V型混合机设计

1 前言
1.1 V型混合机的国内外研究现状
粉体混合机按传统的分类方法分为两大类，即容器旋转型混合机和容器固定型混合机。

传统的容器旋转型粉体混合机的容器形状有圆筒形双圆锥形(或称W形)和V 形，它们皆为容器进行定轴转动的混合机。

在容器内可以有挡板和粉碎装置，操作时根据不同的物料选择不同的转速。

随着对混合质量要求的不断提高，传统的容器旋转型粉体混合机已不能满足工艺的要求，新型容器运动型粉体混合机逐步发展起来[1]。

新型容器运动型粉体混合机的代表有两种：摇滚式混合机和摇摆式混合机。

摇滚式混合机又称二维运动混合机，摇摆式混合机又称三维运动混合机。

在我国从1990年至今这两种混合机从无到有，并逐渐形成规模生产，已广泛应用于生产实践中。

并而国外厂家的产品已逐步退出了中国市场:国内有关摇滚式混合机且已有少量出口
:
的专利涉及到混合机的驱动结构、出料装置等方面，关于摇摆式混合机的专利涉及到混合机的结构改进，使其易于制造[2]。

还有一部分专利涉及到混合机的出料装置等具体结构。

近年来国外关于摇摆式混合机的专利主要涉及驱动方式如液压马达驱动、双轴驱动等。

比较而言，国内关于混合机的理论研究显得不足。

摇摆式混合机的容器运动方式独特，与容器单一转动的混合机运动方式差别很大。

随着摇摆式混合机的出现和推广，传统的混合机分类已显示出其缺点，有必要改变传统的混合机分类方法[3]。

1.2选题的目的及意义
V型混合机是较为通用的用于粉末、颗粒状物料混合的设备，它具有结构简单，容易操作，维护清洗方便、速度快、混合效果佳等特点。

广泛运用于粉末冶金、制药、化工、食品、电子、陶瓷等行业，是一种理想的混合设备。

然而随着科学技术的不断向前发展传统的容器旋转型粉体混合机由于各方面的缺点而逐渐被摇摆型混合机所替代。

希望通过此次设计，可以找到一种突破，使其适应现在的混合需求。

V型混合机对我来说仍是一个比较陌生的领域，有很多值得去认真研究学习的地方，本次选题正是本着这样一个目的。

希望从这次的毕业设计中对机械设计有更加深入的理解，对以后的工作提供帮助[4]。

1.3设计内容
混合机理：两种或两种以上不同组分的混合物在混合机或者料罐内，在外力作用下进行混合，从开始时的局部混合达到整体的均匀混合状态，在某个时刻达到动态平
衡，之后，混合均匀度不会再提高而离析和混合则反复交替地进行着。

