螺旋果蔬榨汁机的设计课件资料

螺旋果蔬榨汁机的设计
摘要
摘要：因为我国的果蔬加工业近年来取得了很大的成就，果蔬加工业在我国农产品贸易中占据了重要的地位。

所以，果蔬榨汁机也相应的出现，而本次设计的对象就是螺旋果蔬榨汁机，该螺旋果蔬榨汁机通过螺杆不同程度的挤压从而达到充分榨汁效果。

螺旋果蔬榨汁机的设计主要包括螺杆，带轮以及过滤网等，在设计中由于要保证各个部件要安装合适，故经过一系列的计算数据来达到所需的要求。

特别是螺杆的设计，螺杆采用不同的螺距以及断面大、小径的不等来使果蔬压榨的更充分，更高效。

该果蔬榨汁机结构简单，方便实用，效率高等优点，由于采用的材料都相对便宜，故成本相对较低。

关键词：螺旋榨汁机，螺杆，变径
Design of spiral fruit and vegetable juice squeezing machine
ABSTRACT
ABSTRACT：Press calculation due to the juice is the object of China's fruit and vegetable processing industry in recent years has made great achievements, fruit and vegetable processing industry in China's agricultural products trade occupies an important position. So, fruit and vegetable juice machine corresponding, and the design of the spiral vegetable juicer, and the juice through a screw of compression fault so as to achieve the effect. Juicer design comprises a screw rod belt wheel and a filter net, etc., in the design to ensure that the various components to install appropriate, therefore, after a series of data to achieve the desired requirements. Especially screw design, screw with different pitch and large section, trails, ranging from to make fruits and vegetables more fully, more efficient The fruit and vegetable juice squeezing machine has the advantages of simple structure, convenient and practical use, and the cost is low due to the relatively low cost of the materials used.
KEY WORDS: Screw press, spiral shaft, transmission ratio, V belt
目录
前言 (1)
第1章绪论 (1)
1.1 课题背景 (1)
1.1.1 螺旋果蔬榨汁机的使用现状 (1)
1.1.2 榨汁机的分类 (1)
1.1.3 螺旋果蔬榨汁机的特点 (1)
1.2 课题研究现实意义 (1)
1.3 设计的主要内容 (2)
第2章总体方案设计 (1)
2.1 整体布局设计 (1)
2.2 工作原理 (1)
2.3 螺杆的设计 (1)
2.4 功率计算 (3)
第3章电动机 (5)
3.1 电动机的选择 (5)
3.2 选择电动机的功率 (5)
3.3 确定电动机转速 (5)
第4章传动比的计算 (7)
第5章传动装置 (8)
5.1计算传动装置和动力参数 (8)
5.2 各轴转速 (8)
5.3各轴输入功率 (8)
5.4 各轴转矩 (9)
第6章 V带的设计 (10)
6.1 确定计算功率
P (10)
ca
6.2 选择V带的型号 (10)
6.3 确定带轮基准直径
D和2D (10)
1
6.4 确定传动的中心距a和带长
L (11)
d
6.5 校核主动轮的包角
a (11)
1
6.6确定V带的根数Z (12)
6.7 确定带的初拉力
F (12)
6.8 计算V带对轴的压力Q (13)
6.9 V带设计计算列表 (13)
第7章带轮的设计 (15)
7.1材料的选择和带轮的形式 (15)
7.2 带轮尺寸设计 (15)
第8章螺旋轴的设计 (18)
8.1材料的选取 (18)
8.2 初步确定轴的最小直径 (18)
8.3 根据轴上定位的要求确定轴的各段直径和长度 (18)
8.4 轴上零件的周向定位 (19)
8.5 定圆角半径值 (19)
8.6 校核轴强度 (19)
8.7 校核轴的强度 (21)
第9章轴承端盖设计 (22)
9.1材料的选取 (22)
9.2凸缘式轴承端盖各尺寸计算 (22)
第10章联轴器的选用 (23)
第11章筛筒设计 (24)
结论 (25)
谢辞 (26)
参考文献 (27)
前言
我国水果和蔬菜资源丰富，年产量均居世界第一。

