1、江 南 大 学 毕 业 设 计1真 空 和 面 机 设 计全套 CAD 图纸，联系 153893706题 目： 真 空 和 面 机 设 计 设计者： 学 院： 专业班级： 指导教师： 2012 年 07 月日江 南 大 学 毕 业 设 计2目 录目 录2第一章 绪论41.1 和面机概述41.2 和面机设计选择6第二章 运动参数、动力参数的设计72.1 传动系统中传动链的设计及各传动比的分配设计72.1.1 搅拌浆转速72.1.2 电动机的主要技术参数选择72.2 计算各轴的转速82.3 计算各轴的功率82.4 计算各轴的转矩9第三章 结构设计93.1 皮带传动设计93.1.1 计算功率 Pc9
2、3.1.2V 带选型93.1.3 带轮设计93.1.4 验算带速 V103.1.5 求 V 带基准长度 和中心距10dL3.1.6 小包角的计算103.1.7 求带根数 Z113.1.8 计算作用在带轮轴上的压力 11QF3.1.9 带轮结构设计113.2 蜗轮蜗杆传动结构设计123.2.1 选择材料123.2.2 选择蜗杆头数 ,并估计传动效率121z3.2.3 计算蜗轮转矩 122T3.2.4 确定使用系数 KA123.2.5 计算转速系数13江 南 大 学 毕 业 设 计33.2.6 确定弹性系数133.2.7 计算寿命系数133.2.8 确定接触系数 13Z3.2.9 确定接触疲劳极限
3、和接触疲劳最小安全系数133.2.10 计算中心距 a133.2.11 确定各类参数133.2.12 蜗杆的各轴段的直径和长度确定153.2.13 圆柱蜗杆传动的精度设计163.3 蜗轮轴的尺寸的确定163.4 主轴的结构尺寸计算163.4.1 主轴和轴类零件的材料选择及尺寸确定163.5 主要传动轴受力分析，画出其弯矩图，并且进行相关的校核计算173.5.1 蜗杆轴受力分析及校核计算173.5.2 蜗轮轴受力分析及校核计算193.5.3 蜗轮轴疲劳强度的校核193.5.4 蜗轮齿根弯曲疲劳强度的校核213.5.5 蜗杆刚度的校核223.5.6 相关的其他计算233.6 主要传动轴承受力分析，
4、强度及轴的寿命演算233.6.1 轴承受力分析及寿命计算233.7 真空装置的结构设计和计算3.8 浆叶容器及机体的总体结构设计26第四章 总结第四章 参考文献江 南 大 学 毕 业 设 计4第一章 绪论1.1 和面机概述和面机在食品加工中用来调制粘度极高的浆体或塑性固体，主要是揉制各种不同性质的面团，包括酥性面团、韧性面团、水面团等。（一） 和面机调制基本过程和面机调制面团的基本过程由搅拌桨的运动来决定。水、面粉及其他辅料倒入搅拌容器内，开动电动机使搅拌桨转动，面粉颗粒在桨的搅动下均匀地与水结合，首先形成胶体状态的不规则小团粒，进而小团粒相互粘合，逐渐形成一些零散的大团块。随着桨叶的不断推动
5、，团块扩展揉捏成整体面团。由于搅拌桨对面团连续进行的剪切、折叠、压延、拉伸及揉合等一系列作用，结果调制出表面光滑，具有一定弹性、韧性及延伸性的理想面团。若再继续搅拌，面团便会塑性增强，弹性降低，成为粘稠物料。（二） 和面机分类和面机有卧式与立式两种结构，也可分为单轴、多轴或间歇式、连续式。1卧式和面机卧式和面机的搅拌容器轴线与搅拌器回转轴线都处于水平位置；其结构简单，造价低廉，卸料、清洗、维修方便，可与其他设备完成连续生产，但占地面积较大。这类机器生产能力（一次调粉容量）范围大，通常在 25400kg/次左右。它是国内大量生产合各食品厂应用最广泛的一种和面设备。2立式和面机立式和面机的搅拌容器
