0全 日 制 普 通 本 科 生 畢 業(yè) 設 計 螺旋式連續(xù)榨汁機的設計THE DESIGN OF SPORAL CONTINUNOUS JUICER學生姓名： 學 號： 年級專業(yè)及班級： 指導老師及職稱： 學 部： 提交日期： 1全日制普通本科生畢業(yè)論文誠信聲明本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設計是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。畢業(yè)設計作者簽名：年 5月 20日2目 錄摘要 .1關鍵詞 .11 前言 12 研究現(xiàn)狀 23 作用原理 24 影響出汁率的因素 35 總體方案設計 35.1 整體布局設計 .35.2 工作原理 .45.3 螺桿部設計 .45.4 螺桿螺旋直徑和螺距的設計 .55.4.1 螺桿轉速的確定 .55.4.2 螺距的確定 .55.5 功率計算 .66 選擇電動機 76.1 選擇電動機功率 .76.2 確定電動機轉速 .77 計算總傳動比和分配傳動比 88 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 98.1 各軸轉速 .98.2 各軸的輸入功率 .98.3 各軸轉矩 .99 設計 V 帶 109.1 確定計算功率 caP109.2 選擇 V 帶的型號 109.3 確定帶輪基準直徑 1D和 21039.3.1 初選主動輪的基準直徑 1D.109.3.2 驗算帶的速度 V.119.3.3 計算從動輪直徑 2.119.4 確定傳動的中心距 a 和帶長 dL.119.5 驗算主動輪的包角 1.119.6 確定 V 帶的根數(shù) Z 119.7 確定帶的初拉力 0F.129.8 求帶傳動作用在軸上的壓力 Q129.9 V 帶設計計算 1210 帶輪的設計 1310.1 材料 .1310.2 帶輪的形式 .1310.3 帶輪尺寸設計計算 .1311 聯(lián)軸器的選用 1512 螺旋軸的設計 1612.1 材料的選取 .1612.2 擬訂軸上零件的裝配方案 .1612.3 初步確定軸的最小直徑 .1612.4 根據(jù)軸上定位的要求確定軸的各段直徑和長度 .1712.5 軸上零件的周向定位 .1712.6 定圓角半徑值 .1712.7 按彎扭合成條件校核軸的強度 .1712.7.1 軸的計算 .1712.7.2 求軸上所受作用力的大小 .1912.7.3 軸垂直面內(nèi)所受支反力 .1912.7.4 作彎矩圖 .1912.7.5 作扭矩圖 .19412.7.6 作當量彎矩圖 .1912.8 校核軸的強度 .1913 篩筒部設計 1914 軸承端蓋的設計 2014.1 材料 .2014.2 凸緣式軸承端蓋各尺寸計算 .2015 總結 21參考文獻 22致 謝 220螺旋式連續(xù)榨汁機的設計摘 要：螺旋式連續(xù)榨汁機是采用壓縮體積的方式使果料的固體與液體成分分離，榨取汁液。本文的螺旋連續(xù)榨汁機介紹了以壓縮體積為基礎的榨汁機的設計要點、工作原理和設備組成。設計通過研究榨汁機的變徑、斷續(xù)、變螺距螺桿，使果料得到充分壓榨，從而達到提高出汁率的目的。也更能提高工廠生產(chǎn)率，降低成本，提高效益。 關鍵詞：螺旋連續(xù)榨汁機；分離；壓榨；出汁率；The Design Of The Spiral Continuous JuicerAbstract: The spiral continuous juicer isolates the solid and liquid components from the fruit, and then squeezes the juice by the method of compressing volume. This paper mainly introduces the design features, works and equipment of the Juicer, which is based on compressing volume. By researching the Variable diameter, intermittent, variable pitch screw of the juicer, the design can help the fruit to be fully squeezed, and then the goal that improving the juice yield will be achieved. It also helps to improve plant productivity, reduce costs and improve efficiency.Key words: spiral continuous Juicer；separate；press；juice yield目 錄摘要 .1關鍵詞 .11 前言 12 研究現(xiàn)狀 23 作用原理 24 影響出汁率的因素 35 總體方案設計 35.1 整體布局設計 .35.2 工作原理 .45.3 螺桿部設計 .45.4 螺桿螺旋直徑和螺距的設計 .55.4.1 螺桿轉速的確定 .55.4.2 螺距的確定 .55.5 功率計算 .66 選擇電動機 76.1 選擇電動機功率 .76.2 確定電動機轉速 .77 計算總傳動比和分配傳動比 88 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 98.1 各軸轉速 .98.2 各軸的輸入功率 .98.3 各軸轉矩 .99 設計 V 帶 109.1 確定計算功率 caP109.2 選擇 V 帶的型號 109.3 確定帶輪基準直徑 1D和 2109.3.1 初選主動輪的基準直徑 1.109.3.2 驗算帶的速度 V.119.3.3 計算從動輪直徑 2D.119.4 確定傳動的中心距 a 和帶長 dL.119.5 驗算主動輪的包角 1.119.6 確定 V 帶的根數(shù) Z 119.7 確定帶的初拉力 0F.129.8 求帶傳動作用在軸上的壓力 Q129.9 V 帶設計計算 1210 帶輪的設計 1310.1 材料 .1310.2 帶輪的形式 .1310.3 帶輪尺寸設計計算 .1311 聯(lián)軸器的選用 1512 螺旋軸的設計 1612.1 材料的選取 .1612.2 擬訂軸上零件的裝配方案 .1612.3 初步確定軸的最小直徑 .1612.4 根據(jù)軸上定位的要求確定軸的各段直徑和長度 .1712.5 軸上零件的周向定位 .1712.6 定圓角半徑值 .1712.7 按彎扭合成條件校核軸的強度 .1712.7.1 軸的計算 .1712.7.2 求軸上所受作用力的大小 .1912.7.3 軸垂直面內(nèi)所受支反力 .1912.7.4 作彎矩圖 .1912.7.5 作扭矩圖 .1912.7.6 作當量彎矩圖 .1912.8 校核軸的強度 .1913 篩筒部設計 1914 軸承端蓋的設計 2014.1 材料 .2014.2 凸緣式軸承端蓋各尺寸計算 .2015 總結 21參考文獻 22致 謝 2201 前言所謂榨汁，就是推進一個物體（擠壓面） ，把由固體、液體和氣體物質所組成的混合物中的液體和氣體物質從一個有限的空間（擠壓室）中擠壓出去的過程。如果擠壓設備合理，就可以只把氣體和液體物質從擠壓室中擠壓出去，而把固體物質仍然留在擠壓室中。傳統(tǒng)的螺旋榨汁機主要工作部件為螺旋桿，采用不銹鋼材料鑄造、再精加工而成。