V型混合机的混合原理：容器围绕转轴旋转一周时，容器内的物料一合一分容器不停转动时，物料经多次的分开，掺和从而达到均匀。

V型混合机的结构特征：如图1.1所示，本混合机主要由料筒、料筒支架、电动机、减速器和一些传动部件组成。

料筒的夹角为60°～90°之间，装料量为两个圆筒体积的10％～30％。

其转速很低，为6～25r/min。

常用于混合多种粉料，若安装搅拌叶轮，可用于混合凝聚性高的物料。

图1.1V 型混合机的结构图
V型混合机的工作原理：在开启电动机前，先将混合的粉料按照一定的比例注入混合机的料筒内，注入的粉料站料筒空间的10％～30％。

启动混合机的支架内安装的电动机，电动机经过传动带或传送链将动力传递给料筒，料筒固定在支架上端的轴承上。

料筒就会向一个方向旋转，经过一段时间的旋转，粉料经过充分混合。

关闭电机，打开出料口把粉料从出料口倒出。

设计参数：
1.生产能力为：250 kg/次；
2.筒体转速：12 转/分；
3.混合筒全容积： 1m3。

1.4设计方案
1.4.1设计基本构思
V型混合机主要由动力部分、传动部分、工作部分和支撑架组成，因此设计的重点也就在这几个地方。

我想，应该根据混合机的参数要求，从后向前，逐步计算出实际数据。

如：已知料筒的全容积为1 m3，生产能力为：250 kg/次，可以据此得知需要电动机的功率大小。

1.4.2传动系统方案
V型混合机的动力部分是电动机，电动机的转速较快，能达到上千转，而料筒的转速仅为12转/分。

因此必须经过减速才能达到要求，所以想到在电动机和料筒之间设置一减速器。

减速器内多级齿轮传动，还需考虑电动机和减速器之间的连接方式，如：联轴器、带传动等传动方式。

（1）带传动：带传动是一种挠性传动。

带传动的基本组成零件为带轮（主动带轮和从动带轮）和传动带。

主动带轮通过与传动带之间的摩擦将动力传递给从动轮。

带传动具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸震的特点。

（2）链传动：链传动是一种挠性传动，它由链条和链轮（小链轮和大链轮）组成。

通过链轮轮齿与链条链节的啮合来传递运动和动力。

主要用在要求工作可靠，两轴相距较远，低速重载，工作环境恶劣，以及其他不宜采用齿轮传动的场合。

（3）齿轮传动：齿轮传动的特点主要有：效率高，结构紧凑，工作可靠、寿命长和传动比稳定等特点。

但制造及安装精度高，价格较贵，且不宜用于传动距离较大的场合。

综合以上各方案的特点，确定V型混合机的传动系统方案如图1.2所示。

图1.2V型混合机的传动方案图
1.4.3 料筒的设计
V型混合料筒的单料筒横截面形状采用圆筒形，两料筒之间夹角为60°～90°之
间。

V字形上端均匀进料口，V字形下端设有出料口。

混料筒一般用不锈钢制作，内外壁抛光，结构设计上保证无积料死角，清洗方便彻底。

图 1.3 料筒示意图
2 V 型混合机传动系统的总体设计
2.1 传动系统方案设计
根据设计的参数要求和实际情况分析，将混合机的传动系统分配如下图：
图2.1 传动过程示意图
2.2 电机的选择
（1）选择电动机的类型
选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性，有无冲击、过载情况，调速范围，起动、制动的频繁程度以及电网的供电状况等。

工作现场一般采用三相交流电源，如没有特殊要求均采用三相交流电动机。

其中，三相异步交流电动机应用的最多，常用的为Y 系列。

如有特殊情况，要求电动机有小的转动惯量和大的过载能力，应选用起重及冶金用的三相异步电动机，常用系列有YZ 或YZR 。

另外，根据电动机的工作环境，如环境温度、湿度、通风及有无防尘、防爆等特殊的要求，选择不同的外壳结构型式。

根据电动机与被驱动机械的连接形式，决定其安装方式，一般采用卧式[5]。

（2）选择电动机的功率
标准电动机的功率由额定功率表示，所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作机要求的功率。

电动机的功率主要由运行时的发热条件限定，在不变或变化很小的载荷下长期连续的机械，只要其电动机的负载不超过额定值电动机就不会过热，一般不必校验起动力矩和发热。

所需电动机的功率为
(2-1) 式中，P d 为工作机的实际需要的电动机的输出功率，Kw ；P w 为工作机需要的输入功率，kW ；η为电动机到工作机之间传动装置的总效率。

总效率η为
η=η0η1η2…ηn (2-2)
其中，η0、η1、η2、…、ηn 分别为传动装置中每一传动副（齿轮、蜗杆、带或链）、每对轴承、每个联轴器的效率，从机械设计课程设计手册表1-7中查得（选用表中数值是，一般取中间值）：
①V 带传动：η0=0.96；
②二级圆锥齿轮减速器：η1η2=0.97×0.95；
③链传动：η3=0.97；
④滚动轴承：η4=0.98。

η=η0η1η2η3η4=0.84
所以，总传动比η=0.84
因此P d =3/0.84kw=3.57kw
所以所需电机的功率为：3.57kw [6]
（3）选择电动机的转速
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围，各种常用传动机构的合理传动比查手册机械传动和摩擦副的效率概略值表得：
滚子链轮传动一般传递的功率在100kw 以下，链速不超过15m/s ，推荐使用的最大传动比为i max =8。