6、轴线沿垂直方向布置，搅拌器垂直或倾斜安装。结构型式与立式打蛋机相似，只是传动装置较简单。有些设备搅拌容器作回转运动，并设置了翻转或移动卸料装置。立式和面机结构简单，制造成本不高。但占空间较大，卸料、清洗不如卧式和面机方便。直立轴封如长期工作会使润滑剂泄漏，造成食品污染。（三） 和面机主要零部件和面机主要有搅拌器、搅拌容器、传动装置、机架、容器翻转机构等。1搅拌器也称搅拌桨，式和面机最重要的部件。按搅拌轴数目分，有单轴式和双轴式两种。卧式的与立式的也有所不同。单轴式和面机结构简单、紧凑、操作维修方便，是我国面食加工中普遍使用的机型。这种和面机只有一个搅拌桨，每次和面机搅拌时间长，生产效率低。由于
7、它对面团拉伸作用较小，如果投料少或操作不当，则容易出现抱轴现象，使操作发生困难。因此单轴式和面机适用于揉制酥性面团，不宜调制韧性面团。双轴式和面机具有卧式和面机的优点。它有两组相对反向旋转的搅拌桨，且两个搅拌桨相互独立，转速也可不同，相当于两台单轴式和面机共同工作。运转时，两桨时而相互靠近，时而又加大距离，可加速均匀搅拌。双轴和面机对面团的压捏程度较彻底，拉伸作用强，适合揉制韧性面团。缺点是造江 南 大 学 毕 业 设 计5价高于卧式和面机，起面较困难，需附加相应装置，如果手工起面则劳动强度大。和面机搅拌器的结构形状有多种类型，对应于不同调制物料特性机工艺要求。（1） 形、 形搅拌桨 这两种搅
8、拌器的桨叶母线与其轴线呈一定角度为的是增加物料的轴向和径向流动，促进混合，适宜高粘度物料调制。 形应用广泛，有很好的调制作用，卸料和清洗都很方便。 形搅拌桨调和能力比 形叶片低，但可产生高的压缩剪力，多用在细颗粒与粘滞物料的搅拌中。（2）桨叶搅拌器 这种搅拌器结构由几个直桨叶或扭曲直桨叶与搅拌轴组成。和面过程中，桨叶搅拌对物料的剪切作用和强，拉伸作用弱，对面筋的形成具有一定破坏作用。搅拌轴装在容器中心，近轴处物料运动速度低，若投粉量少或操作不当，易造成抱轴及搅拌不均的现象。桨叶式搅拌器结构简单，成本低，适用与揉制酥性面团。（3）滚笼式搅拌器 它对面团有举、打、折、揉、压、拉、等多种连续操作，有
9、助于面团的捏合。如果搅拌器结构参数选择合理，还可利用搅拌的反转，将捏合好的面团自动抛出容器，这样就省去了一套容器翻转机构，降低了设备成本。滚笼式搅拌器对面团作用力柔和，面团形成慢，对面筋机械作用弱，有利于面筋网络的生成。结其构简单，制造方便，适用于调和水面团、韧性面团等经过发酵或不发酵的面团。（4）其他类型卧式搅拌器 在卧式和面机中，也使用着一些不同于上述形状的搅拌器。如花环式、扭叶式、椭圆式、V 字形。（5）立式和面机的搅拌器 立式和面机的搅拌器有桨叶式、扭环式、象鼻式等。桨叶式搅拌器与卧式和面机桨叶式结构相似，其轴线与地面垂直。扭环式搅拌器桨叶从根部至顶端逐渐扭曲 90，有利于促进面筋网络
10、的生成适用于调制韧性面团与水面团雷面食。象鼻式搅拌器通过一套四杆机构模拟人手调粉时的动作来调制面团，有利于面筋的揉制，适于调制发酵面团。另外搅拌容器可以从机架上推出，作为发酵使用，既减少了生产设备，又简化了搬运面团的操作。一次调粉可达 300kg 以上。但这种结构复杂，搅拌器动作慢。（6）双轴和面机的搅拌器 双轴式和面机有两组相对反向旋转的搅拌桨。按其相对位置分为切分式和重叠式。2搅拌容器卧式和面机的搅拌容器（也称搅拌槽）的典型结构见图 1 多由不锈钢焊接而成。江 南 大 学 毕 业 设 计6和面操作时，面团质量的好坏与温度有着很大的关系，而不同性质的面团又对温度有不同的要求。高功效和面机常用
