榨汁机的设计

基于Pro/E螺旋榨汁机的设计
于俊波
（河北科技师范学院机械电子系）
摘要：Pro/ENGINEER Wildfire野火版2.0以其易学易用、功能强大和互连互通的特点，推动了整个产品开发机构中个人效率和过程效率的提高。

它既能节省时间和成本，又能提高产品质量。

基于Pro/E的强大功能，本设计利用Pro/E完成了螺旋式连续榨汁机的设计，螺旋式连续榨汁机以其结构简单、操作方便、榨汁效率高等优点而得到广泛应用。

就目前来讲,螺旋式连续榨汁机主要应用在食品方面,用于榨取苹果、梨、番茄、菠萝、桔子、胡萝卜等果蔬的汁液。

关键字：Pro/E；榨汁机；螺旋
前言
传统的通用机械产品的设计是首先将产品以平面的形式表达出来，然后进行反复校核和修改，最后由加工者把图样上的内容转化为成形的产品，这样不仅设计周期长，成本高，而且当产品制造出来后，经常会出现零部件之间相互干涉，无法安装和装配到位等重大设计失误，如此反复修改也延长了产品投放市场的周期。

鉴于通用机械的使用范围广，设计行业多，这就对通用机械的可靠性、稳定性和通用性提出了较高的要求。

目前世界上应用最为泛的高档三维商业软件Pro/E就可以很好地解决这些问题。

Pro/E直接采用三维设计，使设计者能了解产品的每一个细节，并利用其参数化设计的思想，使零件的设计、修改变得简单易行，同时还可以完成产品的系列化设计。

另外利用Pro/E的分析功能，可以完成机构运动学、动力学仿真和有限元分析。

进入21世纪后，随着我国水果产量的大幅度提高和鲜销市场的逐渐饱和，“卖果难”愈演愈烈。

另外，由于我国经济实力的增强及人民生活水平的提高，果汁加工业又进入一新的发展时期。

榨汁机是果品行业的重要组成部分。

因此，对榨汁机设备的研究势在必行。

要求设计研究出结构简单、成本低、效率高的榨汁设备。

基于Pro/E的强大功能，本设计利用Pro/E完成了螺旋式连续榨汁机其结构简单、操作方便、榨汁效率高等优点的设计。

1 总体方案设计
1.1 整体布局设计
本设计在布局上采用折叠式,即螺杆、减速器在一个水平面上,将电机置于另一个水平面上(见图1)。

这样布置,一是较大幅度减少了整机长度,提高了设备刚度,节省了原材料,降低了成本;二是电机与减速器之间采用三角带传动,起到了缓冲作用,可避免因原料带入异物造成螺杆堵转、引起瞬间负荷过大时,烧坏电机或损坏减速器等故障的发生;三是由于电机位置较低、以及在电机与减速器之间采用三角带传动,极大地降低了机械振动与噪声。

基本结构螺旋式连续榨汁机基本结构如图1。

螺旋式连续榨汁机三维结构图如图2。

图1 螺旋式连续榨汁机结构简图
1-电机2-三角带3-减速器4-联轴器5-进料斗6-螺杆7-筛筒8-出料斗9-集液盘 10-机架
图2 螺旋式连续榨汁机三维结构图
1.2 工作原理
由图2可知：该机由机架、螺杆、筛筒、减速器、电机等组成。

电机1通过三角带2带动减速器3转动,减速器3通过联轴器4带动螺杆6转动,物料由进料斗5喂入,在螺杆6的作用下,受到挤压,物料中的水分通过筛筒7流出,经集液盘9排出机外,物料在强大的挤压作用下,汁液越来越少,最后经出料斗8排出。

