1、摘要本文设计了一款新型打蛋机，其结构为立式结构。打蛋机具体由电机、升降机构，减速机构、传动机构、搅拌机构、容器、机座等构件组成。其中，升降机构由凸轮副实现其功能，目的是为了方便操作者安装和清洗容器；减速机构由两队直齿轮构成，传动机构由电机、皮带轮、V型传送带、减速机构、锥齿轮等共同作用；搅拌机构由行星轮、搅拌拍和容器构成，搅拌拍与三个行星轮其中之一通过键连接，除了在行星轮的作用下产生自转而且还会沿着太阳轮公转，从而实现全方位的搅拌。关键词：打蛋机；行星齿轮；升降机构 AbstractIn this paper, a new type of egg-laying machine is desig
2、ned and its structure is vertical.The mixer is composed of motor, lifting mechanism, deceleration mechanism, transmission mechanism, mixing mechanism, container, stand and so on.Among them, the lifting mechanism is implemented by the CAM pair to facilitate the installation and cleaning of the contai
3、ner.The deceleration mechanism consists of two direct gears, the transmission mechanism consists of motor, pulley, v-type conveyor belt, deceleration mechanism, bevel gear, etc.Mixing mechanism composed of planetary wheel, mixing and container, stirring clap one with three planetary wheel through th
4、e key links, in addition to the planets wheel under the influence of rotation along the round orbit the sun, but also to achieve a full range of stirring.Key Words:Egg beater; planetary gear ; lifting mechanism目录摘要- 1 -Abstract- 2 -1 前言11.1 选题研究意义11.2 国内外研究现状12 总体方案的拟定32.1 总体方案设计和工作原理32.2 总体结构设计32.2
5、1 总体结构32.2.2 传动路线42.3 各执行机构主要参数的初步确定42.4 传动装置的运动和动力参数的计算53 主要零件的选择和设计73.1 皮带轮的设计73.2 直齿轮的设计计算93.2.1 直齿轮的设计计算93.2.2 锥齿轮的设计计算123.3 轴的设计计算163.3.1 高速轴的设计计算163.3.2 主轴的设计计算193.4 轴承的校核223.4.1 高速轴轴承的校核223.4.2 主轴轴承的校核223.5 键的设计计算与校核233.5.1 高速轴上联接的键的校核233.5.2 电机上联接的键的校核234 打蛋机的其他各个部分简介：254.1搅拌拍254.2容器264.3容器
6、升降机构275 润滑与密封285.1 滚动轴承的润滑295.2 锥齿轮的润滑295.3 搅拌头的密封296 总结30参考文献31致 谢32附录331 前言1.1 选题研究意义我国为农业和畜牧业大国，其中蛋品种的资源十分丰富。我国自上世纪80年代开始就一直是世界第一产蛋大国，随着社会的发展和现代工业的进步，人们已经不再满足单一的蛋类消费模式，这导致了蛋类加工产业的蓬勃发展。调研后发现，我国的蛋品加工行业发展较弱，其加工的数量还不到每年产出的百分之一，技术的缺失和产业化水平较低这些因素导致了中国的蛋品加工业离世界先进水平还有很大一段距离。要实现中国蛋品业持续、快速、协调、健康的发展，蛋品加工首先应
