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说明书 设计题目： 微型电动食品搅拌机 专业年级： 11级机械设计制造及其自动化 学 号： 姓名： 指导教师、职称： 2015 年5月27日目 录摘要IAbstractII第一章 绪论- 1 -第二章 结构及工作原理- 2 -2.1、电动食品搅拌机结构方案分析并确定- 2 -2.1.1方案一 食品搅拌机原理图- 2 -2.1.2方案二 食品搅拌机原理图- 3 -2.1.3方案三 食品搅拌机原理图- 4 -2.2食品搅拌机的结构图和工作原理- 5 -2.2.1食品搅拌机的结构图- 5 -2.2.2食品搅拌机的工作原理- 5 -第三章 搅拌器的设计- 7 -3.1球形搅拌器设计- 7 -3.2拍型搅拌器的设计- 8 -3.3搅龙搅拌器的设计- 9 -3.4搅拌容器的设计- 9 -第四章 传动系统的设计- 10 -4.1搅拌机的功率计算- 10 -4.1.1被搅拌物料为拟塑性和涨塑性液体- 10 -4.2电动机的选择- 11 -4.2.1按转速选择电动机- 11 -4.3锥齿轮传动的设计计算- 11 -4.3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数- 11 -4.3.2按齿面接触疲劳强度计算- 12 -4.3.3按齿根弯曲疲劳强度设计- 14 -4.3.4几何尺寸计算- 16 -4.3.5结构设计及绘制齿轮零件图- 18 -4.3.6主要设计结论- 19 -4.4轴的设计与校核- 19 -4.4.1轴的设计- 19 -4.4.1.1搅拌轴的设计- 19 -4.4.1.2中心轴的设计- 20 -4.4.1.3高速轴的设计- 22 -4.4.2轴的校核- 23 -4.5轴承的选择- 25 -4.5.1轴承的型号- 25 -4.5.2滚动轴承的配合形式- 26 -4.5.3滚动轴承的轴向定位和固定- 26 -4.6联轴器的选用- 26 -4.6.1选用的联轴器型号- 26 -4.6.2联轴器的配合形式- 27 -4.7行星齿轮设计- 27 -4.7.1行星齿轮各齿轮数据- 27 -4.7.2校核齿面疲劳强度- 28 -4.8弹簧的设计- 29 -第五章 设计小结- 30 -参考文献- 31 -致谢- 32 -摘要民以食为天，现在的人已不仅限于温饱问题，现在追求的是生活质量，生活品质。食品搅拌机的出现悄然改变了人们的生活方式。多功能食品搅拌机集合了搅拌，打鸡蛋，打奶油，和面等多重功能，主要应用于西餐厨房以及烘焙行业如面包房，西饼屋，西点屋，咖啡厅等。本论文主要包括对搅拌机电动机的选择、行星齿轮、搅拌器、轴、锥齿轮等各零部件的设计，以及对各零部件结构的选材、校核，最后完成总装图和零件图。关键词：搅拌机；锥齿轮；搅拌轴；搅拌器全套图纸，加153893706AbstractHunger breeds discontentment, now people have not been limited to the problem of food and clothing, now is the pursuit of quality of life, quality of life.The emergence of the food mixer has quietly changed the way people live.Multifunctional food stirring machine set stirring, beat eggs, whipped cream, and the surface of the multiple functions, mainly used in food in the kitchen and baking industry such as bakery, bakery, pastry shop, coffee shops and so on.This thesis mainly includes all the parts of the choice of the stirring motor, a planet gear, a stirrer, a shaft, a bevel gear design, and the parts structure material, check, the final completion of assembly drawing and parts drawing.Keywords: Blender; Bevel gears; Stirring shaft; Agitator.第一章 绪论人们的饮食水平是一个国家地文明程度和人民生活质量高低地重要标志。