1.3 螺杆部设计
通常螺旋式连续榨汁机是靠螺杆在筛筒内旋转,对物料产生压力，从而使物料中的汁液被强制挤出。

螺旋式连续榨汁机螺杆按不同的分类方法有多种型式。

如按螺杆螺纹直径分类有等径与变径之分，按螺杆螺距分类有等距与变距之分；按螺杆螺纹型式分有连续与断续之分等。

针对本设计加工对象综合考虑,确定采用变径、断续、变螺距螺杆。

螺杆上的螺旋共分四段(如图3)。

第一段为喂料螺旋，主要作用是输送物料；第二段是预压螺旋，主要作用是对物料进行初步挤压，并开始挤出水分；第三段、第四段是压榨螺旋，主要作用是不断增加对物料的进一步挤压，使水果的果汁被强制挤出。

特别是第四段具有增压作用,进一步提高出汁率。

图3 螺旋轴
1.4 螺杆螺旋直径和螺距的设计[2]
螺杆螺旋结构简图如图4。

图4 螺杆螺旋结构简图
1.4.1 螺杆转速的确定由于本螺杆工作性质属于压榨范畴，故转速较低。

参照榨油机、油料化机、食品榨汁机，决定选用n=130r/min。

1.4.2 螺距的确定初选螺距，第一段t=50mm，其他各段螺距依次递减。

物料移动速度(m/s)计算：
v 0=
60
nt
=
60
05
.0
130⨯
=1.08m/s
螺旋式连续榨汁机的生产能力公式如下：
G=3600F
0v
ρ
1
Φ(kg/h)
式中:：G—生产率,本设计取G=1000kg/h；
F
—螺杆螺旋送料的断面面积(m2)；
ρ
1
—物料容积密度，本设计取ρ1=400kg/m3；
Φ—充填系数,本设计取Φ=0.2。

将参数代入得：
1000=3600×F
×1.08×400×0.2
解得：F
≈0.0321(m2)
根据螺杆螺旋送料的断面面积计算公式：
F 0=
4
) (d2
1
2
d
-
π
式中：d
—螺杆螺旋送料的断面大径(m)；
d 1—螺杆螺旋送料的断面小径(m)；本设计根据强度计算得d
1
=0.09m；
将有关数据代入得，则可求得：
d
≈0.2213m
取螺杆螺旋送料的断面大径d
=0.24 m。

1.5 功率计算[9]
榨汁机的功率消耗包括两方面：压缩物料所消耗的功率；使物料移动消耗的功率。

在这里，把轴与轴承摩擦等所消耗的功率算入机械效率中。

设压缩物料所消耗的功率为P
1
：
P 1=
4
)
(d 2120d -π max 60
p s
n ∆⨯
⨯(1+2+3+…+Z )（W ） =0.0321101083.060
005
.01306⨯⨯⨯⨯⨯
=2891.5W
式中：s ∆——相邻螺距大小之差，m ；
Z ——螺距数目；
max
p ——物料所受的最大压力，取0.83MPa ；
d ——螺旋外径，m ；
1d ——螺旋内径，m 。

设使物料移动所消耗的功率为P 2：
P 2=mv t 12
⨯=2
2
v t m ⨯ (W )
式中： m ——物料的质量kg ；
t ——物料运动时间s 。

而
t m
=G (生产能力) v=60
ns
所以：
P 2=2
6021⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯ns G =
72002
2s
Gn (W) =7200
05.013010002
2⨯⨯
=60.5w 则消耗的功率为：
P=
η
2
1p p +(W )
=
81
.05
.605.2891+
=3657.1w
式中：η——传动效率。

由电动机至工作机之的总效率[7]
(包括工作机效率)为：
54321ηηηηηη⨯⨯⨯⨯=
式中：1η、2η、3η、4η、5η分别为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、螺杆轴的轴承的效率。

取1η＝0.96、2η＝0.99、3η＝0.97、4η＝0.97、5η＝0.98、则：
54321ηηηηηη⨯⨯⨯⨯=
＝0.96×0.993
×0.973
×0.97×0.98 ＝0.81
2 选择电动机
按已知的工作要求和条件，选用Y 型全封闭鼠笼型三相异步电动机[7]。