7、走产业化、品牌化的道路，其次注重蛋品的深加工技术的应用如蛋品的清洗、包装、分级、液态蛋等，最后就是引导消费者的消费观念。而这个过程的实现，离不开蛋品加工企业装备水平的提高1。除了产业化设备的缺乏外，中国大部分家庭会将蛋类作为日常蛋白质补充物之一，而在烹饪过程中有的菜品需要将禽蛋打散，实现蛋清和蛋黄的均匀混合，完全通过人工来操作除了会提高劳动强度外，其混合效果也不尽人意。于是本文设计了一款立式打蛋机，通过电力驱动来驱使搅拌拍打散禽蛋，达到既省时又省力且混合效果还好的目的。1.2 国内外研究现状打蛋机的种类有很多，但多为立式。其基本组成构件一般都有基座、传动机构、容器、搅拌器等。无论从打蛋机的种类
8、还是打蛋机的设计上来说，国外目前都处在较为先进的水平上，其功能较为齐全，且自动程度较高。国外打蛋机生厂厂家如SANOVO公司，该公司在打蛋机的研发上投入了巨大精力，使得打蛋机的工作效率达到了每小时两万枚左右，其研发时间前前后后长达四十年之久，如今可以称得上是打蛋机行业的龙头。而国内的起步较晚，且投入的资金和精力也较少，所以打蛋机的水平较之国外还有很大的差距。但是国内的专家学者们目前也开始重视起了这一块的研究如谢雄锋等对链式打蛋机用于鸡蛋蛋清蛋黄的快速分离进行了研究,针对鸡蛋散黄无法分离的问题,提出了基于彩色图像处理的对散黄蛋进行自动识别的方法。刘黎等对打蛋机结构进行了研究和分析，主要从其就够入
9、手细致得分析了其各种组成。本文基于目前的设计理念和基础，设计了一款新型打蛋机，其结构为立式结构。打蛋机具体由电机、升降机构，减速机构、传动机构、搅拌机构、容器、机座等构件组成。其中，升降机构由凸轮副实现其功能，目的是为了方便操作者安装和清洗容器；减速机构由两队直齿轮构成，传动机构由电机、皮带轮、V型传送带、减速机构、锥齿轮等共同作用；搅拌机构由行星轮、搅拌拍和容器构成，搅拌拍与三个行星轮其中之一通过键连接，除了在行星轮的作用下产生自转而且还会沿着太阳轮公转，从而实现全方位的搅拌。2 总体方案的拟定2.1 总体方案设计和工作原理本文设计了一款新型打蛋机，其结构为立式结构。打蛋机具体由电机、升降机
10、构，减速机构、传动机构、搅拌机构、容器、机座等构件组成。其中，升降机构由凸轮副实现其功能，目的是为了方便操作者安装和清洗容器；减速机构由两队直齿轮构成，传动机构由电机、皮带轮、V型传送带、减速机构、锥齿轮等共同作用；搅拌机构由行星轮、搅拌拍和容器构成，搅拌拍与三个行星轮其中之一通过键连接，除了在行星轮的作用下产生自转而且还会沿着太阳轮公转，从而实现全方位的搅拌。其工作原理为：电机通上电后，电机主轴开始旋转，通过皮带轮和V型带将动力传递到减速转之中，再通过减速装置将轴的转速降低后再通过锥齿轮和行星齿轮带动搅拌拍的高速旋转，使得搅拌拍和存储在容器中禽蛋之间充分接触，最终达到实现蛋液均匀混合的目的。
11、2.2 总体结构设计2.2.1 总体结构总体结构可分为：（1） 电动机：Y801-4三相异步电动机。（2） 传动机构：由带传动、直齿轮传动、锥齿轮传动和行星轮系传动等组成。（3）减速机构：减速机构主要由2个直齿轮、2根轴、闷盖、透盖等组成。（4）升降结构：由凸轮、连杆、滑块等组成。（5）机座:固定和支撑其他构件。（6）搅拌机构：由搅拌拍和容器组成。2.2.2 传动路线1 电动机 2 皮带轮 3 直齿轮 4 高速轴 5 低速轴 6 锥齿轮 7 太阳轮 8 行星轮 9容器图2-1 立式打蛋机的传动路线2.3 各执行机构主要参数的初步确定查阅资料可知高速调和器的转速范围一般在70175r/min左右
12、于是本设计的打蛋机搅拌拍的转速定为：n=125r/min选取电动机：查阅小功率电动机手册，经过综合考虑后决定选用Y801-4型号三相异步电动机：表2-1 电动机的型号2.4 传动装置的运动和动力参数的计算在设计传动装置时我们需要考虑到电动机的额定转速为1390r/min, 而打蛋机搅拌拍所需转速为125r/min，所以总的传动比：则总的传动比为：同时在设计各级传动比时，需要考虑下列因素：（1）为使得打蛋机的结构紧凑，不占据多余空间，这要求各级传动机构的传动比不应过大，最好位于推荐的范围内，达到既能发挥其性能，又能使其结构紧凑的目的。（2）各级传动的结构尺寸应当尽量的协调以及匀称。例如：利用V