全民族的体制需要好的食品的质量和供应状况，这些都会影响到国家的政治安定和社会进步。可以看出那些重视食品工业发展的国家经济都已经非常发达。中国现在的经济并不发达，所以中国的食品工业要快速发展，这样才能满足人民日益增长的物质文化需要，这样才能提高国家经济建设，中国的食品工业是我们国民经济非常重要的组成部分。发展食品工业的好处非常多，可以使产品品质得到调整，农业结构得到优化。而且可以提高农产品的经济价值，从而有一个良性循环的农业生产。通过上面可以看到，食品工业在国民经济中占有不可替代的地位。食品搅拌机在生活中的应用是相当的广泛，它不仅可以搅拌一些工作阻力小的稀蛋白液，例如鸡蛋液等物料。而且可以搅拌奶油、果酱、蛋糕液等具有一点粘稠度的液体而且可以用来制做面团。我选择的这个课题是比较综合性的，加上自己专业的经验不足，所以如果想设计一个合理的产品，我必须要熟悉的掌握机械理论力学、机械原理、机械优化设计、机械设计、行星齿轮传动设计、机械制造基础、等方面的理论知识。这也是对我大学四年所学专业知识的一个综合应用。通过做此课题，我将能了解这本科四年来我对专业知识掌握的程度，同时也是一个系统的复习。这将给我以后走向社会起到一个很好的开头作用。第二章 结构及工作原理2.1、电动食品搅拌机结构方案分析并确定2.1.1方案一 食品搅拌机原理图图1-1方案一的食品搅拌机是一款手提式的搅拌机，利用调速电机带动减速器，再带动搅拌器搅拌物体。这个方案的搅拌机虽然结构简单，操作方便，但是它搅拌出来的食品不均匀。另一方面，它是手持的，具有一定的危险性。所以这个方案的食品搅拌机只能用来粗略搅拌食品。2.1.2方案二 食品搅拌机原理图图2-2方案二设计的食品搅拌机它是通过调速电机带动锥齿轮，锥齿轮带动轴转动，间接带动搅拌器搅拌，达到搅拌食品的效果。此方案相对于方案一不同在于它具有一个完整的机架，不需要手持，排除了手持的危险性而且具有一定的平稳性。但是它的缺点是不能够充分的搅拌食品。2.1.3方案三 食品搅拌机原理图图3-3方案三的食品搅拌机是通过调速电机带动锥齿轮，锥齿轮带动传动轴，传动轴带动拨动座，拨动座带动搅拌轴，搅拌轴带动搅拌器。通过这一系列的传递来充分搅拌食品。这个方案相对于方案二来说是多了一个行星齿轮的设计，使搅拌器不仅能自转，而且还能绕着传动轴公转。这样的搅拌方法使得食品能够得到充分的搅拌。具有良好的搅拌能力和平稳性。经过对三个方案进行比较，最后选用方案三进行设计。2.2食品搅拌机的结构图和工作原理2.2.1食品搅拌机的结构图图2-4设计的微型电动食品搅拌机主要是由以下部分构成的：底座；支架；调速电机；转动心轴；锥齿轮；中心轴；拨动座；行星齿轮；搅拌轴；搅拌器；搅拌桶。2.2.2食品搅拌机的工作原理此搅拌机的工作原理是采用行星齿轮的设计原理，首先利用锥齿轮将电动机的速度降低，并且改变传动方向，由原来的水平方向改为竖直方向，锥齿轮带动中心轮，中心轮带动拨动座，拨动座上装有搅拌轴，搅拌轴上的行星齿跟内齿圈配合，内齿圈固定在机架上，是固定不动的，所以拨动座在随着中心轴转动时，搅拌轴也跟着转盘绕中心轴公转，又因为行星齿跟内齿圈啮合，使得搅拌轴绕自身轴线旋转，形成自转。这样搅拌器在工作过程中即绕着中心轴公转又绕着搅拌轴自转。这个合成运动实现行星运动，从而满足调和高粘度物料的运动要求。第三章 搅拌器的设计搅拌器的作用是直接与被搅拌物料接触，并通过自身的运动达到搅拌的目的。所以搅拌器形状设计就变得尤为重要，并且通过对不同的物体设计不同的搅拌器。3.1球形搅拌器设计图3-1图3-1所示是钢丝球形搅拌器，材料为不锈钢丝，优点是容易使液体湍动，缺点是搅拌球的强度比较低，所以只能适用于一些工作阻力小的稀蛋白液等物料的搅拌。在设计过程中，考虑到能够充分搅拌因素，又不能跟容器发生碰撞，所以搅拌器的半径不能大于搅拌轴到容器壁的距离，而且搅拌器安装上去后，搅拌器的底部不能碰到容器底部。所以设计的搅拌球距离容器各1cm。搅拌器是套在搅拌轴上面的。利用弹簧的弹性使得搅拌器不会掉下来。具体的制造尺寸见零件图。3.2拍型搅拌器的设计图3-2图3-2所示为拍形搅拌器，它是由整体铸锻形成的，强度比球形搅拌器高，作用面积大，适用于糖浆、蛋白浆等物料的搅拌。它的连接部分是跟球形搅拌器一样的。具体的制造尺寸见零件图。3.3搅龙搅拌器的设计图3-3图3-3所示为搅龙搅拌器，它是以整体锻造成的。桨的结构强度比上面两种都高。这种搅拌器能够借助搅拌的回转运动，使各点在容器内形成复杂的运动，适用于粘度比较高的物料的搅拌。3.4搅拌容器的设计考虑到我们搅拌的是食用品，容器是不能生绣，而且具有一定的耐腐蚀性。所以采用304不锈钢材料，形状类似碗的形状。容器总高165mm，容器口宽200mm，容器底宽119mm，厚度1mm。第四章 传动系统的设计4.1搅拌机的功率计算4.1.1被搅拌物料为拟塑性和涨塑性液体2按字数津流体的搅拌功率计算，计算时使用平均表观粘度a，由平均梯度计算而得。