因链传动若其传动比过大，链条在小链轮上的包角就会过小，参与啮合的齿数越少，每个轮齿承受载荷增大，加速轮齿的磨损，且易出现跳齿和脱链现象，一般传动比小于6，常在2-3.5之间取值。

V 带的带速不超过25m/s ，推荐使用的的速度范围为5m/s~25m/s ，传动比一般为i ≤7，推荐值为i=2～5.
圆柱齿轮其合理传动比在3-5，而展开式二级圆柱齿轮减速器传动比推荐值为i 1=（1.3-1.5）i 2。

所以减速器其传动比范围分布的合理范围为：11.7-19.23.
所以总传动比i 的合理范围为：46.8-336.5。

所以选择电机的转速其合理值为：46.8×12=561， 336.5×12=4038。

即电动机的转速应该在561～4038之间选值。

对于Y 系列的电动机，通常多选
η
w d P p =
用同步转速为1500r/min 和1000r/min 的电机，如无特殊需要，不选低于750r/min 的电动机。

混合机属于一般的机械，对电动机无特殊的要求，因此通过查机械设计手册表12-1得应该选用同步转速1440r/min,额定功率为4kw 的型号为Y112M-4的电动机。

此型号的电动机技术数据如下表：
表2.1 电动机的技术数据
2.3 传动件总体设计
已知工作机的转速为12r/min ，电动机的满载转速为1440r/min ，故传动装置的总传动比要求应为：
==
nw nm i 12
1440=120 （2-3）
式中：m n —电动机满载转速，r/min ；
w n —工作机转速，r/min ；
多级传动中，总传动比应为
1234i i i i i =
传动比分配及选择原则为：
(1)各级机构传动比应尽量在推荐的范围内选取（参见机械手册各种传动的
传动比表）。

(2)应使传动装置结构尺寸较小，重量较轻。

(3)应使各传动件尺寸协调，结构匀称合理，避免干涉碰撞。

在二级减速器
中两级的大齿轮直径尽量相近，以利于浸油润滑。

一般推荐圆锥-圆柱齿轮减速器的传动比分配 i 1≈0.25i 2
根据传动空间的分配情况，带的传动比暂定为i 带=2，链的传动比i 链=2.5。

选用
输入轴和输出轴互相垂直的圆锥-圆柱齿轮减速器所以传动比i 减=24。

3传动零件的设计及计算
3.1带传动类型的选择及计算
3.1.1 带传动类型的选择
V带传动是一种挠性传动。

传动的基本组成零件为带轮和传动带。

当主动带轮转动时，利用带轮和传动带间的摩擦或啮合作用，将运动和动力通过传动带传递给从动轮。

带传动有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸震等特点，在近代机械中应用广泛。

根据传动带的横截面形状不同，可分为平带传动、圆带传动、V带传动和多楔带传动。

其中V带的横截面呈等腰梯形，如图3.1所示，带轮上也做出相应的轮槽。

传动时，V带的两个侧面和轮槽接触。

槽面摩擦可以提供更大的摩擦力。

另外，V带传动允许的传动比大，结构紧凑，大多数V带已经标准化。

V带的上述特点使其获得了广泛的用途。

故本次设计选用帘布芯结构的标准普通V带。

图3.1 普通V带的形状
3.1.2V带传动的设计计算
（1）已知条件
设计V带传动的已知条件包括：正常工作环境；V带传动位于第一级传动位置，总体空间是垂直的狭小空间内；电动机的额定功率为4kW，电动机满载转速为1440r/min，传动比为i=24。

（2）确定计算功率
P ca=K A P=1.0×4=4 (kw) (3-1)
式中：P ca——计算功率，kW；
K A——工作情况系数，见表8-7；
P——所需传递的额定功率，kW。