13、带传递动力时，带传动的传动比不宜过大，否则会给机座设计和皮带轮安装带来困难。（3）设计时要留有足够的空间，防止传动零件之间发生干涉碰撞。 各级传动比的分配如下：第一级V带传动比 i1=2第二级直齿轮传动比 i2=2 第三级锥齿轮传动比 i3=2.8各轴的转速：n1=695r/minn2=347.5r/minn3=124r/min计算各轴的输入功率：P1=PW14=0.550.960.990.5174kwP2=P12=0.51740.98=0.507kwP3=P23=0.5070.97=0.492kw其中：1V带传递效率1=0.96 2直齿轮传递效率2=0.98 3锥齿轮传递效率3=0.974联
14、轴器传递效率4=0.99各轴所传递的转矩:T1=9550=95500.517/695=7.10NmT2=9550=95500.507/347.5=13.93NmT3=9550=95500.492/124=37.89Nm3 主要零件的选择和设计3.1 皮带轮的设计由于电机的额定转速过高，远超于所需输出的转速，所以基于传动的平稳性，电机主轴到高速轴之间动力传动的方式选择带传动，其传动比为2。(1)确定计算功率 PcaPca = K A P = 1.10.55=0.605KW其中 K A =1.1 (2) 选取带型V型带除了普通V带之外还有一种窄V带，窄V带相较于同类型的普通V带，其宽度约会缩小三分
15、之一，与此同时，还会提高1.52.5倍的承载能力。所以打蛋机的V带选用窄V带。根据Pca=0.605KW,小带轮转速n1=1390r/min,可选择Z型V带。（3）确定带轮的基准直径dd1和dd2，并验算带速根据结构安装尺寸以及传动比的需要，初选主动轮（与电动机主轴相连接）基准直径 dd1 =80mm ，则从动轮（与高速轴相连接）基准直径为：dd2 =idd1=280=160 mm带传动的线速度为：v1 =dd1 n1/ 601000 =5.82差书后可得其速度处于vmax=5-30m/s之间,因此带 的速度合适。（4）确定窄V带的基准长度Ld和传动中心a。由公式0.7（dd1 +dd2）a0
16、 2（dd1 + dd2）初步确定中心距a0 =240mm,由式： 可得Ld=800mm（5）实际中心距a a =a 0 +（Ld-L/d）/2=240+（800867）/2=206.5 mm（6）主动轮上的包角 a1 a1 =180 o -57.3 o(dd2- dd1)/a =180 o -57.3 o(16080)/206。5=157.8 o90 o（7）计算带的根数由dd1=80mm 和n1=1390r/mm 查得P0=0.25kw 根据n=1390r/min i=2和Z型带查得P0=0.03kw，查得ka=0.94，查的kl=1.14于是Pr=(P0+P0) kakl=(0.35+0
17、33) 1.140.94=0.41kwV带的根数：Z=取整得Z=2（8）单根V带的初拉力的最小值 查阅资料可得Z型带的单位长度质量为q=0.06kg/m初拉力的最小值为：(F0)min=500+qv2=500=45.16N应使它的实际初拉力F0(F0)min（9）压轴力Fp压轴力最小值为：(FP)=2Z(F0)min=2245.16=177.03N（10）皮带轮的结构设计皮带轮的材料选用铸铁，型号为HT200。主动轮（与电机主轴相连）的轴径较小，所以采用腹板式带轮结构。从动轮（与高速轴相连）的轴径较大，可采用孔板式结构。具体设计参数如下所示：基准宽度 bd = 8.5mm基准线上槽深 ham
18、in = 2.0mm基准线下槽深 hfmin = 7.0mm槽间距 e = 12mm第一槽对称面至端面的距离f min=7mm带轮宽 = 26mm外径 mm mm轮槽角 1 = 34；2 = 38图3-1 皮带轮结构图3.2 直齿轮的设计计算3.2.1 直齿轮的设计计算（1）选择齿轮材料小齿轮选用材料为调质处理后的40Cr，大齿轮选用材料为调质处理后的45号钢。两者的硬度分别为280HBS和240HBS。根据传动比的要求选择小齿轮的齿数Z1=20,大齿轮数的齿数Z2=40。（2）确定齿轮的主要参数计算齿面接触强度：d1t2.32确定公式内的个计算数值初选载荷系数 kt=1.3小齿轮传递的转矩T