其直徑沿廢渣排出方向從始端向終端逐漸增大，螺距逐漸減小，因此，它與圓筒篩相配合的容積也越來越小。果漿所受壓力越來越大.壓縮比可達 1：20.果蔬汁通過回簡篩的孔眼流出口圓筒篩常用兩個半圓篩合成。外加兩個半圓形加張骨架。通過螺栓緊固成一體，螺旋桿終端成錐形，與調(diào)壓頭內(nèi)錐形相對應。廢渣從兩者錐形部分的環(huán)狀空隙排出。通過調(diào)整空隙大小.即可改變出汁率。可根據(jù)物料性質和工藝要求。調(diào)整擠壓壓力，以保證設備正常工作。螺旋式榨汁機雖然結構簡單，故障少，生產(chǎn)效率高，但所制得的果蔬汁中混濁物含夢高，果蔬汁氧化劇烈，出汁率低。進入 21 世紀后，隨著我國水果產(chǎn)量的大幅度提高和鮮銷市場的逐漸飽和， “賣果難”愈演愈烈。另外，由于我國經(jīng)濟實力的增強及人民生活水平的提高，果汁加工業(yè)又進入一新的發(fā)展時期。榨汁機是果品行業(yè)的重要組成部分。 。因此，對榨汁機設備的研究勢在必行。要求設計研究出結構簡單、成本低、效率高的榨汁設備。2 研究現(xiàn)狀根據(jù)研究工廠所使用的榨汁機一般是以下兩種：1、螺旋榨汁機，在我國廣泛應用，結構簡單、故障少、生產(chǎn)效率比較高。但出汁率低，大多情況下 40-60%，渾濁物3%;2、帶式榨汁機，連續(xù)作業(yè)，工作效率高，適合大規(guī)模生產(chǎn)。出汁率高，78%左右。帶式榨汁機是國內(nèi)外果汁生產(chǎn)最先進的榨汁設備。螺旋式連續(xù)榨汁機以其結構簡單、操作方便、榨汁效率高等優(yōu)點而得到廣泛應用。就目前來講,螺旋式連續(xù)榨汁機主要應用在食品方面,用于榨取蘋果、梨、番茄、菠蘿、桔子、胡蘿卜等果蔬的汁液。而本設計的研究意義在于改進螺旋榨汁機的生產(chǎn)效率，提高處置率。由于在初榨汁中含有較多的渾濁物，影響果汁的濃縮和最終產(chǎn)品質量，需要對初榨汁進行凈化處理，主要用各種分離超濾設備，并在分離時進行澄清處理，以提高分1離因數(shù)和效率。3 作用原理將輸送來的漿料濃縮到適合熱分散的濃度，主要是依靠旋轉的螺旋將漿料輸送到出料端，依靠錐開的軸及逐漸縮小的螺旋葉片的節(jié)距，漿料被擠壓，壓力逐漸增大，濾液則分別通過軸內(nèi)脫水裝置進入濾液槽。4 影響出汁率的因素1、擠壓力：在一定壓力范圍內(nèi)，出汁率同擠壓力成正比。但這個范圍很關鍵。2、果漿泥的破碎程度3、擠壓層的厚度4、預排汁5、榨汁的助劑，有無助劑，影響出汁率最多達 11.7%。所以在本設計中應當選擇合適的壓力，加大果漿泥的破碎程度，適當增加擠壓層的厚度。5 總體方案設計5.1 整體布局設計螺旋壓榨機主要有：壓榨裝置，傳動裝置，進料裝置，電機，出料裝置，機座組成。本設計在布局上采用折疊式,即螺桿、減速器在一個水平面上,將電機置于另一個水平面上(見圖 1)。這樣布置,一是較大幅度減少了整機長度,提高了設備剛度,節(jié)省了原材料,降低了成本;二是電機與減速器之間采用三角帶傳動,起到了緩沖作用,可避免故障的發(fā)生;三是由于電機位置較低、以及在電機與減速器之間原料帶入異物造成螺桿堵轉、引起瞬間負荷過大時,燒壞電機或損壞減速器等，故采用三角帶傳動,極大地降低了機械振動與噪聲 [1]。基本結構螺旋式連續(xù)榨汁機基本結構如圖 1。21 電機 2 三角帶 3 減速器 4 聯(lián)軸器 5 進料斗 6 螺桿 7 篩筒 8 出料斗 9 集液盤 10 機架圖 1 螺旋式連續(xù)榨汁機結構簡圖Fig.1 Spiral continuous juicer structure diagram5.2 工作原理該機構由機架、螺桿、篩筒、減速器、電機等組成。其工作原理為電機 1 通過三角帶 2 帶動減速器 3 轉動,減速器 3 通過聯(lián)軸器 4 帶動螺桿 6 轉動,物料由進料斗 5 喂入,在螺桿 6 的作用下,受到擠壓,物料中的水分通過篩筒 7 流出,經(jīng)集液盤 9 排出機外,物料在強大的擠壓作用下,汁液越來越少,最后經(jīng)出料斗 8 排出。5.3 螺桿部設計通常螺旋式連續(xù)榨汁機是靠螺桿在篩筒內(nèi)旋轉,對物料產(chǎn)生壓力，從而使物料中的汁液被強制擠出。螺旋式連續(xù)榨汁機螺桿按不同的分類方法有多種型式。如按螺桿螺紋直徑分類有等徑與變徑之分，按螺桿螺距分類有等距與變距之分；按螺桿螺紋型式分有連續(xù)與斷續(xù)之分等。針對本設計加工對象綜合考慮,確定采用變徑、斷續(xù)、變螺距螺桿。變徑和變螺距可以通過減小容積而逐步增大壓力，斷續(xù)可增加果漿泥的破碎程度，螺桿上的螺旋共分四段(如圖 2)。第一段為喂料螺旋，主要作用是有利于輸送物料使物料能順利的進入擠壓腔；第二段是預壓螺旋，主要作用是其直徑不變而螺距逐漸縮小, 以增加對物料的擠壓程度使物料進一步破碎。 ；第三段、第四段是為變徑等距螺旋, 主要作用是增加對物料的進一步擠壓 , 強制擠出水分。是不斷增加對物料的進一步擠壓，使水果的果汁被強制擠出。特別是第四段具有增壓作用,進一步提高出汁率。3圖 2 螺旋軸Fig.2 screw axis5.4 螺桿螺旋直徑和螺距的設計螺桿螺旋結構簡圖如圖 3[2]。圖 3 螺桿螺旋結構簡圖Fig.3 Screw spiral structure design5.4.1 螺桿轉速的確定由于本螺桿工作性質屬于壓榨范疇，故轉速較低。參照榨油機、油料化機、食品榨汁機，決定選用 n=130r/min。5.4.2 螺距的確定 4初選螺距，第一段 t=50mm，其他各段螺距依次遞減。物料移動速度(m/s)計算：v = = =1.08m/s 06nt05.13?螺旋式連續(xù)榨汁機的生產(chǎn)能力公式如下：G=3600F v ρ Φ (kg/h) 01（1）式中:：G—生產(chǎn)率, 本設計取 G=1000kg/h；F —螺桿螺旋送料的斷面面積 (m2)；0ρ —物料容積密度，本設計取 ρ =400kg/m ；1 13Φ—充填系數(shù),本設計取 Φ=0.2。將參數(shù)代入得：1000=3600×F ×1.08×400×0.20解得：F ≈0.0321(m )02根據(jù)螺桿螺旋送料的斷面面積計算公式：F = 04)(d21??（2）式中：d —螺桿螺旋送料的斷面大徑(m)；0d —螺桿螺旋送料的斷面小徑(m) ；本設計根據(jù)強度計算得 d =0.09m；1 1將有關數(shù)據(jù)代入得，則可求得：d ≈0.2213m0取螺桿螺旋送料的斷面大徑 d =0.24 m。05.5 功率計算 榨汁機的功率消耗包括兩方面：壓縮物料所消耗的功率；使物料移動消耗的功率。在這里，把軸與軸承摩擦等所消耗的功率算入機械效率中 [3]。設壓縮物料所消耗的功率為 P ：1P = (1+2+3+…+Z)（W） （3）14)(d210??max60psn??=0.0321 183.5.365=2891.5W式中： ——相鄰螺距大小之差，m；s?設使物料移動所消耗的功率為 P ：2P =mv = (W) 2t1?v（4）式中： m——物料的質量 kg；t——物料運動時間 s。而 =G (生產(chǎn)能力)tv=60ns（5）所以：P = = (W) 22601???????nsG72（6）= 25.32=60.5w則消耗的功率為：P= (W) ?21p?（7）= 81.05629?=3657.1w式中： ——傳動效率。?由電動機至工作機之的總效率 [7](包括工作機效率)為 [4]：54321??式中： 、 、 、 、 分別為帶傳動、齒輪傳動的軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸?器、螺桿軸的軸承的效率。6取 ＝0.96、 ＝0.99、 ＝0.97、 ＝0.97、 ＝0.98、則：1?23?45?541??＝0.96×0.99 ×0.97 ×0.97×0.9833＝0.816 選擇電動機按已知的工作要求和條件，選用 Y 型全封閉鼠籠型三相異步電動機 [5]。6.1 選擇電動機功率榨汁機所需的電動機輸出功率為：P = P= (W) （8）d?21p?= 8.0569=3657.1w6.2 確定電動機轉速旋轉軸的工作轉速為：n=130r/min [6]，按推薦的合理傳動比范圍，取帶傳動的傳動i＝2—4，減速器的傳動比 i＝4—12.5，則合理總傳動比的范圍為 i＝8—50，故電動機轉速的可選范圍為：(8-50) 130=1040-6500 r/min?符合這一范圍的同步轉速有 1500 r／min，3000r／min 再根據(jù)計算出的容量，查出有這幾種適用的電動機型號見表 1，其技術參數(shù)傳動比的比較情況見下表。表 1 電動機技術參數(shù)Tab.1 Motor Technical parameters` 電動機型號 額定功率電動機轉速 傳動裝置的傳動比P/kW 同步轉速滿載轉速總傳動比帶 減速箱1 Y112M 4 1500 1440 11.08 2.8 42 Y112M 4 3000 2920 22.4 2.8 8綜臺考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動和減速器的傳動比，可知方案 2 比較適合。因此選定電動機型號為 Y112M。所選電動機的額定功率 ＝4kw，edP滿載轉速 =1440r／min，總傳動比適中，傳動裝置結構較緊湊 [7]。mn所選電動機的主要外形尺寸和安裝尺寸如圖 4 和下表 2 所示：7圖 4 電動機結構簡圖Fig.4 Motor structure diagram表 2 電動機的主要尺寸Tab.2 The main dimensions of the motor7 計算總傳動比和分配傳動比由選定電動機的滿載轉速 和工作機主動軸的轉速 ，可得傳動裝置的總傳動mnwn比為：i= =wmn08.134?計算出總傳動比后，應合理地分配各級傳功比，限制傳動件的圓周速度以減小動載荷，降低傳動精度等級。分配各級傳動比時考慮到以下幾點：各級傳動的傳動比應在推拌的范圍內(nèi)選取；應使傳動裝置的結構尺寸較小、重量較輕；應使各傳動件的尺寸協(xié)調(diào)，結構勻稱、合理，避免互相干涉碰撞。故 V 帶傳功比取 2.8，減速器傳功比取 4。8 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)進行傳動件的設計計算，先推算出各軸的轉速、功率和轉矩 [8]。按內(nèi)電動機至工作機之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數(shù)如表 3。8.1 各軸轉速= = =514.31nim8.240inr中心高H外形尺寸L (AC/2+AD) HD?底腳安裝A B?地腳螺栓\空直徑K軸伸尺寸D E?裝鍵部位尺寸 F GD?112 400 305 265 180 140 12 28 60 8 368= 128.621in?43.5minr式中： 為電動機的滿載轉速，單位為 ； ， 分別為減速器輸入軸和榨m i12n汁機螺旋軸的轉速，單位為 ； 為電動機至減速器輸入軸的傳動比； 為減速器ir1 2i的傳動比。8.2 各軸的輸入功率= （9）1Ped01??=4 0.96=3.84kW=2edP12??=3.84 0.95=3.65 kW式中： 為電動機的輸出功率，單位為 kW； 、 分別為減速器輸入軸和榨汁ed 1P2機螺旋軸的輸入功率，單位為 kW； 、 分別為電動機軸與減速器輸入軸、減速01?2器輸入軸與榨汁機螺旋軸間的傳動效率 [9]。8.3 各軸轉矩= 1Ted01?i（10）=26.5 2.8 0.96=71.3 N·m=2T112??i=71.3 4 0.95=271.0 N·m式中： 、 分別為減速器輸入軸和榨汁機螺旋軸的輸入轉距，單位為 N·m；1T2為電動機鈾的輸出轉矩，單位為 N·m。ed的計算公式為：=9550 edTmednP（11）=9550 1409=26.5 N·m表 3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)Tab,3 Kinematic and dynamic parameters of the gear軸名 參數(shù) 電動機軸 減速器 螺旋軸轉速n/(r/min)1440 514.3 128.6輸入功率P/kW4 3.84 3.65輸入轉矩T/( N·m)26.5 71.3 271.0傳動比 i 2.8 4效率 0.96 0.959 設計 V 帶9.1 確定計算功率 caP因為工作機是螺旋榨汁機，故屬于載荷變動較大的機械，原動機是交流電動機（普通轉矩鼠籠式） ，工作時間小于 10 小時/天，啟動形式為軟啟動 [10]。故： =1.2 KAca?kw8.4??——工作情況系數(shù) 取 =1.2。AA9.2 選擇 V 帶的型號 根據(jù)計算功率 和小帶輪轉速 [3]，得 A，B 型均可，選擇 A 型普通 V 帶。caP1n9.3 確定帶輪基準直徑 和D29.3.1 初選主動輪的基準直徑 1根據(jù)所選 V 帶型號參考 [3]，選取 ，選 。min?10?9.3.2 驗算帶的速度 V（12）sn23.5106106????9.3.3 計算從動輪直徑 2Dmi8.12?9.4 確定傳動的中心距 a 和帶長 dL初定中心距，由 ????20217.0D???即： ?828.?10即： ，取 500mm。7602?a計算基準帶長：（13）????0212104aDLd ?????m15.6358522???選取帶的基準長度，查表 [3]得： Ld計算實際中心距，由公式： Lad 5102.631502'0 ???????考慮安裝調(diào)整和補償初拉力的需要，中心距的變動范圍為： md 47631.1.min ??La590503x???9.5 驗算主動輪的包角 1a根據(jù)公式及對包角的要求，應保證：?????????? 120586051280618012 ????????Da9.6 確定 V 帶的根數(shù) Z根， （14）?? 9.201).9603.71(400 ?????KPZLca?取 Z=3 根。式中： ——在包角=180 度，特定長度，工作平穩(wěn)情況下，單根普通帶的許用0功率值；——考慮包角不同時的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù)；?K——考慮帶的長度不同的影響系數(shù)，簡稱長度系數(shù)。L查得： =1.37 =0.93 =0.960P?KL式中：K——材質系數(shù)；——計入傳動比的影響時，單根 V 帶所能傳遞的功率的增量。0?計算公式為： ；kwTn12.02.10.01. ????式中： ——單根普通 V 帶所能傳遞的轉矩的修正值；T11——主動輪的轉速。1n9.7 確定帶的初拉力 0F單根 V 帶的初拉力 由下式確定： （15）NqVKZPFca 123.50193.25.8415.202 ??????????????????????9.8 求帶傳動作用在軸上的壓力 QNQ0928sin52?式中：Z——帶的根數(shù)； ——單跟帶的初拉力；0F——主動輪上的包角。