（3）选择V带的带型
根据计算功率P ca 、小带轮转速n 1，由机械设计课本图8-10选用A 型。

（4）确定带轮的基准直径d d 并验算带速v
1）初选小带轮的基准直径d d1。

由机械设计课本表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径d d1=100mm 。

2)验算带速v 。

v=πd d1n 1/(60×1000)=100π×1440/(60x1000)=5.0(m/s) (3-2)
因为推荐带速5m/s<v<30m/s ，计算带速较为接近5m/s 。

带速合适。

3)计算大带轮基准直径
d d2=id d1=2×100=200(mm) (3-3)
根据表8-8选择d d2为200mm 。

（5）确定V 带中心距a 和基准长度L d
1)根据式
)(7.021d d d d +≤a 0≤)(221d d d d +mm (3-4)
初定中心距a 0为500mm
2)由式 02
122100a 4)()(2a 2d d d d d d d d L -+++=π
(3-5)
计算带所需基准长度
2122100a 4)()(2a 2d d d d d d d d L -+++=π=[2x 600+π/2x(100+400)+(400-100)2/(4x100)]=1476(mm) 由机械设计课本表8-2选带的基准长度L d =1400mm
3) 计算中心距a
a ≈ a 0 +20L L d -=[500+(1476-1400)/2]=538(mm) (3-6)
中心距变化范围为571.4~672.2mm
（6）验算小带轮包角α1
3.57a
180121⨯--≈d d d d α=180o -(200-100)x57.3°/538=169°≥120o (3-7)
（7）计算带的根数Z
1)计算单根V带的额定功率P r。

由d d1=100mm和n1=1440r/min 查机械设计课本表8-4a得P0=1.3kw
根据n1=1440r/min，i=2和A型带查机械设计课本表8-4b 得ΔP0=0.165kw
查表得Kα=0.96，K L=0.96
P r=(P0+ΔP0)·Kα·K L=(1.3+0.165)x0.96x0.96=1.35(kW) (3-8)
2)计算V带根数Z。

Z=P ca/P r=4/1.35=2.96 (3-9)因此取3根。

3.1.3 带轮的设计计算
V带的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径为d d≤2.5d(d为安装带轮的
轴的直径)时，可采用实心式；当d
d ≤300mm时，可采用腹板式；当d
d
≤300mm，同时
D 1-d
1
≥100mm时，可采用孔板式；当d
d
＞300mm时，可采用轮辐式。

故本设计的小带
轮采用实心式，大带轮采用孔板式。

（1）小带轮计算：
已知小带轮节圆直径为100mm，电机轴伸直径为D=28mm，轮宽B=45mm 故：D1=(1.8~2)D=(1.8~2)28=(50.4~56)mm，取D1=55mm
L=(1.5~2)D=(1.5~2)28=(42~56)mm，取L=50mm
由表8-11查得
h a=2.75mm，H min=12.5mm，e=15mm，f=9mm，b0=13.1mm
φ0=34o，δ=6mm，d e1=d1+2h a=100+2x3.5=107mm
（2）大带轮计算：
已知大带轮节圆直径为200mm，轴径为24mm，轮宽B=mm
D1=(1.8~2)D=(1.8~2)24=(44~48)mm，取D1=48mm
L=(1.5~2)D=(1.5~2)50=(36~48)mm，取L=48mm
图3.2 大带轮的结构
3.1.4 V带传动的张紧、安装与防护
（1）带的张紧
V带传动在运转一段时间以后，会因为带的塑性变形和磨损而松弛。

为了保证带传动正常工作应定期检查带的松弛程度，采取相应的不就措施。

常用的张紧措施有以下几种：
①定期张紧装置
采用定期改变中心距的方式来调节带的初拉力，使带重新张紧，如图3.2左图。

②自动张紧装置
如图3.2中图所示，将装有带轮的电动机安装在浮动的摆架上，利用电动机的自重，使带轮随电动机绕固定轴转动，以自动保持初拉力。

③采用张紧轮的张紧装置
当中心距不能调节是，可采用张紧轮将带张紧，如图3.2右图。

图3.2几种带的张紧装置
（2）V 带传动在安装时，个带轮的轴线应该平行，各带轮相对的V 型槽的对称
平面应重合，误差不得超过20o ，否则会引起V 带的扭曲使两侧面过早磨损。