19、1=7.1Nmm选取齿宽系数d=1,弹行系数ZE=189.8,小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa 。计算应力循环次数N1=60n1jLh=606951（1830015）=1.5N2=1.5/(40/20)=0.75接触疲劳寿命系数KHN1=0.9 KHN2=0.95计算接触疲劳许应力，取失效概率为1%，安全系数S=1H1=0.9600MPa=540MPaH1=0.95550MPa=522.5MPa计算小齿轮分度圆直径d1t ,代入H中较小的值计算圆周速度VV=1.02m/s 计算齿宽：b=28.15mm 计算模数：mm 计算齿高h=2.25=2.251.5
20、64=3.52齿宽与齿高之比：=计算载荷系数载荷系数：K=KAKHKVKH=1.05111.4231.494其中： Kv 动载荷系数 Kv =1.05 KHA动载荷系数 KHA=1kFa动载荷系数 kFa=1Kh KF 载荷分配系数 Kh=1.423 KF=1.35 按实际载荷系数校正所算得圆的分度直径=29.48 计算模数：=29.48/20=1.474按齿根强度计算m 确定公式内的计算数值查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2=380MPa。计算弯曲疲劳许应力：F1=MPa=303.57MPa F2=MPa=238.86MPa其中KFN1 KFN2
21、疲劳寿命系数 KFN1=0.85；KFN2=0.88S 弯曲疲劳安全系数 S=1.4计算载荷系数K：K=KAKVKKF=11.0511.351.4175其中齿形系数 YFa1=2.91 YFa2=2.38应力校正系数 YSa1=1.53 YSa2=1.674计算大小齿轮的并加以比较=0.0147=0.0167设计计算：m=1.03mm（3）几何尺寸的计算：分度圆直径：d1=Z1m=201.5=30mm d2=Z2m=401.5=60mm 中心距：a=（30+60）/2=45mm3.2.2 锥齿轮的设计计算（1）材料及齿数的选择：小齿轮选用材料为调质处理后的40Cr，大齿轮选用材料为调质处理后的
22、45号钢。两者的硬度分别为270HBS和230HBS。齿轮的传动轴夹角为直角。根据传动比的要求选择初选齿数：小齿轮数为Z1=21 大齿轮数为Z2=59（2）确定齿轮的主要参数按齿面接触疲劳强度计算：d1t2.92确定设计公式中各个参数初选载荷系数Kt=1.3；小齿轮所转递的转矩：T1=2.437104；选取齿宽系数R，为防止齿向载荷分布不均匀，应限制齿宽，取R=0.3，弹性系数ZE=189.8MPa1/2；大小齿轮的接触疲劳强度为：Hlim1=713MPa；Hlim2=568.4MPa。应力循环次数：N1=60n1jLh=605661（1830015）=1.2N2=1.2=3.37109计算许
23、用接触力：H1=0.91740MPa=673MPaH2=0.96680MPa=652MPa其中ZN1 ZN2 接触寿命系数ZN1=0.91；ZN2=0.96SHlim 最小安全系数SHlim=1当量齿数：Z1m=22Z2m=150=1.883.2(cos=1.69分度圆直径：d1t2.92=49.77mm计算圆周速度：dm1t=(10.5R)d1t=（10.50.3）49.47=42.05mmV=0.545m/s因V10m/s，所以选7级精度K= kA kvkk=1.36其中kA kv 使用系数kA=1，kv=1.13K 齿间载荷系数k=1k 载荷分布系数k=1.2校正分度圆直径：d1=d1t
24、14.42=14.6mm齿根弯曲强度计算：大齿轮的弯曲疲劳强度极限为Flim1=620MPa；小齿轮的弯曲疲劳强度极限为Flim2=580MPa由=其中YN1 YN2 弯曲寿命系数YN1=0.91；YN2=0.9YX 尺寸系数YX=1SFmin 安全系数SFmin=1.25可得F1=451MPaF2=417MPa重合度系数Y: Y=0.25+=0.25+=0.69取齿形系数：YFa1=2.65; YFa2=2.1应力校正系数: YSa1=1.67 YSa2=1.97校核计算： YFa YSaY=153.4MPaF1 =143.4MPaF2其中YFa1 YFa2 取齿形系数：YFa1=2.65