2.1 选择电动机功率
榨汁机所需的电动机输出功率为：
P d = P=
η
2
1p p +(W)
=
81
.05
.605.2891+
=3657.1w
2.2 确定电动机转速[6]
旋转轴的工作转速为：n=130r/min ，按推荐的合理传动比范围，取带传动的传动i ＝2—4，减速器的传动比i ＝4—12.5，则合理总传动比的范围为i ＝8—50，故电动机转速的可选范围为：
(8-50)⨯130=1040-6500 r/min
符合这一范围的同步转速有1500 r ／min ，3000r ／min 再根据计算出的容量，查出有这几种适用的电动机型号见表1，其技术参数传动比的比较情况见下表。

表1 电动机型号和技术参数及传动比
方案
电动机型号 额定 功率 电动机转速 传动装置的传动比
P/kW 同步 转速 满载 转速 总传 动比 带 减速箱 1 Y112M 4 1500 1440 11.08 2.8 4 2
Y112M
4
3000
2920
22.4
2.8
8
综台考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可知方案2比较适合。

因此选定电动机型号为Y112M 。

所选电动机的额定功率ed P ＝4kw ，满载转速m n =1440r ／min ，总传动比适中，传动装置结构较紧凑。

所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如图5和下表2所示：
图5 电动机结构简图
表2 电动机的主要外形尺寸和安装尺寸
中心高H 外形尺寸
L ⨯(AC/2+AD)⨯HD 底脚安装A ⨯B 地脚螺栓空直径 K 轴伸尺寸D ⨯E 装键部位尺寸 F ⨯GD 112
400⨯305⨯265
180⨯140
12
28⨯60
8⨯36
3 计算总传动比和分配传动比
由选定电动机的满载转速m n 和工作机主动轴的转速w n ，可得传动装置的总传动比为：
i=
w m n n =08.11130
1440
=
计算出总传动比后，应合理地分配各级传功比，限制传动件的圆周速度以减小动载荷，降低传动精度等级。

分配各级传动比时考虑到以下几点：各级传动的传动比应在推拌的范围内选取；应使传动装置的结构尺寸较小、重量较轻；应使各传动件的尺寸协调，结构匀称、合理，避免互相干涉碰撞。

故 V 带传功比取2.8，减速器传功比取4。

4 计算传动装置的运动和动力参数[7]
进行传动件的设计计算，先推算出各轴的转速、功率和转矩。

按内电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数如表3。

4.1 各轴转速
1n =
1i n m =8.21440=514.3min r 212i n n =
==4
3.514128.6min r 式中：m n 为电动机的满载转速，单位为min r ；1n ，2n 分别为减速器输入轴和榨汁机螺旋轴的转速，单位为min r ；1i 为电动机至减速器输入轴的传动比；2i 为减速器的传动比。

4.2 各轴的输入功率
1P =ed P 01η⨯
=4⨯0.96 =3.84kW
2P =ed P 12η⨯
=3.84⨯0.95 =3.65 kW
式中：ed P 为电动机的输出功率，单位为kW ；1P 、2P 分别为减速器输入轴和榨汁机螺旋轴的输入功率，单位为kW ；01η、12η分别为电动机轴与减速器输入轴、减速器输入轴与榨汁机螺旋轴间的传动效率。

4.3 各轴转矩
1T =ed T 011η⨯⨯i
=26.5⨯2.8⨯0.96 =71.3 N ·m
2T =1T 122η⨯⨯i
=71.3⨯4⨯0.95 =271.0 N ·m
式中：1T 、2T 分别为减速器输入轴和榨汁机螺旋轴的输入转距，单位为N ·m ；ed T 为电动机铀的输出转矩，单位为N ·m 。

ed T 的计算公式为：
ed T =9550
m
ed
n P =9550
1440
4 =26.
5 N ·m
表3 传动装置的运动和动力参数
轴名 参数 电动机轴 减速器 螺旋轴
转速n/(r/min) 1440 514.3 128.6 输入功率P/kW 4 3.84 3.65 输入转矩T/( N ·m) 26.5
71.3
271.0
传动比i 2.8 4 效率
0.96
0.95
5 设计V 带
5.1 确定计算功率ca
P [3]
因为工作机是螺旋榨汁机，故属于载荷变动较大的机械，原动机是交流电动机（普通转矩鼠笼式），工作时间小于10小时/天，启动形式为软启动。