（3）为了安全起见，本设计中的V 带传动置于保护罩内，使之不能外露，达到
良好的保护效果,这样既可防止绞伤人，又可以防止灰尘、油及其它杂物飞溅到带上
影响传动。

3.2减速器的选用
经计算可知本次设计需要选用一个三级的硬齿面圆锥-圆柱齿轮减速器。

从机械
设计手册（成大先 主编）表15-2-36查得公称传动比为25，公称输入轴转速为
750r/min ，输出轴转速为30r/min ，减速器的型号是DCY280-25-Ⅰ。

3.3 链传动类型的选择及计算
3.3.1滚子链传动的选择
链传动是一种挠性机构，它由链条和链轮（大链轮和小链轮）组成。

通过链轮轮
齿和链条链节的啮合来传递运动和动力。

链传动在机械制造中应用广泛[6]。

（1）链条的分类与选择：
链条按用途不同可以分为传动链、输送链和起重链。

输送链和起重链主要用在运
输和起重机械中。

在一般机械中，常用的是传动链。

传动链又可以分为短节距精密滚子链（简称滚子链）、齿形链等类型。

其中滚子
链常用于传动系统的低速级，一般传递的功率在100KW 以下，链速不超过15m/s ，推荐使用的最大传动比为8。

齿形链使用较少。

由于其需要传输的功率不大，因此采用单排链就能满足工作要求，并且多排链的承载能力与排数成正比，但由于精度的影响，各排链承受的载荷不易分布均匀，故排数不宜过多，因此选用单排链就合理。

（2）滚子链链轮的结构
链轮由轮齿、轮缘和轮毂组成。

链轮设计主要是确定其结构和尺寸，选择材料和
热处理的方法。

小直径的链轮可制成整体式。

中等尺寸的链轮可制成孔板式；大直径的链轮，常可以将齿圈用螺栓连接或焊接在轮毂上。

3.3.2 滚子链传动的计算
（1）链轮齿数
小链轮齿数 取1Z =17，传动比i=2.4
大链轮齿数 2Z =i 1Z =2.4*17=40.8圆整为2Z =38
（2）实际传动比
i=
21
Z Z =2.24 （3-10） （3）计算功率P ca
链轮传递功率为P=3.6kw P ca =K A K Z P （3-11）
查《机械设计》表9-6，工况系数K A =1.0，查图9-13 K Z =1.55
P ca =1*1.55*3.6
= 5.6kw
（4）链条节距P
由计算功率P ca =2.95kW 和链轮转速1n =40.11r/min ，根据机械设计手册2，查取得
24A ，即P=38.1mm
（5）初选中心距0p a
a 0min =30P （3-12）
a 0max =50P （3-13）
取0a =30P
（6）链长节数p L
p L =20a /p +122
z z ++3op f a （3-14） 代入数据得p L =2×30＋23817++11431.38217382⨯⎪⎭
⎫ ⎝⎛-π =90.63
取Lp =90节
（7）链条长度L L=
1000L p P ⋅=1000
1.3890⨯=3429（mm ） （8）计算中心距c a
)](2[a 211z z L p f p o +-= （3-15） =0.24664*38.1*[2*90-55]
=1174.623(mm)
参数系数f=0.24664查阅机械设计表9-7
（9）实际中心距
a=-c a △a
得a=1160mm
（10）链的转速
v =
11601000
z n p ⨯ （3-16） =1000
601.381730⨯⨯⨯ =0.324(m/s) （11）有效圆周力F F=1000p v
=11.1(KN) （3-17） （12）作用于轴上的拉力Q F
1.20Q A F K F ≈ （3-18）
=1.2×1.0*11.1
=13.2(KN)
（13）润滑方式的确定
根据链号24A 和链条速度V=0.324m/s ，选用定期人工润滑。