即 （4-1）而平均表观粘度a为 （4-2）非牛顿液体在搅拌容器内，平均速度梯度有如下简单的近似正比关系： =Cn （4-3）由以上式子连解得 =K(Cn)n-1 （4-4）式中C, C分别为搅拌容器几何尺寸及非牛顿型液体种类的有关常数； K与搅拌机结构尺寸有关的比例系数，一般由实验求得； n转速。经过计算求得N=0.15KW。4.2电动机的选择任何机器都必须要有动力驱动，以机械化生产力标志的工业革命正是源于最早的机器动力蒸汽机的发明。用于驱动机器的机械我们称之为原动机。在目前常用的原动机中，电动机和内燃机应该广泛，液压传动具有重量轻，体积小，结构紧，驱动力大等特点，但考虑到目前国内状况，液压马达虽然比以前在质量上提高了，但价格昂贵，用一般的搅拌机上，成本太高，不经济，故本设计采用了传统的机械传动。传动系统由电动机、皮带轮、减速器来传递。所以本设计选用了电动机。电动机的合理选择是保证电动机安全可靠、经济运行的最要环节。电动机的选择包括：电动机的额定功率（额定转矩）、电动机的种类、电动机的结构形式、电动机的额定电压=电动机的额定转速等。4.2.1按转速选择电动机电动机的额定转速的选择要结合电动机和传动系统进行综合选择：如电机转速选择过高，电机尺寸重量小，成本低，但带来传动系统的传动比较高，传动系统复，成本高；如电机转速过低，传动系统传动小，结构简单，成本低，但电机尺寸重量大，成本高。本设计的搅拌机的最大容量是7L，启动负载不大，转速在70200r/min范围之内，应选择调速电动机；根据上面求得搅拌机功率为0.15KW,查机械设计课程表12-16，可选用小功率异步电动机，可直接在市场选购，型号为61K180GU-CFW感应电动机，其功率为N=180W，转速为n=1440r/min，电压为U=220v，电流为I=2.8A，频率为f=50Hz。电机的输出转速为n=466r/min,减速比为i=3。4.3锥齿轮传动的设计计算3 由上面选用的电机可知，输出功率P=0.18KW，电机的输出转速为n=466r/min，即小齿轮转速n1=466r/min。因为搅拌轴最高转速在200左右，所以选定齿数比u=2.2。由电动机驱动，工作寿命15年，（设每年工作300天），两班制，转向不变。以下设计过程，表格及数据均参考机械设计。4.3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）因为传动轴和锥齿轮轴轴线相交且轴交角=90，所以选用标准直齿锥齿轮传动，压力角取为20。（2）搅拌机为一般工作机器，由表10-6，选用7级精度。（3）材料选择。参考表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调制），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45刚（调制），齿面硬度240HBS。（4）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=2.224=52.8，取z2=53。4.3.2按齿面接触疲劳强度计算（1）由式（4-5）试算小齿轮分度圆直径，即 d1t （4-5）1）确定公式中的各参数数值。试选KHt=1.3。计算小齿轮传递的转矩。 T1=9.55106P/n1=9.551060.18/466Nmm=3.688103 Nmm （4-6）选取齿宽系数R=0.3。由图10-20查得区域系数ZH=2.5。由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。计算接触疲劳许用应力H。由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa, Hlim2=550MPa。由图（10-15）计算应力循环次数： N1=60n1jLh=604461（2830015）=1.927109 （4-7） N2=N1/u=1.927109/2.2=0.876109 （4-8）由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9，KHN2=0.95。取失效率为1，安全系数S=1，由式（4-9）得 H1= MPa=540 MPa （4-9） H2= MPa=523 MPa （4-10）取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H1 =H2=523 MPa2）试算小齿轮分度圆直径 d1t （4-11）=mm=32.068mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度 dm1=d1t(10.5R) =32.068(10.50.3)mm=27.258mm （4-12） m=m/s=0.637 m/s （4-13）当量齿轮的齿宽系数d b=R d1t=0.332.068mm=11.661mm （4-14）d=b/ dm1=0.4282）计算实际载荷系数KH。