25、 YFa2=2.1YSa1 YSa2 应力校正系数: YSa1=1.67 YSa2=1.97（3）主要几何尺寸计算：大端模数：m=d1t/z1=4977/21=2.37查参考文献3表10-1取m=2.58大端分度圆直径：d1=mz1=212.5=52.5mmd2= mz2=592.5=147.5mm锥距R及齿宽b:R=0.4=25mmb=bR=0.325=7.5mm分锥角：=19.57 =70.43齿根角按等顶隙计算：f1=f2=arctan=arctan2.29 顶锥角: a1=1+f1=19.57 +2.29 =21.86 a2=2+f2=70.43+2.29 =72.71 齿高：h=(
26、2=1.8mm大端顶圆直径dada1=d1+2hacos1=16.8+20.81cos19.57 =57.21mmda2=d2+2hacos2=47.2+20.81cos70.43 =147.5mm3.3 轴的设计计算3.3.1 高速轴的设计计算（1）初步估算轴的最小轴径：dmin=A0 确定公式内的各种计算数值轴的材料选用调质处理的45号钢，查资料的=103由前面的设计算得 P1=0.5174kw n1= 695r/min（3） 设计计算：mm轴的最小轴径为：d=(1+0.14)=10.64mm取整为d=11mm（3）求轴上的载荷：简化轴将其当做简支梁，在在轴承中点处取支点，同时取轴承的1/
27、2为支撑，将作用在轴上的力分解为垂直面和水平面。由此作出轴的计算简图,及求轴的支反力和弯矩。于轴所受的力为空间力系。转矩:T=7260Nmm圆周力：Ft=2T/d=27260/27=537.8N径向力：Fr=Fttan20=195.7N求水平支反力：平衡条件Mc=0：FHN1(118+90) 537.8104=0Fz=0：FHN1FHN2Fr=0FNv1FNv2=268.9N轴的载荷分析图如图3-3所示： 图3-3 轴的载荷分析图水平面67段的弯矩弯矩图3-3（b）：MH1=268.9118=31730.2NmmMHV2=268.990=24201Nmm求垂直支反力：由平衡条件Mc=0：FNv
28、1(118+90) 195.7104=0Fy=0：FNv1FNv2Fr=0FNv1FNv2=97.85N垂直面67段的弯矩图3-3（c）：MV1=97.85118=11546.3NmmMV2=97.8590=8806.5Nmm计算合成弯矩，画出弯矩图3-3（d）M1=33765 Nmm M2=25753 Nmm计算危险截面的当量弯矩：由合成弯矩图可知轴的67段为危险截面，取扭矩校正系数15为=0.6MB=34230 Nmm危险截面的校核：e=17.4MPaew式中ew是根据轴的材料为45钢，调制处理-1w=60，所以该轴安全。3.3.2 第轴的设计计算（1）主轴的设计计算初步估算低轴的最小轴径
29、 轴的材料选用调制处理的45钢，取=103,由前面的设计算得P3=0.492kw 、n3=124r/min设计计算d =(1+ 0.14)=18.58mm取整得d=19mm（2）轴的校核作出轴的计算简图即力学模型前面已算得高速轴的转矩为T4 = 64.83N. m，根据小圆锥齿轮的相关数：Ft1=699.5N Fr1=240N Fa1=84.3N可以得到大圆锥齿轮的相关数据： Ft2=699.5N Fr2=84.3N Fa2=240N由静力平衡方程 可求得FNH1 = 777.77NFNH2 = 78.27N作弯矩图：集中力FNH1作用于B点，梁在AB和BE段的弯矩AB段 取距A点距离为 X1
30、则弯矩MAB = - Ft2X1 = - 699.5X1BC段 取距B点距离为 X2, 则弯矩MBC = Ft2(X2+16)+FNH1X2弯矩图如图3-5（c）所示：显然有MH = 11192.61分析轴所受的垂直分力情况轴上所受的垂直方向的分力如图7（d）所示由静力平衡方程 其中可求得 FNV1 = 3.1NFNV2 = 81.19N作弯矩图如图3-5（d）所示：集中力FNV1作用于A点，梁在AB和BC段的弯矩AB段 取距A点距离为X1，则弯矩MAB = FrX1 + MaBC段 取距B点距离为X2，则弯矩MBC = - Fr(X2+16) +FNH1X2 + Ma弯矩图如图3-5（e）所