3.3.3滚子链轮的结构计算
（1）链轮齿数
传动机构中链轮齿数2z =38。

（2） 配用链条的节距、滚子外径、排距
查机械设计手册2表14.2-2
配用链条的节距p=38.1
滚子外径r d =22mm
排距t p =35.76mm
（3）分度圆直径d
2d =01
180sin z p （3-19） =
)38
180sin(1.38=461.8(mm)
（4）齿顶圆直径a d
max a d 1.25r d p d =+- （3-20）
=528.3（mm ）
min a d 2
1.6(1)r d d z =+-- （3-21） =443.9（mm ）
取a d =500mm
（5）齿根圆直径f d
2f d =442.9(mm)
（6）轴向齿廓及尺寸
①齿宽1f b
12.7p >则 1f b 10.95b =
1f b 10.95b ==0.95⨯25.22=23.959mm
当12.7p >时，若经制造厂同意，亦可使用12.7p ≤时的齿宽。

1b -内链节内宽
②齿侧倒角a b
a b =0.13p=4.953mm
（7）大链轮的结构如图3.3所示：
图3.3大链轮的结构
3.3.4链传动的布置、张紧、润滑和防护
（1）链轮材料及热处理：
材料选用45钢，经淬火，回火处理，齿面硬度在40~50HRC之间，应用范围：无剧烈冲击震动和要求而耐磨损的主、从动链轮，根据实际情况选材符合要求。

（2）链传动的布置、张紧与润滑：
①链传动的布置
链传动布置时，链轮必须位于铅垂面内，两链轮共面。

中心线可以水平，也可以倾斜，但尽量不要处于铅垂位置。

一般边在上，松边在下，以免在上的松边下垂量过大而阻碍链轮的顺利运转。

②链轮的张紧
链传动的张紧的目的，主要是为了避免在链条的松边垂直度过大时产生啮合不良和链条的振动现象，同时也为了增加链条与链轮的啮合包角。

当中心线与水平线的夹角大于60°时，通常设有张紧装置。

张紧的方法很多。

当中心距可调时，可通过调节中心距来控制张紧程度；当中心距不可调时，可设置张紧轮，或在链条磨损变长后从中去掉一至二个链节以恢复原来的张紧程度。

张紧轮可以是链轮，也可以是滚轮。

张紧轮的直径应与小链轮的直径相近。

张紧轮有自动张紧和定期张紧，前者多用于弹簧、吊重等自动张紧装置，后者可用螺旋、偏心等调节装置，另外还可用压板和托板张紧。

③链传动的润滑
链传动的润滑十分重要，对高速重载的链传动更为重要。

良好的润滑可缓和冲击，减轻磨损，延长链条使用寿命。

综上所属，在链的传动中，可以使用定期人工润滑的润滑方式。

4 其他零部件的设计与选用
4.1 轴的设计与选用
4.1.1 轴的作用
轴是组成机器的主要零件之一。

所有可以做回转运动的零件都必须安装在轴上才
得以传递运动和动力。

因此轴的主要作用是支承回转零件及传递运动和动力。

按照承受载荷的不同，轴可以分为转轴，心轴和传动轴三类。

轴还可按照轴线形
状的不同，分为曲轴和直轴两类。

直轴根据外形的不同可分为光轴和阶梯轴两种。

光轴形状简单加工容易，但轴上的零件不易装配及定位，阶梯轴则正好与光轴相反。

因此光轴主要用于心轴和传动轴，阶梯轴则常用于转轴。

轴的设计是根据轴上零件的安装，定位及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确
定轴的结构形式和尺寸。

轴的工作能力计算指的是轴的强度，刚度和振动稳定性等方面的计算。

多数情况下轴的工作能力主要取决于轴的强度。

这时只需对轴进行强度计算以防止断裂或塑性变形，对高速运转的轴，还应进行振动稳定性计算，以防发生共振而破坏。

4.1.2轴的设计
（1）轴的材料选择：由于主要是承受较大载荷，且没有较大冲击，所以选择40Cr
作为轴的材料。

轴的材料为40Cr ，调质处理。

（2）轴的结构设计
轴的最小尺寸的确定
根据机械设计表15-3，取A 0=112，于是得
011263.2d A ≥=⨯= (4-1) 由于要铣一个键槽，所以d min =70.56×｛1+（5%-7%）｝，算出d min =74.08-75.50mm ，
取d min =75mm 。