故：P K P A ca = =1.2kw 8.44=⨯ A K ——工作情况系数 取A K =1.2。

5.2 选择V 带的型号
[3]
根据计算功率ca P 和小带轮转速1n ，得A ，B 型均可，选择A 型普通V 带。

5.3 确定带轮基准直径1D 和2D
5.3.1 初选主动轮的基准直径1D [3]
根据所选V 带型号参考，选取m in 1D D ≥，选
mm D 1001=。

5.3.2 验算带的速度V s m n D 23.51000
601000
1001000
60V 1
1≈⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
5.3.3 计算从动轮直径2D
mm iD D 2801008.212=⨯==
5.4 确定传动的中心距a 和带长d L
初定中心距，由()()2202127.0D D a D D +〈〈+ 即：()()10028021002807.00+〈〈+a 即：7602660〈〈a ，取500mm 。

计算基准带长：
()()0
2
1221042
2a D D D D a L d
-+++
='π
()()mm 15.1613500
41002802801002
50022
=⨯-+
++
⨯=π
选取带的基准长度，查表[3]
得：mm L d 1633=
计算实际中心距，由公式：
mm L L a a d d 5102
15
.161316335002'0≈-+=-+≈
考虑安装调整和补偿初拉力的需要，中心距的变动范围为：
mm L a a d 4751633015.0500015.0m in =⨯-=-=
mm L a a d 549163303.050003.0m ax =⨯+=+=
5.5 验算主动轮的包角1a
根据公式及对包角的要求，应保证：
()() 12015860500
10028018060180121≥≈⨯--=⨯--
≈a
D D a
5.6 确定V 带的根数Z
()96.20
.1)12.096.093.037.1(8
.400=⨯+⨯⨯=∆+=
K P K K P P Z L ca α根，取Z=3
根。

式中： 0P ——在包角=180度，特定长度，工作平稳情况下，单根普通带的许用功率值；
αK ——考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数； L K ——考虑带的长度不同的影响系数，简称长度系数。

查得：0P =1.37 αK =0.93 L K =0.96 式中：K ——材质系数；
0P ∆——计入传动比的影响时，单根V 带所能传递的功率的增量。

计算公式为：kw Tn P 12.010002.10001.00001.01=⨯⨯=∆=∆； 式中：T ∆——单根普通V 带所能传递的转矩的修正值；
1n ——主动轮的转速。

5.7 确定带的初拉力0F
单根V 带的初拉力0F 由下式确定：
N qV K VZ
P F ca 11123.51.0193.05.2523.58.450015.2500220=⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛-⨯⨯=+⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-=
α 5.8 求带传动作用在轴上的压力Q
N Q 10902158
sin
11152=⨯⨯⨯=
式中：Z——带的根数；
F——单跟带的初拉力；
α——主动轮上的包角。

1
5.9 V带设计计算列表如表4
表4 V带设计计算列表如下：
设计计算项目结果说明
工作情况系数k
1.2
A
计算功率P
4.8
ca
选取V带型号 A
小带轮直径D
100mm 可选比表中大的值
1
280mm
大带轮直径D
2
验算V带的速度V 5.23m/s
初定中心距a
500mm 参考实际机械结构确定
初算V带所需的基准长度L'
1613.15mm
d
选V带的基准长度L
1633mm
d
定V带公称长度L
1600mm
i
定中心距a 510mm
α158︒〉120︒，合适包角
1
包角系数k
0.93
a
长度系数k
0.96
L
材质系数k 1 化学线绳结构的胶带
单根V 带所能传递的功率P 0 0.995 单根V 带功率增量∆P 0 0.12kw 单根V 带传递扭矩的修正值
∆T
1.2 V 带根数Z 3根 每米V 带质量 0.10kg/m 单根V 带的初拉力F 0
111N 轴上的压力Q
1090N
计算结果汇总：V 带规格：A 型，长1600mm V 带根数：3根 中心距： 510mm 轴上压力：1090N
6 带轮的设计
6.1 材料
带轮常用材料是铸铁，因为带速v ＜25m ／s ，所以选用HTl50。