11、带夹套的换热式搅拌容器。为降低成本，使用普通单层容器，可降低物料调和前的温度来达到加工工艺的要求。为防止工作时物料或润滑油从轴承处泄漏污染食品，容器与搅拌轴之间的密封要好。转速低、工作载荷变化大，轴封处间间隙变化频繁，因此密封装置应选用 J 型无滑架橡胶密封圈等大变形弹性元件。新型卧式和面机采用空气端面密封装置，密封效果很好。搅拌容器的翻转机构分为机动和手动两种。机动翻转容器机构由电动机、减速器及容器翻转齿轮组成。这种机构操作方便，降低人工劳动强度，但结构复杂，整个设备成本高，适宜在大型或高效和面机上使用。手动翻转容器机构适用于小型和面机或简易型和面机。立式和面机的搅拌容器有可移式和固定式两种
12、。3机架小型和面机转速低，工作阻力大，产生的振动及噪声都较小，因此不用固定的基础。机架结构有的采用整体铸造，有的采用型材焊接框架结构，还有底座铸造而上部用型材焊接的。4传动装置和面机的传动装置由电动机、减速器及联轴器等组成，也有的用皮带传动。和面机工作转速低，多为2550r/min,故要求大减速比，常用蜗轮蜗杆减速器或行星减速器。目前国内面食生产企业在和面工序中大多采用单板式和面机。单板式和面机包括主轴传动装置、面箱翻转装置、面箱、真空抽管、密封垫，且单板式浆叶的叶顶为弧型，主轴以一定角度穿过单板式桨叶的中心。此结构虽可和出整体面团，且致密性和弹性也可满足要求，但此结构在和面时，单板式桨叶在半
13、周内轴向只一个方向受力，下半周则受相反方向的力。而面团和成时，阻力大，运转时振动剧烈，寿命短。现在市场上比较高档的是真空和面机，可根据工艺要求设定和面时间、真空度。缸体具有密封性能好，面粉无跑冒现象。真空和面机是在真空状态下模拟手工和面的原理，使面筋网络快速形成，和面配水量在常规工艺基础上可适量增加约 20%。 快速拌合，使小麦蛋白质在最短的时间内吸收水份，比常规状态下和制的面团熟化程度提高 2 倍以上，且不损伤已形成的蛋白质面筋网络结构。 使得蛋白组织结构均衡，使面的筋性、咬劲、拉力都远远优于其他形式和面机的和面效果。 加工出来的面品，面团均匀、弹性好、面制品滑爽、可口、有咬劲、面筋力高、透
14、明度高。 V 字形板式桨叶在面箱中绕主轴的轴线作回转运动，由于桨叶向两边推动面团，所以可以解决受力不均现象，使机器运转平稳。 这样可保证固定于主轴上的桨叶在转动时运转轨迹为一圆柱体。同时又抵消了推动面团而产生的轴向力。能够使机器在运转时更加稳定，提高整机使用寿命。真空系统采用水环式真空泵，安全卫生，还有真空表、真空电磁阀及管路。 操作面板由中英文对照按钮和 PLC 电脑显示屏组成，操作方便。1.2 和面机设计选择我们组设计的和面机生产能力为：调和面粉重量 25kg/次。机型：卧式和面机搅拌型式采用桨叶式，转速在 4050rpm 范围内，制作酥性面团。因为食品卫生要求，容器采用不锈钢材料。由于和
15、面机的主轴回转速低，需要较大的减速比，故江 南 大 学 毕 业 设 计7本次设计中采用带轮及蜗轮蜗杆减速传动。上面是机构简图，电动机 1 通过三角带 2 带动蜗轮蜗杆 5 使 3 搅拌桨转动，4 是容器。第二章 运动参数、动力参数的设计序号 设计内容计算过程 结果2.12.1.12.1.2传动系统中传动链的设计及各传动比的分配设计搅拌浆转速电动机的主要技术参数选择型号额定功率=47r/minn浆Y100L1-4P=2.2kw=47r/minn浆P=2.2kw=1500r/minn电V=1430 1mirT=2.2NM江 南 大 学 毕 业 设 计82.22.3电机同步转速满载转速 最 大 转