其结构如图4.1所示。

图4.1轴的结构简图
4.1.3 轴的校核
(1)轴的计算简图
在做计算简图时，应先求出轴上受力零件的载荷，并将其分解为水平分力和垂直分力，如图所示。

然后求出各支承处的水平反力F NH和垂直反力F NV。

根据料筒及各零件的尺寸，粗略估算轴承的承重：
M=250+176×2+30×2+50=712kg。

因此左侧轴承的承重是712/2=356kg，F1=3560N；轴右端的承重是712kg，F2=7120N。

经计算，轴右端到左侧轴承对轴的施力点的距离为535mm。

可知，轴的最右端受到的弯矩最大。

由于所校核的轴是实心且没有键槽，所以：
(4-2)
式中：——轴的计算应力，Mpa；
M——轴所受的弯矩，Nmm；
T——轴所受的扭矩，Nmm；
W——轴的抗弯截面系数，mm3
4.2 滚动轴承的选择
对滚动轴承的初步选定。

在保证使用寿命的前提下，正确选择轴两端轴承型号，达到装拆方便，径向无震动，轴向无撺动之目的，这对生产和维修都是有益的。

轴承所受载荷的大小、方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。

根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动摩擦轴承和滚动摩擦轴承。

滑动摩擦轴承应用范围没有滚动轴承广泛，一般用在工作转速特高、特大冲击与振动，
径向空间尺寸受到限制或必须剖分安装、以及在水或腐蚀介质中工作等场合。

而本次设计的双锥型混合机最主要是用于医药方面的药品混合，因此其工作环境比较好，用滚动轴承就能达到其要求。

况且滚动轴承由于摩擦系数小，起动阻力小，而且它已经标准化，选用、润滑、维护都很方便，因此选用滚动轴承是一个比较优的选择。

根据载荷的大小选择轴承类型时，由于滚子轴承中主要元件间是线接触，易用于承受较大的载荷。

而球轴承中则主要为点接触，易用于承受较轻的或中等的载荷，故在载荷较大时，应优先选用滚子轴承。

根据载荷的方向选择轴承类型时，对于既受径向又受轴向的载荷，一般选用圆锥滚子轴承。

较小的径向和轴向载荷可选用圆锥滚子轴承其α角在10度到18度之间，而若承受较大的径向与轴向载荷时用大锥角滚子轴承；较大的纯轴向载荷可选用推力滚子轴承。

对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。

当轴承在承受径向载荷的同时，还有不大的轴向载荷时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承；当轴向载荷较大时，可选用接触角较大的角接触轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向载荷和轴向载荷。

倾斜时，会造成轴承的内外圈轴线发生偏斜。

这时,应采用有一定调心性能的调心轴承。

根据设计要求，工作机与主轴的连接处选用圆锥滚子轴承。

4.3混合机箱体和料筒的选择
(1)机架材料的选择
机座和箱体零件，在一台机器的总质量中占有很大的比例，同时在很大程度上影响着机器的工作精度及抗震性能。

所以正确选择机座和箱体零件的材料和正确设计其结构形式和尺寸，是减少机器质量，节约金属材料增强机器刚度的的重要途径。

而低合金结构钢与普通碳素结构钢相比,这类钢具有:
①较高的强度、屈强比和足够的塑性、韧性；
②具有良好的焊接性和冷塑性加工性；
③含有耐大气和海水腐蚀元素或细化晶粒元素，故具有一定得耐蚀性、较低的
冷脆转化温度和低的实效敏感性。

因此在此可选此材料。

普通碳素结构钢，其冶炼较简单、成本低廉、工艺性能(如冷成形性、焊接性)优良。

该类钢通常在供应状态下使用，必要时根据需要可进行锻造、焊接成形和热处理调整性能。

（2）料筒材料的选择
在此次设计中，混合料筒的设计是一个创新点，因为和其他混合机相比，在混合效果和混合无死角，效空间利用上都和混合料筒的设计有关。

混合料筒的要求是：。