6.2 带轮的形式[3]
带轮的结构由带轮直径大小而定，因带轮基准直径D<(2.5-3)d(为轴的直径)，所以小带轮采用实心式；对于大带轮，因D<300mm ，故大带轮采用腹板式。

6.3 带轮尺寸设计计算
小带轮的轴孔直径，小带轮（如图6和图7）与电动机相连，故d=28mm 。

1d =(1.8—2)d=(1.8—2)mm mm 564.4928-=⨯，取50mm 。

小带轮的宽度及直径计算：
B=(z —1)t +2s=5210216)13(=⨯+⨯-mm D 1=D+2f=100+2⨯3.5=107 mm
L=(1.5-2)d=(1.5mm mm 564228)2-=⨯-, 取56 mm 。

图6 小带轮示图
图7 小带轮三维图
大带轮的轴孔直径，大带轮（如图8和图9）与减速器相连其轴孔直径与NGW-41型减速器输入轴直径一致，故d=50 mm 。

1d =(1.8—2)d=(1.8—2)mm mm 1009050--=⨯，取90mm 。

大带轮的宽度：B=52 mm
D 1=D+2f=280+2⨯3.5=287 mm L=56 mm
C=20 mm
图8 大带轮示图
图9 大带轮三维图
7 联轴器的选用[6]
考虑榨汁机的工作环境和工作情况，主要是旋转轴有轴向位移。

可移式联铀器允许两轴有一定的安装误差，它对两轴间的偏移有一定的补偿能力。

所以选具有对两轴间的偏移有一定的补偿能力的可移式联铀器——十字滑块联轴器。

如图所示：十字滑块联轴器由两个半联轴器如图10与十字滑块图11组成。

十字滑块2两侧互相垂直的凸携分别与两个十两联轴器的凹槽组成移动副。

联轴器工
作时，十字滑块随两轴转动，同时又相对于两轴移动以补偿两轴的径向位移。

这种联轴器允许的径向偏量较大(y＜0.04d,d为轴的直径)。

允许有不大的角度位移和轴向位移。

由于十字滑块偏心回转会产生离心力，不用于高速场合。

为了减少十字滑块相对移动时的磨损及提高传动效率，需要定期进行润滑。

图10 半联轴器
图11十字滑块
8 螺旋轴的设计[3]
8.1 材料的选取
螺旋杆是螺旋榨汁机的主要工作部件，采用不锈钢材料铸造后精加工制成。

8.2 拟订轴上零件的装配方案
螺旋杆的外型如图12所示：
图12 螺旋轴示图
8.3 初步确定轴的最小直径
按扭转强度来初步确定：
3
0n
P A d ≥ 轴的材料查表选用调质处理的45钢，B σ=650M a ，由查表取A 0=110，于是的：
=m in d 3
22
0n P A =110⨯mm 6.336
.12865.33
= 输出轴的最小直径显然是安装联轴器的轴的直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，即m i n 150d mm d ≥=，满足强度要求。

故选择轴孔直径为50mm 的联轴器，根据传动类型，选用了十字滑块联轴器，半联轴器长100mm 。

8.4 根据轴上定位的要求确定轴的各段直径和长度
为了满足半联轴器的轴向定位要求， 轴段右侧设定位轴肩，该轴段直径为62mm; 左段用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=65mm 。

因半联轴器长L=100mm ，而半联轴器与轴配合部的长度L=80mm,现取L 12=80mm 。

初步选择滚动轴承。

由于设计的是螺旋压榨机，所设计的是螺旋轴，轴承同时受有径向力和轴向力，又根据d 23=62mm,初步选择单列圆锥滚子轴承30213，其尺寸为3612065⨯⨯=⨯⨯B D d ，故d 34=d 89=65mm ，L 34=L 89=36mm 。