我国果蔬产业已成为仅次于粮食作物的第二大农业产业。

丰富的果蔬资源为果蔬加工业的发展提供了充足的原料。

同时，果蔬加工业直接关系到制造业和加工业产品科技含量的多少以及深加工附加值的高低，对推进生产力的发展，加快世界工业化进程，都有着十分重要的意义。

并且果蔬汁中含有多种有机酸、酶类和芳香物质，可以刺激食欲，有助于消化，又由于各种原因的导致，像大气的污染等等，都对人体造成了不同程度的损害，而多喝果蔬汁也有一定的益处，故受到很多人的青睐。

而本次设计是螺旋果蔬榨汁机的整体，该设计本着实用，安全的原则，设计上弥补了以往榨汁机压榨不充分的缺点。

国外的发达国家生产果蔬的机器比较先进，效率高，能源消耗较低。

而我国的果蔬榨汁机实用性差，出汁率低，因此，要求出汁率高的果蔬榨汁机会受到广大人士的喜爱。

第1章绪论
1.1 课题背景
1.1.1 螺旋果蔬榨汁机的使用现状
随着我国果蔬产量大幅度提高和鲜销市场的逐渐饱和，“卖果蔬难”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，果蔬汁加工业进入了一新的发展时期。

目前，果蔬汁加工业已形成产业化生产，一些面向国际市场的企业发展壮大，带动了果蔬汁加工业向大规模工业化生产转变。

很多工厂对果蔬榨汁机的需求量大大增加，这就导致市场中出现了很多不同的榨汁机。

功能，生产量各有不同。

但效率高、实用性强的榨汁机更受厂家的喜爱。

1.1.2 榨汁机的分类
根据外形可分为：单缸榨汁机、双缸榨汁机、三缸榨汁机、四缸榨汁机、圆缸榨汁机；根据功能可分为：搅拌式榨汁机、喷淋式榨汁机、榨汁式榨汁机。

而我们讨论的是榨汁式的。

1.1.3 螺旋果蔬榨汁机的特点
从使用现状来看，果蔬榨汁机的特点是：榨汁效率高，榨汁充分等优点。

是非常受厂家欢迎的果蔬榨汁机。

1.2 课题研究现实意义
食品加工工业是二十一世纪的主要工业之一，它的发展速度和水平是一个国家人们生活水平及改善程度的一个重要标志，它直接关系到制造业和加工业产品科技含量的多少以及食品深加工附加值的高低。

中国人向来重视养生之道，随着人们饮食消费观念水平的提高，鲜榨果蔬汁将逐步成为人们的一个重要饮品。

果蔬汁含有多种有机酸、酶类和
芳香物质，可以刺激食欲，有助于消化，多喝果蔬汁也有利于肠胃吸收。

对此，很多的厂家也就需要针对各种果蔬的榨汁机，本设计的是螺旋果蔬榨汁机，能够提高榨汁效率等，满足厂家的需求。

1.3 设计的主要内容
本设计对螺旋果蔬榨汁机的结构设计，主要包括：
1.螺旋果蔬榨汁机的机架设计；
2.螺旋果蔬榨汁机的螺杆设计；
3.螺旋果蔬榨汁机的传动机构设计。

本设计将对螺旋果蔬榨汁机的螺杆进行设计，可以说是创新设计。

第2章总体方案设计
2.1 整体布局设计
为了节省空间，本设计在整体的分布上采用折叠式，即螺杆和减速器在一个水平面上,将电机置于前两者下的另一水平面上。

这样布置,一是相应的减少了整体长度、节省空间和原材料、降低了成本；二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；三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塞，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。

2.2 工作原理
该机器由机架、螺杆、进料斗、减速器、三角带、电机等组成。

电机通过三角带带动减速器转动,减速器通过联轴器带动螺杆转动,物料由进料斗喂入,在螺杆的作用下,受到挤压,物料中的水分通过筛筒流出,经集液盘排出机外,物料在强大的挤压作用下,汁液越来越少,最后经出料斗排出。

2.3 螺杆的设计
通常螺旋果蔬榨汁机是靠螺杆在筛筒内转动,对放入的物料产生挤压，从而使物料中的果蔬汁被强制压榨出来。

螺旋果蔬榨汁机螺杆按不同的分类方法有多种类型。

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

出于对本设计加工对象的综合考虑,确定采用断续、变径、变螺距螺杆。

螺杆上的螺旋共分四段。

第一段是喂料螺旋，主要作用是进行果蔬的输送；第二段是预压螺旋，主要作用是对果蔬进行轻度挤压，并开始挤出果蔬汁；第三段、第四段是压榨螺旋，主要作用是不断增强对果蔬的进一步压榨，使果蔬的汁液被强制挤出；第四段具有增压作用,进一步提高出汁率。

