點是使構(gòu)成工作螺旋的各螺旋刀片的接頭處的各焊縫錯開而不在同一軸向平面內(nèi)，從而改善螺旋輸送機工作的平穩(wěn)性15。4.4.3 整圓坯料尺寸的確定實體面型的螺旋刀片根據(jù)設計的尺寸可知：D=140 mm，S=400 mm，B=180 mm。圖7 實體面型螺旋刀片F(xiàn)ig.7 Entities face the helical blade內(nèi)螺旋線投影長=3.14140=440 mm。外螺旋線投影長=3.14500=1570 mm。螺旋線實長 594.6 mm。1620.2 mm。刀片內(nèi)沿展開半徑 mm。刀片外沿展開半徑 =104.5+180=284.5 mm。展開料缺口夾角 =展開料缺口外螺旋線旋長 A= 164.7 mm。帶式面型的螺旋刀片根據(jù)設計的尺寸可知： D=300 mm，S=480 mm，B=100 mm。圖8 帶式面型螺旋刀片F(xiàn)ig.8 Belt surface helical blade（1）內(nèi)螺旋線投影長=3.14300=942 mm。（2）外螺旋線投影長=3.14500=1570 mm。（3）螺旋線實長1057 mm。1642 mm。（4）刀片內(nèi)沿展開半徑 mm。（5）刀片外沿展開半徑 =101+100=280.7 mm。(6)展開料缺口夾角 (20) = (7) 展開料缺口外螺旋線旋長 A= 120 mm5 筒體與打漿軸的簡要設計5.1 筒體的主要參數(shù)筒體主要包括出料口,側(cè)板，打漿筒，其長度根據(jù)打漿軸定為4354mm，寬度為1046mm，高度為593mm。為了加固筒體，在其長邊加上角鋼，能增加筒體的使用壽命和安全性，如下圖所示。1-側(cè)板2-伴筒3-出料口4-圓弧板圖9 筒體簡圖Fig.9 Cylinder diagram5.2 打漿軸的主要參數(shù)考慮軸的材料不能太重，于是采用管軸的形式，其長度為4300mm，內(nèi)徑為116mm，外徑為140mm，留下24mm厚度作為焊接刀片所用。刀片焊接上去是最簡單的實用的方式，用焊接的優(yōu)勢還容易修復脫落的刀片。打漿軸為一管軸，既省材料，又容易修理，在生活中普遍被使用，所以選擇這種打漿軸作為設計使用18，下圖為焊上刀片后的打漿軸，每個螺旋刀片都附加刀片加強板來保證刀片的牢固性。 1-螺旋刀片 2-打漿軸 3-側(cè)刀片 4-加強板圖10 打漿軸簡圖Fig.10 Mixing axis diagram5.2.1銷軸的校核打漿軸與軸之