31、示：显然有MV1=12958.81MV2=11610.17总弯矩 见图3-5（f） 图3-5 轴的载荷分析图作扭矩图总的扭矩图如图3-5（g）所示：T=36.31=36310按弯扭矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得=60Mpa。因此，故安全。3.4 轴承的校核3.4.1 高速轴轴承的校核由于同时承受轴向力和径向力的作用，且右轴承受力大于左轴承，所以在这里仅校核右轴承，故P=预期计算轴承寿命（按工作15年，年工作300天，8小时工作制），则有：Lh =153008=36000h右
32、轴承所需的基本额定动载荷 6003深沟球轴承轴承的额定动载荷18。此，C, 故安全，同理左边轴承C ，安全。3.4.2 低速轴轴承的校核 由于要同时承受轴向力和径向力的作用，左轴承承受的力作用明显大于右轴承，在此只校核左轴承，故P=，预期计算轴承寿命（按工作15年，年工作300天，8小时工作制）则有：Lh =153008=36000h 其所需的基本额定动载荷 角接触球轴承7009C型轴承的额定动载荷19。因此，C, 故安全。同理右边轴承C，安全。3.5 键的设计计算与校核3.5.1 高速轴上联接的键的校核 已知装小圆锥齿轮处的轴径 d = 16mm，主轴上的转矩是64.83Nm，载荷有轻微冲击
33、1）选择键联结的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于轮齿不在轴端，故选用普通圆头平键（A型）。根据 d = 22mm，查得键的截面尺寸为：宽度 b = 6mm，高度 h = 6mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L = 20mm（比轮毂宽度要小些）。（2）校核键联接的强度键、齿轮、轴的材料都是钢，用挤压应力20p = 100120MPa，取其平均值，p = 110 MPa。键的工作长度 l = L b/2 = 20 6/2 =17mm,键与轮毂键槽的接触高度mm。可得：MPa p = 110 MPa键的标记为：键 GB/T 1096-1979。3.5
34、2 电机上联接的键的校核已知装皮带轮处的轴径d =13mm,皮带轮轮毂宽度为26，需传递的转矩T=3.73Nmm，载荷有轻微冲击。（1）选择键联结的类型和尺寸选用普通单圆头平键21（C型）。根据 d = 13mm，中查得键的截面尺寸为：宽度 b = 5mm，高度 h = 5mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L = 22mm（比轮毂宽度要小些）。（2）校核键联接的强度键、电机轴和带轮轮毂的材料都是钢，许用挤压应力22p = 100120MPa，取其平均值，p = 110 MPa。键的工作长度l = L b/2 = 22 5/2 = 19.5mm,键与轮毂键槽的接触高度。可得： MPa
35、 p = 110 MPa键的标记为：键 C 522 GB/T 1096-1979。 4 打蛋机的其他各个部分简介：4.1搅拌拍 打蛋机的搅拌器为最重要的构件之一，由搅拌头和搅拌拍组成。其功能是实现将容器内的蛋液充分的搅拌均匀。搅拌机构由行星轮、搅拌拍和容器构成，搅拌拍与三个行星轮其中之一通过键连接，除了在行星轮的作用下产生自转而且还会沿着太阳轮公转，从而实现全方位的搅拌。 a 传动示意图 b 桨运动轨迹示意图 1 内齿轮 2 行星齿轮 3 转臂 4 搅拌桨图4-1 搅拌头示意图搅拌桨自转与公转的关系：nz=式中ng为公转数124r/minnz为自转数875r/min由上式可以自然而然的看出搅拌
36、拍公转和自转的速度蕴含着速度差。其原因是因为因内齿轮的直径大于行星齿轮的直径，所以导致了其自转速度大于公转速度，也就是局部的搅拌速度大于整体的搅拌运动速度。若是自转与公转的方向相反，则转速为负值。搅拌拍的结构如图4-2所示，由于其作用面积较大，所以整体锻造成型，以保证其结构强度。图4-2 搅拌桨示意图 4.2容器 打蛋机的搅拌容器为圆柱桶下接球形底状，样式类似家庭使用的锅。其作用为储存打蛋所需的蛋液，并保证打蛋时蛋液不会飞溅到容器外部。打蛋机的容器可以依靠升降机构随时拆装和清洗。4.3容器升降机构 容器升降机构由凸轮、连杆和滑块等组成，其作用为使固定在机架上的容器可以定位自锁并且实现少量的升降