由表10-2查得使用系数KA=1。根据Vm=0.637m/s、8级精度（降低了一级精度），由图10-8查得动载系数Kv=1.103。直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KH=1。由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数KH=1.207。由此，得到实际载荷系数 KH=KAKvKHKH=1.331 （4-15）3）由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为 d1=d1t=32.068mm=32.320mm （4-16）及相应的齿轮模数 m=d1/z1=32.320/24=1.347mm （4-17）4.3.3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-27）试算模数，即 mt （4-18）1)确定公式中的各参数值。 试选KFt=1.3。 计算由分锥角1=arctan(1/u)= arctan(24/53)=24.362和2=90-24.362=65.638，可得当量齿数zv1=z1/cos1=24/cos(24.362)=26.34， （4-19）zv2=z2/cos2=53/cos(65.638)=128.48。由图10-17查得齿形系数YFa1=2.58、YFa2=2.25由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.63、Ysa2=1.82由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由图10-22取弯曲疲劳寿命系数KN1=0.85、KN2=0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.7，由式（4-20）得 F1= MPa=250 MPa （4-20） F2= MPa=197 MPa （4-21） =0.0168 （4-22） =0.0208 （4-23）因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=0.02082）试算模数。 mt （4-24）=mm=0.763mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v。 d1=mtz1=0.76324=18.307mm （4-25） dm1=d1(1-0.5R)=18.307(1-0.50.3)=15.561mm （4-26） m=0.363m/s （4-27）齿宽b。 b=R d1=0.318.307 mm=16.137mm （4-28）2）计算实际载荷系数KF。根据v=0.363m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.03直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KF=1。由表10-4用插值法查得KH=1.204，设计的是直齿锥齿轮，于是KF= KH=1.204。则载荷系数为KF=KAKvKFKF=11.0311.204=1.2403）由式（4-29），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为 m=mt=0.763=0.751mm （4-29）按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数=0.8mm。按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=32.320mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=32.320/0.8=40.4。取z1=41，则大齿轮齿数z2=uz1=2.241=90.2。为了是两齿轮的齿数互质，取z2=90。4.3.4几何尺寸计算（1）计算齿顶圆直径 d1=z1m=410.8=32.8mm （4-30） d2=z2m=900.8=72mm（2）计算分度圆直径 dm1=d1(1-0.5R)=32.8(1-0.50.3)=27.88mm （4-31）dm2=d2(1-0.5R)=72(1-0.50.3)=61.2mm（3）计算分锥角 1=arctan(1/u)=arctan(41/90)=244919 （4-32）2=90-244919=655081（4）计算齿轮宽度 b=R d1=0.332.8 mm=11.87mm （4-33）取b1=b2=12mm。