1?9.9 V 帶設計計算表 4 V 帶設計計算列表：Tab.4 V-belt design calculations list設計計算項目 結果 說明工作情況系數(shù) k A1.2計算功率 P ca4.8小帶輪直徑 D 1100mm 可選比表中大的值大帶輪直徑 D 2280mm驗算 V 帶的速度 V 5.23m/s初定中心距 a 0500mm 參考實際機械結構確定續(xù)表 4設計計算項目 結果 說明初算 V 帶所需的基準長度 L 'd1613.15mm選 V 帶的基準長度 L 1633mm定 V 帶公稱長度 L i 1600mm定中心距 a 510mm12包角 1?158? 〉120 ，合適?包角系數(shù) k a0.93長度系數(shù) k L0.96材質系數(shù) k 1 化學線繩結構的膠帶單根 V 帶所能傳遞的功率 P 00.995單根 V 帶功率增量 P?0.12kw單根 V 帶傳遞扭矩的修正值T?1.2V 帶根數(shù) Z 3 根每米 V 帶質量 0.10kg/m單根 V 帶的初拉力 F 0111N軸上的壓力 Q 1090N10 帶輪的設計10.1 材料 帶輪常用材料是鑄鐵，因為帶速 v＜25m／s，所以選用 HTl50。K, 10.2 帶輪的形式 帶輪的結構由帶輪直徑大小而定 [3]，因帶輪基準直徑 D=9.06MPa，故安全。1913 篩筒部設計篩筒部的篩筒(如圖 11)上有許多篩孔,被榨出的汁液就是從這里流出的。篩孔的設計十分重要,它的主要參數(shù)包括:篩孔大小和分布密度。為了確保被榨出的汁液能夠及時從篩孔中流出,篩筒篩孔的孔隙率越大越好。又由于篩筒要求承受螺旋擠壓產(chǎn)生的強大壓力,所以孔隙率也不能太大。通?？紫堵蔬x擇原則有:篩筒剛度好時,選大些; 篩筒剛度差時,選小些。篩孔大時,孔隙率取較大值;篩孔小時 ,孔隙率取較小值 [19]。圖 10 篩筒Fig.10 sieve tube篩孔直徑的選擇:一般來講,篩孔直徑越大,越有利于汁液的排出 ;相反,篩孔直徑越小,越不利于汁液的排出,過小時,就不能保證汁液的排出。選擇篩孔時,首先要考慮所加工物料的粒徑大小,加工物料的單個粒徑大時,篩孔直徑選擇也要相應大些,以利于汁液排出。但也不能過大,否則,可能會造成較大的料損;加工物料的粒徑小時 ,篩孔直徑選擇也要相應小些,但也不能太小,因為篩孔太小時,容易造成堵塞,不能保證汁液順利流出。目前,篩孔直徑的選擇方法主要有定性選擇法和經(jīng)驗選擇法,—般要經(jīng)過兩到三次試驗確定。圓筒篩用 2mm 厚的 lGrl8Ni9Ti 不銹鋼板沖直徑為 2mm 孔制作，孔間距離 2mm。圓筒篩的內(nèi)徑為 240mm。長為 570mm。為了確保篩筒內(nèi)物料清理方便,篩筒設計成上下兩半,中間用螺栓連接 [20]。14 軸承端蓋的設計14.1 材料材料選用 HT150。因凸緣式軸承端蓋調(diào)整間隙比較方便，密封性也好，故選用凸緣式結構 [8]。為了調(diào)整軸承間隙，在端蓋與軸承座之間放置由若干薄片組成的調(diào)整墊片，同時也起到密封的作用。軸承端蓋簡圖見圖 11。 2014.2 凸緣式軸承端蓋各尺寸計算D0=D+2.5d=120+2.5 12=150mm?D1=D-(10-15)=120-(10-15)=105-110mm，取 D1=110mm。D2=D0+2.5d=150+2.5 12=180mme=1.2d=12.5mmme=12.5mm，取 m=28.5mm。圖 11 軸承端蓋Fig,11 Bearing cover2115 總結本 課 題 所 設 計 的 螺 旋 連 續(xù) 榨 汁 機 以 電 機 為 動 力 ， 通 過 皮 帶 輪 傳 動 ， 螺 旋 軸 的 變 徑 變螺 距 實 現(xiàn) 對 果 料 的 擠 壓 ， 榨 汁 工 藝 性 能 好 ， 出 汁 率 高 ， 具 有 良 好 的 應 用 價 值 及 市 場 潛 力 。 此畢業(yè)設計是我對大學四年學習的總結和考驗。此次畢業(yè)設計總和運用了我大學四年所學的專業(yè)知識和理論知識。通過本次設計，使我進一步認識了并設計了一臺完整機器的全過程。鞏固了我學的知識，為以后的工作打下了一定基礎。由于本次是基于理論的，缺乏實踐經(jīng)驗，本次設計成果如用于實踐生產(chǎn)中會造成或多或少的材料浪費，也可能會有設計不過合理的地方，導致機器不能正常工作。總的來說通過此次畢業(yè)設計也有一些心得：設計中，曾多次到學校圖書館查閱資料相關的資料，使我增強了個人查閱資料的能力，還讓我開闊了視野。在此次畢業(yè)設計中采用了 autoCAD 等軟件進行輔助設計，讓我對這些的理解和熟悉程度得到很好的提高。在設計過程出現(xiàn)了一些客觀不足的問題，沒有實踐的條件，缺乏實踐經(jīng)驗。參考文獻[1]劉長榮 肖念新 工程力學 [M] 中國農(nóng)業(yè)科技出版社 2002.2[2]張裕中 食品加工技術裝備[M] 中國輕工業(yè)出版社 2000.3[3]劉長榮 鄭玉才 機械設計基礎（下）[M] 中國農(nóng)業(yè)科技出版社 2002.2[4]朱龍根 簡明機械零件設計手冊 機械工業(yè)出版社[M] 1997.11[5]壟溎義 機械設計課程設計指導書 高等教育出版社[M] 1982.9[6]楊永才 機械設新標準手冊計[M] 北京科學技術出版社[M] 1993.8：75-77[7] 濮良貴，紀明剛，機械設計（第八版）[M].高等教育出版社，2005年 ：84-89[8] 程靳，理論力學（M）（第七版）高等教育出版社，2005年 151-157[9] 崔大同，趙素娥，李秋庭．果蔬加工機械[M]．北京：北京農(nóng)業(yè)大學出版社，1993：58—59．[10] 胡繼強.食品機械與設備[M].中國輕工業(yè)出版社，1998 201-205[11] Joseph E.Shigley，Charles R.Mischke.Mechanicai Engineering Design.英文版.原書第6 版. 北京：機械工業(yè)出版社，2002 198-199[12] Robert L.Mott.Machine Elements in Mechanical Design. 英文版.原書第 3 版. 北京：機械工業(yè)出版社，2003 78-82[13] 成大先.機械設計手冊第四卷[M].化學工業(yè)出版社，2002 81-85[14] 陳斌.食品加工機械與設備[M].機械工業(yè)出版社，2002 99-104[15] 中國農(nóng)機研究院主編.農(nóng)業(yè)機械設計手冊[M].機械工業(yè)出版社，1989 75-81 22[16] 南京農(nóng)業(yè)大學主編.農(nóng)業(yè)機械學[M].中國農(nóng)業(yè)出版社，1996 9-11[17] 陸振曦，陸守道.食品機械原理與設計[M].中國輕工業(yè)出版社，2001 14-21[18] 王三民，諸文俊.機械原理與設計[M].機械工業(yè)出版社，2000 89-95[19] 盧耀祖，鄭惠強.機械結構設計[M].同濟大學出版社，2004 95-99[20] 劉鴻文.簡明材料力學[M].高等教育出版社，2003 102-114致 謝從論文選題到搜集資料，從寫稿到反復修改，期間經(jīng)歷了喜悅、聒噪、痛苦和彷徨，在寫作論文的過程中心情是如此復雜。如今，伴隨著這篇畢業(yè)論文的最終成稿，復雜的心情煙消云散，自己甚至還有一點成就感。