16、矩额 定 转 矩重量外形尺寸中心高安装尺寸轴伸尺寸计算各轴的转速计算各轴的功率=1500r/min,四极电机。n电V=1430 1mirT=2.2NMM=34 kg380 mm 282.5 mm 245mmH=100mm160mm 140mm28mm 56mm= =1430r/min1n电= =1430/1.5953 r/min2i电带= =953/2047 r/min3ni蜗 杆查机械零件设计手册，效率取 =0.85， =0.96，单电 机 V带头蜗杆 =0.8，滚动轴承 =0.99，弹性联轴器 蜗 杆 球 轴 承=0.99。联 轴 器电机的额定功率 =2.2kwp电 机电机的输出的有效功率
17、=1p2.0851.7kw电 机 电 机第二根轴功率=2.96.95k1V带 球 轴 承第三根轴功率M=34 kg=1430r/min1n=953 r/min2=47 r/min3=2.2kwp电 机1.87kwp21.795kp31.4kw江 南 大 学 毕 业 设 计92.4 计算各轴的转矩=p32蜗 杆 球 轴 承 联 轴 器=1.7950.8.914kw电动机的输出转矩 6119.50pTn电687/4328.5Nm第二根轴转矩 21VTi带 带 球 轴 承48.50.9617983.4第三根轴转矩 32i蜗 杆 蜗 杆 球 轴 承 联 轴 器1798.40.90.31658Nm1T2
18、48.5Nm2T17983.4m365第三章 结构设计序号 设计内容计算过程 结果3.13.1.13.1.23.1.3皮带传动设计计算功率 PcV 带选型带轮设计每天工作小时为 1016h,载荷变动很小，查表得 ，1.AK故 =cP1.2.4AKkw电 机根据 =2.42kw, ,选 A 型。c130/minnr大，小带轮基准直径 ，1d2kwPc42.选 A 型江 南 大 学 毕 业 设 计103.1.43.1.53.1.6验算带速 V求 V 带基准长度 和中dL心距小包角的计算由表得 ,现取 ，1min75d180dm21()43/9(.2)17.64m取 28d验算带速 V13.4801
19、5.9/606dnms带速在 525 范围内，合适。/ms初步选取中心距 012.5().5(8017)29adm取 ，符合3m012()dad带长 210120()2()4aa2(8)3(80)3912.m查表，对 A 型带选用 ，计算实际中心距1dLm002da092.334验算小带轮包角 121857.a，合适。03.61204180d20a3m0L912.ma34江 南 大 学 毕 业 设 计113.1.73.1.83.1.9求带根数 Z计算作用在带轮轴上的压力 QF带轮结构设计， ，查表得：1430/minnr180d0.8Pkw，查表得 由 ，21.5()id.12k173.6查表
20、得 ，查表得 。0.98K0.89LK0()cdLPZ取 3 根。2.42.98(.81)0.205.(1)caPqVZK22.4.50.9398108.N作用在轴上的压力 102sin647.QdZFN338.52647N小带轮几何尺寸计算：由 Y100L1-4 型电动机可知：轴身直径 D=28mm，长度 56Lm，(1.2)(.)28(456)Dm取 56 ，由表查得： ，min.75ahin.7fh， ，124EZMPi9f034()8Be16eadhZ3QF647.1ND=28mm56LmB48m江 南 大 学 毕 业 设 计123.23.2.13.2.23.2.33.2.4蜗轮蜗杆传