螺杆螺旋结构简图如图2-1
图2-1 螺杆螺旋结构简图
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。

参照榨油机和食品榨汁机，决定选用150r/min n =。

螺距和直径的确定：首先，选定一螺距，第一段为60mm t =，其它各段的螺距依次递减。

物料的移动速度：
）（m/s 1.560
60.005160nt v 0=⨯== 螺旋果蔬榨汁机的生产能力公式为式1-1：
）（kg/h v F G 100φρ= (2-1)
式2-1中：G ——生产率,本次设计取10000kg/h =G ；
0F ——螺杆螺旋送料的断面面积
）（2m ； 1ρ——物料的容积密度，本次设计取31400kg/m =ρ；
φ——填充系数,本次设计取0.3=φ；
将参数代入式2-1得：
2.04005.136********⨯⨯⨯⨯=F ；
解得：)m (023.020≈F 。

根据螺杆螺旋送料的断面面积计算公式为式2-2：
4)
(d 21200d F -=π (2-2)
式2-2中：0d ——螺杆螺旋送料的断面大径）（m ；
1d ——螺杆螺旋送料的断面小径
）（m ；
本设计根据强度计算得0.09m d 1=；
将有关数据代入式2-2得：m 195.0d 0≈；
取螺杆螺旋送料的断面大径m 20.0d 0=。

2.4 功率计算
果蔬榨汁机的功率消耗有两个方面：一是使物料移动消耗的功率；二是压缩物料所消耗的功率。

这里，把轴与轴承间的摩擦等所消耗的功率算入机械效率中。

设压缩物料时消耗的功率是1P ：
)32160s
n 4d -d (max 21201Z P P +⋅⋅⋅++⨯∆⨯=（）π (2-3)
式2-3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a 0.83MP ；
0d ——螺旋外径，m ；
1d ——螺旋内径，m ；
将数据代入式2-3得：
101083.060
600.0051023.061⨯⨯⨯⨯⨯=P ； W P 5.28631=。

设使物料移动所消耗的功率为2P ：
）（W P 2v t m t 1mv 2
2
2⨯=⨯= (2-4) 式2-4中；m ——物料的质量kg ；
t ——物料运动时间s ；
因为：
G t
m =(生产能力) (2-5) 60
nt v = (2-6)
所以：把式2-5，2-6代入公式1-7：
）
（W G ns G P 7200t
n 60212
22
2=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯= (2-7) 可得：
7200
60.0051001002
22⨯⨯=P ；
W P 112.52=。

则消耗的功率为：
)(2
1W p p P η
+=
(2-8)
81
.0112.5
63.528+=
P ；
W P 3674.1=；
公式2-8中：η——传动效率。

电动机至工作机的总效率为：
54321ηηηηηη⨯⨯⨯⨯= (2-9)
公式2-9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0.961=η、0.992=η、0.973=η、
0.974=η、0.985=η； 则：
54321ηηηηηη⨯⨯⨯⨯=； 0.980.970.990.9643⨯⨯⨯=η；
0.81=η。

第3章 电动机
3.1 电动机的选择
按已知的条件，选用Y 型全封三相异步电动机。

3.2 选择电动机的功率
果蔬榨汁机所需的电动机输出功率为式2-1：
)(2
1d W p p P P η
+=
= (3-1)
81
.0112.5
63.528d +=
P ；
W P 3674.1d =。

3.3 确定电动机转速
旋转轴在工作中的转速为150r/min n =，在合理传动比范围内，取带传动的传动比为4~2.5i =，减速器的传动比12~5i =，则合理总传动比的范围为55~7i =，故转速的可选范围为：8250r/min ~105015055)~(7=⨯。

在这一范围内合适的有1500r/min ，3000r/min 查出有这几种适用的电动机型号，其技术参数传动比的比较情况见下表3-1所示。

表3-1 电动机型号和技术参数及传动比
综台考虑各种因素，可以知道方案2是比较合适的。

因此选定电动机型号为2112-M Y 。

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

所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下图3-1和下表3-2所示：
图3-1 电动机结构简图
表3-2 电动机的主要外形尺寸和安装尺寸
第4章 传动比的计算
所选的电动机的满载转速m n 和工作机器的工作机的主轴的转速w n ，可以得到传动装置的总传动比为：
9.6150
1440
n n i w m ===
； 计算出总传动比之后，应该合理的进行分配各级传动比，依此来减小传动载荷，降低传动的精度等级。