那種感覺就宛如在一場盛大的頒獎晚會上，我在晚會現(xiàn)場看著其他人一個接著一個上臺領獎，自己卻始終未能被念到名字，經(jīng)過了很長很長的時間后，終于有位嘉賓高喊我的大名，這時我忘記了先前漫長的無聊的等待時間，欣喜萬分地走向舞臺，然后迫不及待地開始抒發(fā)自己的心情，發(fā)表自己的感想。這篇畢業(yè)論文的就是我的舞臺，以下的言語便是有點成就感后在舞臺上發(fā)表的發(fā)自肺腑的誠摯謝意與感想：我要感謝，非常感謝我的導師高英武老師。她為人隨和熱情，治學嚴謹細心。本設計的完成就是在高英武老師的細心指導下進行的。在每次設計遇到問題時老師不辭辛苦的講解才使得我的設計順利的進行。從設計的選題到資料的搜集直至最后設計的修改的整個過程中，花費了高老師很多的寶貴時間和精力，在此向導師表示衷心地感謝！我要感謝，非常感謝我的同學們。也全都在寫畢業(yè)論文的他們，依然在百忙之中抽出時間幫助我搜集文獻資料，幫助我理清論文寫作思路，對我的論文提出了諸多寶貴的意見和建議。對同學們的幫助表示真摯的感謝。附錄附錄 1：圖紙 6 份 0全 日 制 普 通 本 科 生 畢 業(yè) 設 計 螺旋式連續(xù)榨汁機的設計THE DESIGN OF SPORAL CONTINUNOUS JUICER學生姓名： 學 號： 年級專業(yè)及班級： 指導老師及職稱： 學 部： 提交日期： 1全日制普通本科生畢業(yè)論文誠信聲明本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設計是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。畢業(yè)設計作者簽名：年 5月 20日2目 錄摘要 .1關鍵詞 .11 前言 12 研究現(xiàn)狀 23 作用原理 24 影響出汁率的因素 35 總體方案設計 35.1 整體布局設計 .35.2 工作原理 .45.3 螺桿部設計 .45.4 螺桿螺旋直徑和螺距的設計 .55.4.1 螺桿轉速的確定 .55.4.2 螺距的確定 .55.5 功率計算 .66 選擇電動機 76.1 選擇電動機功率 .76.2 確定電動機轉速 .77 計算總傳動比和分配傳動比 88 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 98.1 各軸轉速 .98.2 各軸的輸入功率 .98.3 各軸轉矩 .99 設計 V 帶 109.1 確定計算功率 caP109.2 選擇 V 帶的型號 109.3 確定帶輪基準直徑 1D和 21039.3.1 初選主動輪的基準直徑 1D.109.3.2 驗算帶的速度 V.119.3.3 計算從動輪直徑 2.119.4 確定傳動的中心距 a 和帶長 dL.119.5 驗算主動輪的包角 1.119.6 確定 V 帶的根數(shù) Z 119.7 確定帶的初拉力 0F.129.8 求帶傳動作用在軸上的壓力 Q129.9 V 帶設計計算 1210 帶輪的設計 1310.1 材料 .1310.2 帶輪的形式 .1310.3 帶輪尺寸設計計算 .1311 聯(lián)軸器的選用 1512 螺旋軸的設計 1612.1 材料的選取 .1612.2 擬訂軸上零件的裝配方案 .1612.3 初步確定軸的最小直徑 .1612.4 根據(jù)軸上定位的要求確定軸的各段直徑和長度 .1712.5 軸上零件的周向定位 .1712.6 定圓角半徑值 .1712.7 按彎扭合成條件校核軸的強度 .1712.7.1 軸的計算 .1712.7.2 求軸上所受作用力的大小 .1912.7.3 軸垂直面內(nèi)所受支反力 .1912.7.4 作彎矩圖 .1912.7.5 作扭矩圖 .19412.7.6 作當量彎矩圖 .1912.8 校核軸的強度 .1913 篩筒部設計 1914 軸承端蓋的設計 2014.1 材料 .2014.2 凸緣式軸承端蓋各尺寸計算 .2015 總結 21參考文獻 22致 謝 220螺旋式連續(xù)榨汁機的設計摘 要：螺旋式連續(xù)榨汁機是采用壓縮體積的方式使果料的固體與液體成分分離，榨取汁液。本文的螺旋連續(xù)榨汁機介紹了以壓縮體積為基礎的榨汁機的設計要點、工作原理和設備組成。設計通過研究榨汁機的變徑、斷續(xù)、變螺距螺桿，使果料得到充分壓榨，從而達到提高出汁率的目的。也更能提高工廠生產(chǎn)率，降低成本，提高效益。 關鍵詞：螺旋連續(xù)榨汁機；分離；壓榨；出汁率；The Design Of The Spiral Continuous JuicerAbstract: The spiral continuous juicer isolates the solid and liquid components from the fruit, and then squeezes the juice by the method of compressing volume. This paper mainly introduces the design features, works and equipment of the Juicer, which is based on compressing volume. By researching the Variable diameter, intermittent, variable pitch screw of the juicer, the design can help the fruit to be fully squeezed, and then the goal that improving the juice yield will be achieved. It also helps to improve plant productivity, reduce costs and improve efficiency.Key words: spiral continuous Juicer；separate；press；juice yield目 錄摘要 .1關鍵詞 .11 前言 12 研究現(xiàn)狀 23 作用原理 24 影響出汁率的因素 35 總體方案設計 35.1 整體布局設計 .35.2 工作原理 .45.3 螺桿部設計 .45.4 螺桿螺旋直徑和螺距的設計 .55.4.1 螺桿轉速的確定 .55.4.2 螺距的確定 .55.5 功率計算 .66 選擇電動機 76.1 選擇電動機功率 .76.2 確定電動機轉速 .77 計算總傳動比和分配傳動比 88 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 98.1 各軸轉速 .98.2 各軸的輸入功率 .98.3 各軸轉矩 .99 設計 V 帶 109.1 確定計算功率 caP109.2 選擇 V 帶的型號 109.3 確定帶輪基準直徑 1D和 2109.3.1 初選主動輪的基準直徑 1.109.3.2 驗算帶的速度 V.119.3.3 計算從動輪直徑 2D.119.4 確定傳動的中心距 a 和帶長 dL.119.5 驗算主動輪的包角 1.119.6 確定 V 帶的根數(shù) Z 119.7 確定帶的初拉力 0F.129.8 求帶傳動作用在軸上的壓力 Q129.9 V 帶設計計算 1210 帶輪的設計 1310.1 材料 .1310.2 帶輪的形式 .1310.3 帶輪尺寸設計計算 .1311 聯(lián)軸器的選用 1512 螺旋軸的設計 1612.1 材料的選取 .1612.2 擬訂軸上零件的裝配方案 .1612.3 初步確定軸的最小直徑 .1612.4 根據(jù)軸上定位的要求確定軸的各段直徑和長度 .1712.5 軸上零件的周向定位 .1712.6 定圓角半徑值 .1712.7 按彎扭合成條件校核軸的強度 .1712.7.1 軸的計算 .1712.7.2 求軸上所受作用力的大小 .1912.7.3 軸垂直面內(nèi)所受支反力 .1912.7.4 作彎矩圖 .1912.7.5 作扭矩圖 .1912.7.6 作當量彎矩圖 .1912.8 校核軸的強度 .1913 篩筒部設計 1914 軸承端蓋的設計 2014.1 材料 .2014.2 凸緣式軸承端蓋各尺寸計算 .2015 總結 21參考文獻 22致 謝 2201 前言所謂榨汁，就是推進一個物體（擠壓面） ，把由固體、液體和氣體物質所組成的混合物中的液體和氣體物質從一個有限的空間（擠壓室）中擠壓出去的過程。