（5）计算锥距 R=39.56mm （4-34）（6）齿顶高 ha=1m=0.8mm （4-35）（7）齿根高 hf=1.2m=0.96mm （4-36）4.3.5结构设计及绘制齿轮零件图（1）小锥齿轮图4-1（2）大锥齿轮图4-24.3.6主要设计结论齿数z1=41、z2=90，模数m=0.8mm，压力角=20，变位系数x1=0、x2=0，分锥角1=244919、2=655081，齿宽b1=b2=46mm。小齿轮选用40 Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。4.4轴的设计与校核2,3,5,74.4.1轴的设计轴是轴系零、部件中的核心零件，其设计的好坏对整个轴系乃至整个机器都至关重要。一般地说，轴的结构越简单，工艺学越好。因此，在满足使用要求的前提下，轴的结构形式应尽量简化。轴的设计包括轴的合理外形和全部结构尺寸。本设计中有三条轴，一根高速轴，一根中心轴，一根搅拌轴。轴上零件的装配方案，中心轴上装有锥齿轮，轴承端盖，轴承，拨动座。搅拌轴上有行星齿，套筒，轴承，弹簧，挡片，搅拌器。高速轴上装有联轴器和锥齿轮。4.4.1.1搅拌轴的设计 如图4-3所示图4-3（1）确定各轴段的直径 轴段装的是行星齿，轴的选用材料为45号钢，调质处理。查表可得计算系数A0=126则dmin。轴的最小直径为8.6mm.整个轴的直径不能小于该值。考虑到行星齿的外径为25mm,所以选d1=9mm。 轴段和为轴承配合和套筒配合的轴段，就按轴承内径的标准系列来取，取d2=10mm，无特殊情况时尺寸系列按正常宽度、中系列选，由此，可以初选轴承型号为7000C。 轴段的轴段，定位轴肩高度为a=（0.070.1）9=0.630.9，取a=1mm，则d3=12mm。（2）确定各轴段的长度锥齿轮的最大宽度为10mm，考虑压紧空间，轴段的长度比大带轮毂长度小0.51mm，因为轴套会多出0.5mm，则该段的长度为L1=10mm。轴段和的宽度可以按轴承的宽度来取，查相关手册，轴承的宽度为8mm，轴段还有一个轴套，所以加上轴套的长度，L2=21.5mm。结合整个结构，轴段的宽度取L3=20mm。如图4-4所示轴的尺寸及相关：图4-4搅拌轴4.4.1.2中心轴的设计如图4-5所示图4-5（1）确定各轴段的直径 轴段装的是锥齿轮，轴的选用材料为45号钢，调质处理。查表可得计算系数A0=120则dmin。轴的最小直径为10.7mm.整个轴的直径不能小于该值。考虑到锥齿轮的外径为25mm,所以选d1=11mm。 轴段为轴承配合的轴段，就按轴承内径的标准系列来取，取d2=12mm，无特殊情况时尺寸系列按正常宽度、中系列选，由此，可以初选轴承型号为7001C。轴段的轴段，定位轴肩高度为a=（0.070.1）11=0.771.1，取a=1mm，则d3=14mm。轴段为轴承配合的轴段，就按轴承内径的标准系列来取，取d2=12mm，无特殊情况时尺寸系列按正常宽度、中系列选，由此，可以初选轴承型号为7001C。 轴段与拨动座连接，取d5=10mm。（2）确定各轴段的长度锥齿轮的最大宽度为22.5mm，考虑压紧空间，轴段的长度比锥齿轮毂长度小0.51mm，则该段的长度为L1=22mm。轴段为跟小锥齿轮连接，考虑结构要求，L2=42.5mm。结合整个结构，轴段的长度取L3=16mm。为了结构的紧凑性，轴段就放一个轴承，根据选用的联轴器来决定，查相关手册，所以该轴段的长度取L4=14mm。轴段连接拨动座，该轴段长度取L5=12mm。如图4-6所示轴的尺寸及相关：图4-64.4.1.3高速轴的设计如图4-7所示图4-7（1）确定各轴段的直径如图4-5，该轴是用来装联轴器和小锥齿轮的，电动机伸出的轴的直径是14mm,设计用套筒联轴器来连接，所以跟套筒连接的轴段直径选用d1=14mm。另一端轴可以选小一点。所以d锥=12mm。（2）确定各轴段的长度左端长度与选用是联轴器决定，取L1=24mm,右端装小带轮，考虑到压紧空间，该轴段的长度应比小带轮长度小0.51mm，小锥齿轮轮毂长度为14.5mm，则该轴段长为L锥=14mm。最终所得的轴的尺寸如图4-8图4-84.4.2轴的校核轴的强度校核计算有3种常的方法：按扭矩变形强度条件进行计算；按弯扭组合变形强度条件进行计算；按疲劳强度条件进行精确计算。对于仅仅承受扭矩的传动轴，只需按扭转强度条件计算；对于只承受弯矩的心轴，只需按弯曲强度计算；对于既承受弯矩又承受扭矩的轴（转轴），应按弯扭合成强度条件进行计算。由于该轴为转轴，应按弯扭合成强度条件进行计算。