分配各级传动比时要考虑以下几方面：各级传动的传动比应在合理的范围内选择；应使传动装置的重量较轻；应使各个传动件的尺寸协调，合理，避免互相干涉碰撞，故V 带传功比选择3，减速器传功比选择5。

第5章 传动装置
5.1 计算传动装置和动力参数
进行传动件的设计计算，先推算出各轴的转速、功率和转矩。

按电动机至工作机之间运动传递的路线推算出各轴的运动和动力参数。

5.2 各轴转速
480r/min 3
1440i n 1m 1===
n (5-1) 96r/min 5
480212===
i n n (5-2) 上式5-1,5-2中：m n ——电动机的满载转速；
1n ——减速器输入轴；
2n ——榨汁机螺旋轴的转速；
1i ——电动机至减速器输入轴的传动比；
2i ——减速器的传动比。

5.3 各轴输入功率
011η⨯=ed P P (5-3)
将参数代入式5-3得：
96.041⨯=P ；
3.84kw 1=P ；
122η⨯=ed P P (5-4)
将各参数代入式5-4得：
95.084.32⨯=P ；
3.65kw 2=P ；
公式5-3,5-4中：ed P ——电动机的输出功率；
1P ——减速器输入轴的功率；
2P ——榨汁机螺杆的输入功率；
01η——电动机轴与减速器输入轴间的传动效率；
12η——减速器输入轴与榨汁机螺杆间的传动效率。

5.4 各轴转矩
011d 1ηε⨯⨯=i T T (5-5)
将参数代入式5-5得：
0.96326.51⨯⨯=T ；
m N T ·76.321=；
12212η⨯⨯=i T T (5-6)
将参数代入式5-6得：
95.0532.762⨯⨯=T 5；
m 52.3622⋅=N T ；
公式5-5,5-6中：1T ——减速器输入轴的输入转距；
2T ——榨汁机螺杆的输入转距； ed T ——电动机轴的输出转矩；
ed T 的计算公式为：
m
ed
n P T 9550
d =ε (5-7) 将各参数代入式5-7得：m 26.5ed ⋅=N T 。

第6章 V 带的设计
6.1 确定计算功率ca P
工作的时间小于10小时/天； 故： 4.4kw 41.1=⨯==P K P A ca ；
A K ——工作情况系数取 1.1=A K 。

6.2 选择V 带的型号
据计算功率ca P 和小带轮转速1n ，得A ，B 型均可，在此选取A 型普通V 带。

6.3 确定带轮基准直径1D 和2D
选取小带轮基准直径1D 如前所述，带轮直径越小，则带的弯曲应力越大，易于疲劳破坏。

V 带轮的最小直径见下表。

选择较小直径的带轮，传动装置外廓尺寸小，重量轻；而带轮直径大，则可提高带速，减小带的拉力。

从而可能减少V 带的根数，但这样将增大传动尺寸。

表6-1 普通V 带带轮的最小基准直径
初选主动轮的基准直径1D ：选取m in 1D D ≥，选取mm D 1211=。

验算带速：V 带的带速一般应在m/s 25~5=V 范围内，比较适宜的带速为20m/s ~10，带速超过上述许用范围时，应重选小带轮直径。

s m n D 7.031000
6000
211211000
60V 1
1≈⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
计算从动轮直径2D ：mm iD D 300100312=⨯==。

6.4 确定传动的中心距a 和带长d L
中心距小使传动紧凑，但带长过短将使单位时间内带绕转带轮的次数增多，降低带的使用寿命，同时也使包角减小，降低传动能力。

中心距过大则易引起带的跳动。

因此，传动中心距应有一定的尺寸保证，如果没有给定传动中心距则可按结构要求选取，所以初步选取中心距，由公式5-1
()()2202127.0D D a D D +<<+ (6-1)
即：)300112(2)300112(7.00+<<+a ；
8242880<<a ，取mm 500a 0=。

0a 知道后，可根据带传动的几何关系计算所需的V 带基准长度
()()0
2
1221042
2a D D D D a L d -+
++
='π
(6-2) 将参数代入式6-2得：
()()mm L 6516500
41213003001212
50022
d '
=⨯-+
++
⨯=π
；
选取带的基准长度，查表得：mm L d 8001=’。