如果擠壓設備合理，就可以只把氣體和液體物質從擠壓室中擠壓出去，而把固體物質仍然留在擠壓室中。傳統(tǒng)的螺旋榨汁機主要工作部件為螺旋桿，采用不銹鋼材料鑄造、再精加工而成。其直徑沿廢渣排出方向從始端向終端逐漸增大，螺距逐漸減小，因此，它與圓筒篩相配合的容積也越來越小。果漿所受壓力越來越大.壓縮比可達 1：20.果蔬汁通過回簡篩的孔眼流出口圓筒篩常用兩個半圓篩合成。外加兩個半圓形加張骨架。通過螺栓緊固成一體，螺旋桿終端成錐形，與調(diào)壓頭內(nèi)錐形相對應。廢渣從兩者錐形部分的環(huán)狀空隙排出。通過調(diào)整空隙大小.即可改變出汁率?？筛鶕?jù)物料性質和工藝要求。調(diào)整擠壓壓力，以保證設備正常工作。螺旋式榨汁機雖然結構簡單，故障少，生產(chǎn)效率高，但所制得的果蔬汁中混濁物含夢高，果蔬汁氧化劇烈，出汁率低。進入 21 世紀后，隨著我國水果產(chǎn)量的大幅度提高和鮮銷市場的逐漸飽和， “賣果難”愈演愈烈。另外，由于我國經(jīng)濟實力的增強及人民生活水平的提高，果汁加工業(yè)又進入一新的發(fā)展時期。榨汁機是果品行業(yè)的重要組成部分。 。因此，對榨汁機設備的研究勢在必行。要求設計研究出結構簡單、成本低、效率高的榨汁設備。2 研究現(xiàn)狀根據(jù)研究工廠所使用的榨汁機一般是以下兩種：1、螺旋榨汁機，在我國廣泛應用，結構簡單、故障少、生產(chǎn)效率比較高。但出汁率低，大多情況下 40-60%，渾濁物3%;2、帶式榨汁機，連續(xù)作業(yè)，工作效率高，適合大規(guī)模生產(chǎn)。出汁率高，78%左右。帶式榨汁機是國內(nèi)外果汁生產(chǎn)最先進的榨汁設備。螺旋式連續(xù)榨汁機以其結構簡單、操作方便、榨汁效率高等優(yōu)點而得到廣泛應用。就目前來講,螺旋式連續(xù)榨汁機主要應用在食品方面,用于榨取蘋果、梨、番茄、菠蘿、桔子、胡蘿卜等果蔬的汁液。而本設計的研究意義在于改進螺旋榨汁機的生產(chǎn)效率，提高處置率。由于在初榨汁中含有較多的渾濁物，影響果汁的濃縮和最終產(chǎn)品質量，需要對初榨汁進行凈化處理，主要用各種分離超濾設備，并在分離時進行澄清處理，以提高分1離因數(shù)和效率。3 作用原理將輸送來的漿料濃縮到適合熱分散的濃度，主要是依靠旋轉的螺旋將漿料輸送到出料端，依靠錐開的軸及逐漸縮小的螺旋葉片的節(jié)距，漿料被擠壓，壓力逐漸增大，濾液則分別通過軸內(nèi)脫水裝置進入濾液槽。4 影響出汁率的因素1、擠壓力：在一定壓力范圍內(nèi)，出汁率同擠壓力成正比。但這個范圍很關鍵。2、果漿泥的破碎程度3、擠壓層的厚度4、預排汁5、榨汁的助劑，有無助劑，影響出汁率最多達 11.7%。所以在本設計中應當選擇合適的壓力，加大果漿泥的破碎程度，適當增加擠壓層的厚度。5 總體方案設計5.1 整體布局設計螺旋壓榨機主要有：壓榨裝置，傳動裝置，進料裝置，電機，出料裝置，機座組成。本設計在布局上采用折疊式,即螺桿、減速器在一個水平面上,將電機置于另一個水平面上(見圖 1)。這樣布置,一是較大幅度減少了整機長度,提高了設備剛度,節(jié)省了原材料,降低了成本;二是電機與減速器之間采用三角帶傳動,起到了緩沖作用,可避免故障的發(fā)生;三是由于電機位置較低、以及在電機與減速器之間原料帶入異物造成螺桿堵轉、引起瞬間負荷過大時,燒壞電機或損壞減速器等，故采用三角帶傳動,極大地降低了機械振動與噪聲 [1]?；窘Y構螺旋式連續(xù)榨汁機基本結構如圖 1。21 電機 2 三角帶 3 減速器 4 聯(lián)軸器 5 進料斗 6 螺桿 7 篩筒 8 出料斗 9 集液盤 10 機架圖 1 螺旋式連續(xù)榨汁機結構簡圖Fig.1 Spiral continuous juicer structure diagram5.2 工作原理該機構由機架、螺桿、篩筒、減速器、電機等組成。其工作原理為電機 1 通過三角帶 2 帶動減速器 3 轉動,減速器 3 通過聯(lián)軸器 4 帶動螺桿 6 轉動,物料由進料斗 5 喂入,在螺桿 6 的作用下,受到擠壓,物料中的水分通過篩筒 7 流出,經(jīng)集液盤 9 排出機外,物料在強大的擠壓作用下,汁液越來越少,最后經(jīng)出料斗 8 排出。5.3 螺桿部設計通常螺旋式連續(xù)榨汁機是靠螺桿在篩筒內(nèi)旋轉,對物料產(chǎn)生壓力，從而使物料中的汁液被強制擠出。螺旋式連續(xù)榨汁機螺桿按不同的分類方法有多種型式。如按螺桿螺紋直徑分類有等徑與變徑之分，按螺桿螺距分類有等距與變距之分；按螺桿螺紋型式分有連續(xù)與斷續(xù)之分等。針對本設計加工對象綜合考慮,確定采用變徑、斷續(xù)、變螺距螺桿。變徑和變螺距可以通過減小容積而逐步增大壓力，斷續(xù)可增加果漿泥的破碎程度，螺桿上的螺旋共分四段(如圖 2)。第一段為喂料螺旋，主要作用是有利于輸送物料使物料能順利的進入擠壓腔；第二段是預壓螺旋，主要作用是其直徑不變而螺距逐漸縮小, 以增加對物料的擠壓程度使物料進一步破碎。 ；第三段、第四段是為變徑等距螺旋, 主要作用是增加對物料的進一步擠壓 , 強制擠出水分。是不斷增加對物料的進一步擠壓，使水果的果汁被強制擠出。特別是第四段具有增壓作用,進一步提高出汁率。3圖 2 螺旋軸Fig.2 screw axis5.4 螺桿螺旋直徑和螺距的設計螺桿螺旋結構簡圖如圖 3[2]。圖 3 螺桿螺旋結構簡圖Fig.3 Screw spiral structure design5.4.1 螺桿轉速的確定由于本螺桿工作性質屬于壓榨范疇，故轉速較低。參照榨油機、油料化機、食品榨汁機，決定選用 n=130r/min。5.4.2 螺距的確定 4初選螺距，第一段 t=50mm，其他各段螺距依次遞減。物料移動速度(m/s)計算：v = = =1.08m/s 06nt05.13?螺旋式連續(xù)榨汁機的生產(chǎn)能力公式如下：G=3600F v ρ Φ (kg/h) 01（1）式中:：G—生產(chǎn)率, 本設計取 G=1000kg/h；F —螺桿螺旋送料的斷面面積 (m2)；0ρ —物料容積密度，本設計取 ρ =400kg/m ；1 13Φ—充填系數(shù),本設計取 Φ=0.2。將參數(shù)代入得：1000=3600×F ×1.08×400×0.20解得：F ≈0.0321(m )02根據(jù)螺桿螺旋送料的斷面面積計算公式：F = 04)(d21??（2）式中：d —螺桿螺旋送料的斷面大徑(m)；0d —螺桿螺旋送料的斷面小徑(m) ；本設計根據(jù)強度計算得 d =0.09m；1 1將有關數(shù)據(jù)代入得，則可求得：d ≈0.2213m0取螺桿螺旋送料的斷面大徑 d =0.24 m。05.5 功率計算 榨汁機的功率消耗包括兩方面：壓縮物料所消耗的功率；使物料移動消耗的功率。