为了右段滚动轴承的轴向定位，需将L 56段直径放大以构成轴肩。

有手册上查得，对30213轴承，它的定位轴肩高度最小为6m m ，现取d 56=78mm （即定位轴肩高度为6.5mm ）。

轴承端盖的总宽度为20mm 。

根据轴承端盖的装拆既便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为30mm ，故取L 23=50mm 。

取安装螺旋片的轴段的直径为L56=90mm ，长度为320mm ，为进一步增大压力，提高出汁率，设计L 67为锥形轴，取为L 67=300mm ，大段直径为d=189mm 。

螺旋轴三维图如图13。

8.5 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴轴向定位采用平键联接。

按由手册查得平键 b ⨯h=16⨯10(GB 1095—79),键槽用键槽铣刀加工，长55mm ，配合选为H7/k6，
滚动轴承与轴的轴向定位是借用配合来保证的，此处选H7/m6。

8.6定圆角半径值轴肩处的圆角半径的值r=1.5mm，轴段倒角，在轴的两端均为
︒
⨯45
2。

图13 螺旋轴三维图
8.7 按弯扭合成条件校核轴的强度[1]
8.7.1作轴的计算简图14
R
1v F
R
2v
T
F
R
1v R
2v
图14 轴的计算简图8.7.2求轴上所受作用力的大小
8.7.3 轴垂直面内所受支反力
R
1v =759
450
200
200
2466
2
1
1=
+
⨯
=
+
⨯
L
L
L
F
N
R
2v =F- R
1v
=2466-759=1707N
8.7.4 作弯矩图
轴上BCD三点的弯矩
M
BV =M
DV
=0
M
CV = R
1v1
L
⨯=759⨯200=151800N·mm
8.7.5 作扭矩图
Mcca
aT M
CV
T ==C B T 9550000
2
2
n p =9550000⨯
6
.12865
.3 =271053Nmm
8.7.6 作当量弯矩图 B 点：M BCa =aT
=0.59⨯271053 =159921Nmm
C 点：M cca =2
222
271053151800)(+=+aT M CV
=310666Nmm
D 点：M dca =0
8.8 校核轴的强度[1]
只校核轴上承受最大当量弯矩的强度由：
==
W M cca ca σMPa 06.970
1.0310666
3
=⨯ 查表，对于B σ=600MPa 的碳钢，承受对称循环应力时的需用应力[σ]=55MPa>=9.06MPa ，故安全。