21、动结构设计选择材料选择蜗杆头数 ,并估计1z传动效率计算蜗轮转矩 2T大带轮几何尺寸计算： 38Dm(1.52)(.)38(576)Lm取 ，76由表查得： min.7ah， ， ，in8.f15emin9f034， 。()20BZf22eadhm蜗杆采用 45 钢，表面硬度 45HRC 以上。蜗轮材料采用，砂型铸造。10unZCSP选 ，查表取大值， 23/sVms当量摩擦系数 ，当量摩擦角0.45r2.5v初选 值=0.355， （ ） ，1/da13Z108622119.50PTiin6.7. .833158Nm查表知使用系数 1.AK1ed86m3D7LB50m2ed412Z2T316
22、58Nm江 南 大 学 毕 业 设 计133.2.53.2.63.2.73.2.83.2.93.2.103.2.11确定使用系数 KA计算转速系数确定弹性系数计算寿命系数确定接触系数 Z确定接触疲劳极限和接触疲劳最小安全系数计算中心距 a确定各类参数11288953()()0.75nZ查表知弹性系数1247EaZMP6625001.36hhZL接触系数由图查得 2.85pZ接触疲劳极限查表得 lim6HaMP接触疲劳最小安全系数 in1.2Smin32!()EPHAnhZSKTr23147.851.31.658(06取.79ma传动比 120ni蜗 杆齿数比 1Zu蜗轮齿数 240 125am
23、江 南 大 学 毕 业 设 计14齿形角 120x模数 5m变位系数 .X法向模数 cosnx51.34.9蜗杆直径系数 1210tant.dZqm蜗杆轴向齿距 157xxP蜗杆导程 1Z03.4蜗杆导程角 11arctn().md蜗杆节圆柱导程角 11rt()2.5Zqx齿顶高系数 *ah顶隙系数 0.2C蜗杆分度圆直径 15dmq蜗杆节圆直径()4x蜗杆顶圆直径*11260aah蜗杆齿根圆直径 ()38fdCm蜗杆齿顶高*15ahm蜗杆齿根高 1()6fa蜗杆全齿高*12C蜗杆齿宽 2(.50)3bZm240Z125xmq10江 南 大 学 毕 业 设 计153.2.12 蜗杆的各轴段的直
24、径和蜗杆模数 时增加 206m蜗轮分度圆直径 20dZm蜗轮节圆直径蜗轮喉圆直径 *22()205aadmZhx蜗轮根圆直径*()183fadCmx蜗轮齿顶圆直径 21.2e蜗轮喉圆半径 0.50gar蜗轮齿宽 2174bdm蜗轮齿宽角 21sin.3顶隙 0.C蜗轮齿顶高*22()7.5aahmx蜗轮齿根高 3f m蜗轮中径 219.mdx蜗轮轴向齿厚 10.57.xxS蜗轮法向齿厚 11coscos7.nm蜗杆轮齿法向测量齿高 2*1111in0.5ta(.si)anmnShSd2详细尺寸见零件图确定精度等级：对于低速，中载的通常先根据其圆周速度确定第公差组的精度等级。 江 南 大 学 毕
25、 业 设 计163.2.133.33.43.4.1长度确定圆柱蜗杆传动的精度设计蜗轮轴的尺寸的确定主轴的结构尺寸计算主轴和轴类零件的材料2320.49/16dnVms参照表选定蜗轮第公差数组为 9。蜗杆第公差组为 7。第公差组比第公差组低一级，选蜗轮第公差组为 10，蜗杆第公差组为 8.对齿的接触精度有一定的要求，通过与第公差组同级，蜗轮第公差组为 9，蜗杆第公差组为 9，蜗杆第公差为 7.故该蜗轮精度为 10-9-9b GB/T 10089-1988，蜗杆精度为 8-7-7d GB/T 10089-1988。检验项目选择：蜗杆、蜗轮及其传动的公差组合检验项目：蜗杆轴的向齿距极限偏差 0.14