（1）作轴的受力简（图4-9（a）（2）作轴的垂直面受力简图（图4-9（b）（3）绘制垂直面弯矩图图4-9求垂直面的支反力 （4-37）由前面计算锥齿轮得：Q=346.5N，所以 （4-38） （4-39）求垂直面弯矩： （4-40）绘制弯矩图（图4-7（d）（4）绘制扭矩当量弯矩图（图4-7（c） 轴单向转动，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，则扭矩当量弯矩： （4-41）（5）绘总当量弯矩图计算总当量弯矩 （4-42）绘总当量弯矩图（图4-7（e）（6）校核轴的强度轴的材料为45号钢，调质处理，由设计手册查得：从总当量弯矩图可以看出，截面C为危险面。截面锥齿轮A为处d=12mm 30MPa （4-43）强度足够。4.5轴承的选择轴承是轴系中的重要部件，其功用是支承轴及轴上零件并保证轴的旋转精度，减少转动轴与固定支承间的摩擦和磨损。4.5.1轴承的型号根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动轴承和滚动轴承两大类。滚动轴承摩擦阻力小，启动容易，功率消耗少，而且已经标准化，选用、润滑、维护都很方便，因而在一般机器中得到更为广泛的应用。滑动轴承承载能力高，噪声低，径向尺寸小，油膜有一定的吸振能力，但一般情况下摩擦大、磨损严重，制造、维护费用较高。总上所述，本设计采用了滚动轴承，结合轴的设计，对于两根不同的轴，选用不同型号的轴承，中心轴选用（GB/T 2922007摘录）中型号为7000C的角接触球轴承；搅拌轴选用（GB/T 2922007摘录）中型号为7001C的角接触球轴承。4.5.2滚动轴承的配合形式滚动轴承的配合：由于滚动轴承是标准部件，因此轴承内圈内圆柱面与轴颈的配合按基孔制，采用H7/r6的过盈配合；轴承外圈外圆柱面与外壳孔的配合按基轴制，采用K7/h6过渡配合。4.5.3滚动轴承的轴向定位和固定轴承的轴向紧固包括轴向定位和轴向固定。为了防止轴承在轴上和在轴承座孔内移动，轴承内套圈必须紧固在轴上；外套圈必须紧固在轴承座孔内（或套杯内）。轴承的内、外套圈需要双向还是单向轴向紧固，或者是轴向游动，取决于支承的限位要求和所用轴承的类型8。中心轴的两个轴承一个置于套杯内，结合轴肩进行定位。另一个利用轴肩跟轴承端盖进行定位。端盖用4个M4的六角头螺栓与支架固定来定位轴承。搅拌轴的轴承用轴肩或轴套进行定位。4.6联轴器的选用4,9联轴器是用来连接两轴并传递转矩的。4.6.1选用的联轴器型号联轴器可分为挠性联轴器、安全联轴器、刚性联轴器。一般按联轴器所受的转矩、轴的直径和转速等确定联轴器的型号和结构尺寸。本设计在电动机伸出的轴和锥齿轮链接使用了联轴器。联轴器所受的转矩按计算转矩转矩选取。计算转矩可按下式计算： （4-44）式中：KA为工作情况系数，KA=1.7，T为联轴器的名义转矩（Nm）。由轴转递功率和转速计算确定：（4-45）由以上可得电动机出来使用的联轴器：选用的联轴器应使TcaT，T为联轴器的许用转矩。查找机械设计手册和结合轴的直径选用GB/T 1184-1996圆锥销套筒联轴器。4.6.2联轴器的配合形式由于联轴器是标准件，联轴器的孔已经确定，所以按基孔制的配合，采用H7/k6的过渡配合。4.7行星齿轮设计6本设计的行星齿轮是通过中心轴带动行星架，行星轮在固定在搅拌轴上面，搅拌轴固定在行星架上面，这样行星架在绕中心轴转动时，搅拌轴绕着中心轴公转。通过行星齿跟内齿圈配合，使得搅拌轴自转。4.7.1行星齿轮各齿轮数据在保证接触强度的前提下，增加齿数，除能使重合度增加，有利于改善齿轮传动的平稳性外，还能降低齿高，减小齿坯尺寸，降低加工时的切削量，有利于节省制造费用。因为设计的行星轮系为闭式传动，所以行星轮的齿数可以取在z=2040的范围内。取Z行=21，为了使轮齿磨损均匀，行星轮跟内齿圈齿数互为质数。取Z内=54。模数m=1.1。传动比：i=2.57齿圈齿轮：齿顶圆98，齿宽b=10。行星齿轮：齿顶圆25mm，齿根圆22mm，分度圆23.2mm，内孔9mm，齿宽b=9mm。4.7.2校核齿面疲劳强度下面数据是通过查阅书本机械设计得到。（1）计算载荷系数KF根据上面锥齿轮算得V小锥=0.363m/s，可得V大锥=0.165m/s。所以V行=0.424m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.08。齿间载荷分配系数KF=1.0。由表10-4用插值法查得KH=1.417，结合宽高比b/h=10.67查图10-13，得KF=1.34。则在和系数为KF=KAKvKFKF=11.081.01.34=1.45 （4-46）（2）齿形系数YFa谢你们!
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