在這里，把軸與軸承摩擦等所消耗的功率算入機械效率中 [3]。設壓縮物料所消耗的功率為 P ：1P = (1+2+3+…+Z)（W） （3）14)(d210??max60psn??=0.0321 183.5.365=2891.5W式中： ——相鄰螺距大小之差，m；s?設使物料移動所消耗的功率為 P ：2P =mv = (W) 2t1?v（4）式中： m——物料的質量 kg；t——物料運動時間 s。而 =G (生產(chǎn)能力)tv=60ns（5）所以：P = = (W) 22601???????nsG72（6）= 25.32=60.5w則消耗的功率為：P= (W) ?21p?（7）= 81.05629?=3657.1w式中： ——傳動效率。?由電動機至工作機之的總效率 [7](包括工作機效率)為 [4]：54321??式中： 、 、 、 、 分別為帶傳動、齒輪傳動的軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸?器、螺桿軸的軸承的效率。6取 ＝0.96、 ＝0.99、 ＝0.97、 ＝0.97、 ＝0.98、則：1?23?45?541??＝0.96×0.99 ×0.97 ×0.97×0.9833＝0.816 選擇電動機按已知的工作要求和條件，選用 Y 型全封閉鼠籠型三相異步電動機 [5]。6.1 選擇電動機功率榨汁機所需的電動機輸出功率為：P = P= (W) （8）d?21p?= 8.0569=3657.1w6.2 確定電動機轉速旋轉軸的工作轉速為：n=130r/min [6]，按推薦的合理傳動比范圍，取帶傳動的傳動i＝2—4，減速器的傳動比 i＝4—12.5，則合理總傳動比的范圍為 i＝8—50，故電動機轉速的可選范圍為：(8-50) 130=1040-6500 r/min?符合這一范圍的同步轉速有 1500 r／min，3000r／min 再根據(jù)計算出的容量，查出有這幾種適用的電動機型號見表 1，其技術參數(shù)傳動比的比較情況見下表。表 1 電動機技術參數(shù)Tab.1 Motor Technical parameters` 電動機型號 額定功率電動機轉速 傳動裝置的傳動比P/kW 同步轉速滿載轉速總傳動比帶 減速箱1 Y112M 4 1500 1440 11.08 2.8 42 Y112M 4 3000 2920 22.4 2.8 8綜臺考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動和減速器的傳動比，可知方案 2 比較適合。因此選定電動機型號為 Y112M。所選電動機的額定功率 ＝4kw，edP滿載轉速 =1440r／min，總傳動比適中，傳動裝置結構較緊湊 [7]。mn所選電動機的主要外形尺寸和安裝尺寸如圖 4 和下表 2 所示：7圖 4 電動機結構簡圖Fig.4 Motor structure diagram表 2 電動機的主要尺寸Tab.2 The main dimensions of the motor7 計算總傳動比和分配傳動比由選定電動機的滿載轉速 和工作機主動軸的轉速 ，可得傳動裝置的總傳動mnwn比為：i= =wmn08.134?計算出總傳動比后，應合理地分配各級傳功比，限制傳動件的圓周速度以減小動載荷，降低傳動精度等級。分配各級傳動比時考慮到以下幾點：各級傳動的傳動比應在推拌的范圍內(nèi)選??；應使傳動裝置的結構尺寸較小、重量較輕；應使各傳動件的尺寸協(xié)調(diào)，結構勻稱、合理，避免互相干涉碰撞。故 V 帶傳功比取 2.8，減速器傳功比取 4。8 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)進行傳動件的設計計算，先推算出各軸的轉速、功率和轉矩 [8]。按內(nèi)電動機至工作機之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數(shù)如表 3。8.1 各軸轉速= = =514.31nim8.240inr中心高H外形尺寸L (AC/2+AD) HD?底腳安裝A B?地腳螺栓\空直徑K軸伸尺寸D E?裝鍵部位尺寸 F GD?112 400 305 265 180 140 12 28 60 8 368= 128.621in?43.5minr式中： 為電動機的滿載轉速，單位為 ； ， 分別為減速器輸入軸和榨m i12n汁機螺旋軸的轉速，單位為 ； 為電動機至減速器輸入軸的傳動比； 為減速器ir1 2i的傳動比。8.2 各軸的輸入功率= （9）1Ped01??=4 0.96=3.84kW=2edP12??=3.84 0.95=3.65 kW式中： 為電動機的輸出功率，單位為 kW； 、 分別為減速器輸入軸和榨汁ed 1P2機螺旋軸的輸入功率，單位為 kW； 、 分別為電動機軸與減速器輸入軸、減速01?2器輸入軸與榨汁機螺旋軸間的傳動效率 [9]。8.3 各軸轉矩= 1Ted01?i（10）=26.5 2.8 0.96=71.3 N·m=2T112??i=71.3 4 0.95=271.0 N·m式中： 、 分別為減速器輸入軸和榨汁機螺旋軸的輸入轉距，單位為 N·m；1T2為電動機鈾的輸出轉矩，單位為 N·m。ed的計算公式為：=9550 edTmednP（11）=9550 1409=26.5 N·m表 3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)Tab,3 Kinematic and dynamic parameters of the gear軸名 參數(shù) 電動機軸 減速器 螺旋軸轉速n/(r/min)1440 514.3 128.6輸入功率P/kW4 3.84 3.65輸入轉矩T/( N·m)26.5 71.3 271.0傳動比 i 2.8 4效率 0.96 0.959 設計 V 帶9.1 確定計算功率 caP因為工作機是螺旋榨汁機，故屬于載荷變動較大的機械，原動機是交流電動機（普通轉矩鼠籠式） ，工作時間小于 10 小時/天，啟動形式為軟啟動 [10]。故： =1.2 KAca?kw8.4??——工作情況系數(shù) 取 =1.2。AA9.2 選擇 V 帶的型號 根據(jù)計算功率 和小帶輪轉速 [3]，得 A，B 型均可，選擇 A 型普通 V 帶。caP1n9.3 確定帶輪基準直徑 和D29.3.1 初選主動輪的基準直徑 1根據(jù)所選 V 帶型號參考 [3]，選取 ，選 。min?10?9.3.2 驗算帶的速度 V（12）sn23.5106106????9.3.3 計算從動輪直徑 2Dmi8.12?9.4 確定傳動的中心距 a 和帶長 dL初定中心距，由 ????20217.0D???即： ?828.?10即： ，取 500mm。7602?a計算基準帶長：（13）????0212104aDLd ?????m15.6358522???選取帶的基準長度，查表 [3]得： Ld計算實際中心距，由公式： Lad 5102.631502'0 ???????考慮安裝調(diào)整和補償初拉力的需要，中心距的變動范圍為： md 47631.1.min ??La590503x???9.5 驗算主動輪的包角 1a根據(jù)公式及對包角的要求，應保證：?????????? 120586051280618012 ????????Da9.6 確定 V 帶的根數(shù) Z根， （14）?? 9.201).9603.71(400 ?????KPZLca?取 Z=3 根。