26、px蜗杆轴的向齿距累积偏差 2l蜗杆齿槽径向跳动公差 .7rf蜗杆齿形公差 10.f蜗轮齿距极限偏差 4t蜗轮齿形公差 2.36f据蜗轮孔直径 ，由检验公式确定轴颈，45dm，具体尺寸见零件图。(2)c主轴选用 45 钢，具体尺寸见零件图。轴承型号的选择：左端轴承选用 6008 型身沟球轴承，右端轴承均选用 6009 型深沟球轴承。轴承的润滑：轴承的润滑采用脂润滑密封件的选择：轴承的密封采用接触式的毡圈密封。选用毡圈 40 JB/ZQ 江 南 大 学 毕 业 设 计173.53.5.1选择及尺寸确定主要传动轴受力分析，画出其弯矩图，并且进行相关的校核计算蜗杆轴受力分析及校核计算4606-199
27、7.主要尺寸如下：， b=12mm, B=12mm, 17bm15m联轴器的选择：由于蜗轮轴转矩 ,故选择金属弹簧元件挠性316.8TNM联轴器，型号为 JM16。蜗杆轴的弯矩图：312tantrTFd658t015.3N1734QrVBFR江 南 大 学 毕 业 设 计18647.251.325.617.N1VAQrVBRF.8.3N1VArVB647.25.3617.2.N19840tTFd(.)5.470353tHBR17942AtBN2.81VCMm535678F7.0.HEARN21Fm合成弯矩： 22EVHEM8571038759N22FVHF6m蜗轮轴弯矩图江 南 大 学 毕 业
28、 设 计193.5.23.5.3蜗轮轴受力分析及校核计算蜗轮轴疲劳强度的校核257.1934rVDFRN2260CrVD6057VHMm1912034aDFRN275HCaHD5.9.342.Mm22HVH50346509.N主要校核蜗轮轴截面处，假设该轴的转矩按脉动循环规律变化。抗弯截面模量可查新编机械设计手册表 1531761P32()dbtZ江 南 大 学 毕 业 设 计2032451.(45.)2389760m抗扭截面模量： 表 15311P32()6PdbtZ33451.(45.)2367m弯曲应力幅： 5098.1aMPaZ合弯曲平均应力： maP扭转应力幅： 316589.27a
29、 aPTMPZ扭转平均应力： 9.ma因为所选轴的相关数据为：轴 45 钢正火 ，20,6,bHBSMP114aa故而，可查表 1534 得到键槽引起的应力集中系数：.76,.5K查表 1540 表面质量系数0.9查表 1538 绝对尺寸影响系数：.84,.7bc江 南 大 学 毕 业 设 计213.5.4蜗轮齿根弯曲疲劳强度的校核扭剪强度极限 0.6,.036bbaMP寿命系数： （无限寿命）1MK1NmbS240.768.5911NmbKS401.519.67832S21.89457.6查表 1530 可取： 1.7.56S蜗杆圆周速度 ： 12/(601)Vdn593.4/ms相对滑动速
30、度： 1254/cos3Vms当量摩擦系数，由表查得：，0.v.67v江 南 大 学 毕 业 设 计223.5.5蜗杆刚度的校核许用接触应力： limHHnhZS2650.781.39aMP最大接触应力： 23AHEPKTZ31.658147.86.9.aMP齿根弯曲疲劳极限，由表查得 min15Fa弯曲疲劳最小安全系数取： in.4FS许用弯曲疲劳应力： lim1582.FaMP齿轮最大弯曲应力： 2AFKTbd1.365840合格。7.2aMP轴惯性矩 4441/650/63795.Idm蜗杆挠度： 223tant()/8vFlrPEI江 南 大 学 毕 业 设 计233.5.63.63.