9 筛筒部设计
筛筒部的筛筒(如图15和图16)上有许多筛孔,被榨出的汁液就是从这里流出
的。

筛孔的设计十分重要,它的主要参数包括:筛孔大小和分布密度。

为了确保被榨出的汁液能够及时从筛孔中流出,筛筒筛孔的孔隙率越大越好。

又由于筛筒要求承受螺旋挤压产生的强大压力,所以孔隙率也不能太大。

通常孔隙率选择原则有:筛筒刚度好时,选大些;筛筒刚度差时,选小些。

筛孔大时,孔隙率取较大值;筛孔小时,孔隙率取较小值。

筛孔直径的选择:一般来讲,筛孔直径越大,越有利于汁液的排出;相反,筛孔直径越小,越不利于汁液的排出,过小时,就不能保证汁液的排出。

选择筛孔时,首先要考虑所加工物料的粒径大小,加工物料的单个粒径大时,筛孔直径选择也要相应大些,以利于汁液排出。

但也不能过大,否则,可能会造成较大的料损;加工物料的粒径小时,筛孔直径选择也要相应小些,但也不能太小,因为筛孔太小时,容易造成堵塞,不能保证汁液顺利流出。

目前,筛孔直径的选择方法主要有定性选择法和经验选择法,—般要经过两到三次试验确定。

圆筒筛用2mm 厚的lGrl8Ni9Ti 不锈钢板冲直径为2mm 孔制作，孔间距离2mm 。

圆筒筛的内径为240mm 。

长为570mm 。

为了确保筛
筒内物料清理方便,筛筒设计成上下两半,中间用螺栓连接。

图15 下半筛筒
图16 上半筛筒
10 轴承端盖的设计[8]
10.1材料
材料选用HT150。

因凸缘式轴承端盖调整间隙比较方便，密封性也好，故选用凸缘式结构。

为了调整轴承间隙，在端盖与轴承座之间放置由若干薄片组成的调整
垫片，同时也起到密封的作用。

轴承端盖简图见图17，轴承端盖三维图见图17。

10.2 凸缘式轴承端盖各尺寸计算：
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=180mm
e=1.2d=12.5mm
m>e=12.5mm，取m=28.5mm。

图17 轴承端盖简图
图18 轴承端盖三维图
11螺旋轴组件的制作过程[5]：
新建装配件，输入组件名称asm0002,单击确定，如图19：
图19 新建组件asm0002
单击主窗口右侧增加组件的图标选取要装配的零件zhuzhou。

见图20。

图20 选取零件zhuzhou
单击组件放置对话框在缺省位置组装组件的图标，单击确定。

见图21。

图21 固定零件zhuzhou
新建四个基准面：DTM1，DTM2，DTM3，DTM4。

见图22。

图22 新建四个基准面
再单击增加组件的图标，选取螺旋片1，单击确定，见图23。

图23 TOP面与zhuzhou的TDM4面匹配
加入第一个装配限制条件，选取螺旋片1的TOP面与zhuzhou的TDM4面，输
入间距：0，使之匹配。

见图24。

图24 两零件的Front面匹配
加入第二个装配限制条件，选取zhuzhou的Front面与螺旋片1的Front面，
输入间距：0，使之匹配。

见图25。

图25 两零件的right面匹配。

加入第三个装配限制条件，选取zhuzhou的right面与螺旋片1的right面，
输入间距：0，使之匹配。

图26 螺旋轴组件
重复以上步骤，分别装配螺旋片2，3，4。

完成螺旋轴的装配，如图26。

12 致谢
在设计过程中，指导教师肖念新对我进行了悉心指导和帮助，并为我提供了大
量的相关书籍和资料，对设计顺利的完成帮助很大。

在这里衷心感谢肖老师的指导。

The design of spiral juice extractor on the based Pro/E
Yujunbo
(Dpet.of Machinery and Electron,
Hebei Noemal University of Science & Technology)
Abstract: Pro/ENGINEER Wildfire prairie fire edition is 2. 0 easy to learn and use , not powerful to with characteristic of interconnection and interflow , promote whole product development personal efficiency and improvement, course of efficiency in the organization with it. It can not only can save the time and cost improve product quality but also. On the basis of the strong function of Pro/E , originally design the design utilizing Pro/E to finish the spiral type continuous juice extractor, the spiral type continuous juice extractor is of simple structure , easy to operate , presses the high advantage of juice efficiency but used widely with its . As to at present, the spiral type continuous juice extractor is used in food mainly, for squeezing the juices of such fruits and vegetables as the apple、pear、tomato、pineapple、orange、carrot etc. Keywords: Pro/E ;juice extractor ;spiral type
参考文献:
[1]刘长荣肖念新工程力学 [M] 中国农业科技出版社 2002.2
[2]张裕中食品加工技术装备中国轻工业出版社2000.3
[3]刘长荣郑玉才机械设计基础（下）[M] 中国农业科技出版社 2002.2
[4]林清安 Pro/ENGINEER Wildfire零件设计基础篇（上）[M] 中国铁道出版社 2004.5
[5]林清安 Pro/ENGINEER Wildfire零件设计基础篇（下）[M] 中国铁道出版社 2004.5
[6]朱龙根简明机械零件设计手册机械工业出版社[M] 1997.11
[7]垄溎义机械设计课程设计指导书高等教育出版社[M] 1982.9
[8]杨永才机械设新标准手册计[M] 北京科学技术出版社[M] 1993.8。