式中： ——在包角=180 度，特定長度，工作平穩(wěn)情況下，單根普通帶的許用0功率值；——考慮包角不同時的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù)；?K——考慮帶的長度不同的影響系數(shù)，簡稱長度系數(shù)。L查得： =1.37 =0.93 =0.960P?KL式中：K——材質系數(shù)；——計入傳動比的影響時，單根 V 帶所能傳遞的功率的增量。0?計算公式為： ；kwTn12.02.10.01. ????式中： ——單根普通 V 帶所能傳遞的轉矩的修正值；T11——主動輪的轉速。1n9.7 確定帶的初拉力 0F單根 V 帶的初拉力 由下式確定： （15）NqVKZPFca 123.50193.25.8415.202 ??????????????????????9.8 求帶傳動作用在軸上的壓力 QNQ0928sin52?式中：Z——帶的根數(shù)； ——單跟帶的初拉力；0F——主動輪上的包角。1?9.9 V 帶設計計算表 4 V 帶設計計算列表：Tab.4 V-belt design calculations list設計計算項目 結果 說明工作情況系數(shù) k A1.2計算功率 P ca4.8小帶輪直徑 D 1100mm 可選比表中大的值大帶輪直徑 D 2280mm驗算 V 帶的速度 V 5.23m/s初定中心距 a 0500mm 參考實際機械結構確定續(xù)表 4設計計算項目 結果 說明初算 V 帶所需的基準長度 L 'd1613.15mm選 V 帶的基準長度 L 1633mm定 V 帶公稱長度 L i 1600mm定中心距 a 510mm12包角 1?158? 〉120 ，合適?包角系數(shù) k a0.93長度系數(shù) k L0.96材質系數(shù) k 1 化學線繩結構的膠帶單根 V 帶所能傳遞的功率 P 00.995單根 V 帶功率增量 P?0.12kw單根 V 帶傳遞扭矩的修正值T?1.2V 帶根數(shù) Z 3 根每米 V 帶質量 0.10kg/m單根 V 帶的初拉力 F 0111N軸上的壓力 Q 1090N10 帶輪的設計10.1 材料 帶輪常用材料是鑄鐵，因為帶速 v＜25m／s，所以選用 HTl50。K, 10.2 帶輪的形式 帶輪的結構由帶輪直徑大小而定 [3]，因帶輪基準直徑 D=9.06MPa，故安全。1913 篩筒部設計篩筒部的篩筒(如圖 11)上有許多篩孔,被榨出的汁液就是從這里流出的。篩孔的設計十分重要,它的主要參數(shù)包括:篩孔大小和分布密度。為了確保被榨出的汁液能夠及時從篩孔中流出,篩筒篩孔的孔隙率越大越好。又由于篩筒要求承受螺旋擠壓產(chǎn)生的強大壓力,所以孔隙率也不能太大。通常孔隙率選擇原則有:篩筒剛度好時,選大些; 篩筒剛度差時,選小些。篩孔大時,孔隙率取較大值;篩孔小時 ,孔隙率取較小值 [19]。圖 10 篩筒Fig.10 sieve tube篩孔直徑的選擇:一般來講,篩孔直徑越大,越有利于汁液的排出 ;相反,篩孔直徑越小,越不利于汁液的排出,過小時,就不能保證汁液的排出。選擇篩孔時,首先要考慮所加工物料的粒徑大小,加工物料的單個粒徑大時,篩孔直徑選擇也要相應大些,以利于汁液排出。但也不能過大,否則,可能會造成較大的料損;加工物料的粒徑小時 ,篩孔直徑選擇也要相應小些,但也不能太小,因為篩孔太小時,容易造成堵塞,不能保證汁液順利流出。目前,篩孔直徑的選擇方法主要有定性選擇法和經(jīng)驗選擇法,—般要經(jīng)過兩到三次試驗確定。圓筒篩用 2mm 厚的 lGrl8Ni9Ti 不銹鋼板沖直徑為 2mm 孔制作，孔間距離 2mm。圓筒篩的內(nèi)徑為 240mm。長為 570mm。為了確保篩筒內(nèi)物料清理方便,篩筒設計成上下兩半,中間用螺栓連接 [20]。14 軸承端蓋的設計14.1 材料材料選用 HT150。因凸緣式軸承端蓋調(diào)整間隙比較方便，密封性也好，故選用凸緣式結構 [8]。為了調(diào)整軸承間隙，在端蓋與軸承座之間放置由若干薄片組成的調(diào)整墊片，同時也起到密封的作用。軸承端蓋簡圖見圖 11。 2014.2 凸緣式軸承端蓋各尺寸計算D0=D+2.5d=120+2.5 12=150mm?D1=D-(10-15)=120-(10-15)=105-110mm，取 D1=110mm。D2=D0+2.5d=150+2.5 12=180mme=1.2d=12.5mmme=12.5mm，取 m=28.5mm。圖 11 軸承端蓋Fig,11 Bearing cover2115 總結本 課 題 所 設 計 的 螺 旋 連 續(xù) 榨 汁 機 以 電 機 為 動 力 ， 通 過 皮 帶 輪 傳 動 ， 螺 旋 軸 的 變 徑 變螺 距 實 現(xiàn) 對 果 料 的 擠 壓 ， 榨 汁 工 藝 性 能 好 ， 出 汁 率 高 ， 具 有 良 好 的 應 用 價 值 及 市 場 潛 力 。 此畢業(yè)設計是我對大學四年學習的總結和考驗。此次畢業(yè)設計總和運用了我大學四年所學的專業(yè)知識和理論知識。通過本次設計，使我進一步認識了并設計了一臺完整機器的全過程。鞏固了我學的知識，為以后的工作打下了一定基礎。由于本次是基于理論的，缺乏實踐經(jīng)驗，本次設計成果如用于實踐生產(chǎn)中會造成或多或少的材料浪費，也可能會有設計不過合理的地方，導致機器不能正常工作?？偟膩碚f通過此次畢業(yè)設計也有一些心得：設計中，曾多次到學校圖書館查閱資料相關的資料，使我增強了個人查閱資料的能力，還讓我開闊了視野。在此次畢業(yè)設計中采用了 autoCAD 等軟件進行輔助設計，讓我對這些的理解和熟悉程度得到很好的提高。在設計過程出現(xiàn)了一些客觀不足的問題，沒有實踐的條件，缺乏實踐經(jīng)驗。參考文獻[1]劉長榮 肖念新 工程力學 [M] 中國農(nóng)業(yè)科技出版社 2002.2[2]張裕中 食品加工技術裝備[M] 中國輕工業(yè)出版社 2000.3[3]劉長榮 鄭玉才 機械設計基礎（下）[M] 中國農(nóng)業(yè)科技出版社 2002.2[4]朱龍根 簡明機械零件設計手冊 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謝從論文選題到搜集資料，從寫稿到反復修改，期間經(jīng)歷了喜悅、聒噪、痛苦和彷徨，在寫作論文的過程中心情是如此復雜。如今，伴隨著這篇畢業(yè)論文的最終成稿，復雜的心情煙消云散，自己甚至還有一點成就感。那種感覺就宛如在一場盛大的頒獎晚會上，我在晚會現(xiàn)場看著其他人一個接著一個上臺領獎，自己卻始終未能被念到名字，經(jīng)過了很長很長的時間后，終于有位嘉賓高喊我的大名，這時我忘記了先前漫長的無聊的等待時間，欣喜萬分地走向舞臺，然后迫不及待地開始抒發(fā)自己的心情，發(fā)表自己的感想。這篇畢業(yè)論文的就是我的舞臺，以下的言語便是有點成就感后在舞臺上發(fā)表的發(fā)自肺腑的誠摯謝意與感想：我要感謝，非常感謝我的導師高英武老師。她為人隨和熱情，治學嚴謹細心。本設計的完成就是在高英武老師的細心指導下進行的。在每次設計遇到問題時老師不辭辛苦的講解才使得我的設計順利的進行。從設計的選題到資料的搜集直至最后設計的修改的整個過程中，花費了高老師很多的寶貴時間和精力，在此向導師表示衷心地感謝！我要感謝，非常感謝我的同學們。也全都在寫畢業(yè)論文的他們，依然在百忙之中抽出時間幫助我搜集文獻資料，幫助我理清論文寫作思路，對我的論文提出了諸多寶貴的意見和建議。對同學們的幫助表示真摯的感謝。附錄附錄 1：圖紙 6 份