31、6.1相关的其他计算主要传动轴承受力分析，强度及轴的寿命演算轴承受力分析及寿命计算2233321658tan0t(167)20046095 .蜗杆的许用挠度：Y=d1/1000=0.05Y,故而蜗杆的刚度符合要求，合格。蜗杆传动的总效率： 1230.8散热面积估算： 51.8297Aam工作温度： 2100()wPtt.79518)2合格。42.润滑油黏度根据：，.5/sVms由表选取：。240/C蜗杆两端的轴承：结构简图如下：江 南 大 学 毕 业 设 计24由于蜗杆上受到蜗轮施加的轴向力 故轴承受到轴向力1aF，其受到支架的力为径向力：316aFN。2284908rVAHRN转速 95/m
32、inr查新编机械设计手册 ：514P选 6406 型轴承， 70C（脂润滑）0245,li/inNnr因其工作温度 取温度系数 ，故计算额定动1,t1tK载荷： 。7045tKN查新编机械设计手册 表 141026P得：0316.245AC0.31e，及 。.8R.56,.4Y查表 149，取 1.PK可得： ()PYA1.056281.436)89N计算轴承寿命：江 南 大 学 毕 业 设 计256631010475()()964982hL hnP因为另一端轴承所承受的径向力小于此轴上的径向力，故其上的轴承寿命理应为大一些轴承，故不另计算。蜗轮轴端轴承：轴承承受轴向力为： 2316atFN轴
33、承承受径向力为： 229052rVCHFR转速 47/min查新编机械设计手册 表 1010，选取 6308 型轴承。514P（脂润滑）048,2,li80/minCNnr其工作温度 ，取 ，故：1tC1tK其额定动载荷 408t N查机械设计基础 ，表 1410256P，得0316.24AC0.31e.87.R得 56,1Y查表 149（ ）因和面机载荷性质为平稳，且有轻微冲2P击，故取 .pK可得 ()PRYA1.056321.46)78N计算轴承寿命：江 南 大 学 毕 业 设 计263.7浆叶容器及机体的总体结构设计663101048()()1259475hCLhnP容器的结构设计容器
34、的宽度 B=2()R=442mm容器的高度 2Hh=611mm容器的长度就 (.5)L=572mm详细尺寸见零件图。容器与输出口的结构设计输出口采用轴承端盖和垫片联结。轴承端盖结构：具体尺寸见零件图。搅拌容器的支撑结构设计支撑架材料采用铸铁，支撑架结构：传动系统与机体的联结采用六角头螺栓相连，容器支撑结构与机体的定位联结见装配图。江 南 大 学 毕 业 设 计27第四章 总结 第五章 参考文献1. 吴宗泽主编.机械零件设计手册.北京.机械工业出版社.20032. 成大先主编.机械设计手册.第四版第五卷.化学工业出版社.20043. 程凌敏主编.面汤食品厂工艺设计.农业出版社.19864. 无锡轻工业学院，天津轻工业学院编.食品工厂机械与设备.轻工业出版社.19795. 杨可桢，程光蕴，李仲生主编.机械设计基础.高等教育出版社.20056. 李基洪主编.食品机械原理与使用.广东科技出版社.19877. 张黎骅，郑严主编.新编机械设计手册.北京.人民邮电出版社.20088. 联合编写组编.机械设计手册.第二版.北京.化学工业出版社.19829. 化工设备设计全书编辑委员会.搅拌设备设计.上海科学技术出版社.198310. 聂毓琴，孟广伟主编.材料力学.机械工业出版社.2004