37、移动，方便其安装和清洗。如图4-3所示 1 手轮 2 凸轮 3 连杆 4 滑块 5 支架 6 机座 7 平衡块 8 定位销 图4-3 容器升降机构5 润滑与密封相互运动的物体之间存在着摩擦，而摩擦又会导致能量的损耗和磨损的产生，使得零件的使用寿命大大降低，为了减少摩擦磨损，降低能量的损失，需要对零部件采用润滑。5.1 滚动轴承的润滑 滚动轴承的润滑对于一个高速旋转轴来说至关重要，打蛋机中的高速轴转相对来说较高，且轴承安装在闭式装置中，因此润滑方式选用油润滑中的飞溅润滑，选用代号为L-AN15的全损耗系统用油。而低速轴上的转速不是很高，且不好设计油沟，所以不采用油润滑，而改用脂润滑。选用代号为1
38、号的钙基润滑脂。其特点为具有良好的防水性，这使得它适用于大部分工业机械设备的轴承润滑，特别是工况为潮湿的环境。5.2 锥齿轮的润滑 由于齿轮为开式齿轮，所以可以选用型号为L-AN100的全损耗系统用油。油润滑可以减少齿轮表面的损伤，提高其寿命和可靠度，可以通过人工来周期性的添加润滑油。5.3 搅拌头的密封 由于搅拌头位于容器之上，打蛋机运转时，搅拌轴受随机径向偏载的影响易于其与轴封间产生间隙变化，使得润滑油脂泄漏而污染容器内的食品，因此，对搅拌头的密封要求很高。所以采用圈形间隙式结构即把搅拌轴与行星转臂机架的下端盖安装成一体，在机架下轴孔端加工出一段凸缘，将其插入端盖的凹腔之内，并使两侧壁间存
39、有一定的间隙。当间隙处含油后，利用液压封闭防止泄漏。6 总结本次毕业设计旨在是对大学所有基础课程，技术基础和大部分专业课程的深入全面的回顾，使我实现了理论和实践相结合的训练。因此，它在我们四年的大学生活中占有重要地位。通过这个毕业设计，我总结了四年的大学生活，同时为未来的工作进行了适应性培训。通过这个练习，我锻炼了分析和解决问题的能力，为我今后的工作和生活奠定了良好的基础。通过这一设计实践，我逐步树立了正确的设计理念，增强了创新意识，熟悉和掌握了机械设计的一般规律和方法，培养了我的分析问题和解决问题的能力。通过设计计算，绘制和使用诸如技术标准，规格和设计手册等相关设计信息，我完成了相对全面的机
40、械设计基础技能培训。另外，通过这个设计，我学习了机械设计的一般过程：设计准备，传动装置的总体设计，传动部件的设计计算，装配图设计，零件工作图设计和设计规范的准备。如果你随机扰乱这个过程，在设计过程中，除了独立完成的同时，我还及时的与教师进行沟通和协商。每个阶段完成后，我都必须仔细检查，并且仔细修改错误以达到进步的目的。毕业设计的各个阶段是相互关联的。在设计时，零部件的结构尺寸不是完全由计算确定，而是由结构，加工性，经济性，标准化和系列化的要求共同决定的。由于影响零部件尺寸的因素很多，随着设计的进展，所考虑的问题必须更加全面和合理。因此，后期设计的设计必须对前一阶段设计中不合理的结构尺寸进行必要
41、的修改。因此，设计必须经过计算，边缘化，重复编辑，设计计算和图纸交替进行。在设计中实施标准化，系列化可确保互换性，降低成本并缩短设计周期。这是机械设计应遵循的原则之一，也是设计质量的评估指标。在设计中应熟悉和正确使用各种相关的技术标准和规格，尽可能使用标准件，并应注意有些尺寸需要四舍五入到标准尺寸。同时设计应减少材料的种类和标准件的规格。通过这个设计，我大大提高了使用各种机械制图软件的技能。这些绘图软件的使用也使得我的整个设计过程大大简化，设计速度也大大提高。通过这个毕业设计，我相信不仅仅是我，其他的学生也会有同样的经历，虽然在这个设计中我学到了很多东西，并且取得了一定的成绩，但同时也存在一定
42、的不足和缺陷，我认为这是这个设计的价值所在。在接下来的日子里，我应该更加努力地工作，并且认真负责地对待所有失误。同时感谢老师的指导和关心。我坚信，在你们的支持下，我们一定会有很大的进步。参考文献1 陆振曦等.食品机械原理与设计M.北京：中国轻工业出版社，1995.65-712 程凌敏等.食品加工机械M.北京：中国轻工业出版社，1988.198-2003 刘协舫等.食品机械M.武汉：湖北科学技术出版社，2002.133-1454 程凌敏等.面糖食品厂工艺设计M.北京：农业出版社，1988.342-3515 濮良贵等.机械设计M.北京：高等教育出版社，2006.50-806 于惠力等.传动设计与实用数据速查
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