计算实际中心距，由公式6-3：
2
-d d '0L L a a +≈ (6-3)
将参数代入式6-3得：
2
1665
1800500a -+
=； 567.5mm a ≈；
考虑到安装，调整和保持V 带张紧的需要，允许实际中心距有下列调动范围：
mm L a a d 4738001015.0500015.0min =⨯-=-=； mm L a a d 545800103.050003.0max =⨯+=+=。

6.5 校核主动轮的包角1a
对于V 带传动，主动轮的包角应满足：
()() 1207.441560500
12130018060180121≥≈⨯--=⨯--
≈a
D D a ；
若验算不合格，可增大中心距或加装张紧轮。

6.6 确定V 带的根数Z
V 带根数公式：
()K
P K K P P Z L ca
00∆+=
α (6-4)
将各参数代入式6-4得；
.1)12.096.093.037.1( 4.4
⨯+⨯⨯=
Z ；
2.64=Z ；取3=Z 根。

式6-4中：0P ——特殊条件单根V 带的额定功率；
αK ——包角系数，考虑到包角不等于180度时对传动能力的影
响系数；
L K ——长度系数，考虑带长不为特定长度时对寿命的影响系
数；
0P ∆——考虑到1i >时传递功率的增量；
查得： 1.390=P ，0.95=αK ， 1.01=L K 。

计算公式为：kw Tn P 441.000212.10001.00001.01=⨯⨯=∆=∆； 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。

6.7 确定带的初拉力0F
使带保持有适当的初拉力是带传动正常工作的必要条件。

初拉力不足，则摩擦力小，容易发生打滑；初拉力过大，则使带的应力过大而降低寿命。

单根V 带的初拉力可由下式计算：
N qV K VZ P F ca 7517.031.0159.05.237.034.450015.25002
20=⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛-⨯⨯=+⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-=
α 式中各符号的意义同前。

6.8 计算V 带对轴的压力Q
为设计轴和轴承，应计算出V 带作用在轴上的压力Q 。

为了简便，通常不考虑松边，紧边的拉力差，近似按带的两边的初拉力的合力来计算。

N Q 1029.72
157.44
sin
31752=⨯⨯⨯= 式中：Z ——带的根数；
0F ——单跟带的初拉力；
1α——主动轮上的包角。

6.9 V 带设计计算列表
表6-1 带设计计算列表如下
第7章 带轮的设计
7.1 材料的选择和带轮的形式
V 带轮的材料主要采用灰铸铁，常用的牌号为150HT 或200HT .转速高可以采用铸钢，小功率传动可用铸铝或塑料。

对带轮要求结构合理，重量轻，质量分布均匀；与带接触的轮槽表面要光洁，以减轻带的磨损。

铸造V 带轮的结构有：1，实心式；2，椭圆剖面的轮辐式；3，腹板式；4，孔板式。

带轮基准直径d 3~ 2.5d ）（≤
D （d 为轮轴直径，单位mm ）时，可采用实心式；300mm d ≤D 时，可采用腹板式，且当100mm -1d ≥D D 时，可采用孔板式；300mm d >D 时，可采用轮辐式。

因为带速25m/s v <，所以选用150HT 。

带轮的形式由带轮直径大小而确定，因为带轮基准直径d )3~5.2(<D ，所以小带轮采用实心式的；对于大带轮，因300mm d ≤D ，故大带轮采用腹板式的。

7.2 带轮尺寸设计
取计算小带轮的轴孔直径，小带轮与电动机相连接，所以取28mm d =。

mm mm 56~4.49282~ 1.8d 2~ 1.8d 1=⨯==）（）（；取50mm d 1=。

小带轮的宽度及直径计算：
48m m 92151-32f )1(=⨯+⨯==-=）（e Z B ；
当d 5.1<B 时，B L =，因为所得结果不小于，
所以mm 56~42d 2~1.5）（）（==L ；故取mm 56=L ；
117.5m m 2.7521122h 1=⨯+=+=D D 。

错误！未
找到引用源。

图7-1 小带轮示图
因为大带轮的轴孔直径，大带轮与减速器相连接其轴孔直径与减速器直径相同，所以取50mm d =。

mm mm d d 100~9050)2~8.1()2~8.1(1=⨯==；
故取90mm d 1=。

大带轮的宽度：52mm =B ；mm 56=L ；mm 10=C ；
305.5m m 2.7523002h 1=⨯+=+=D D 。

错误！未找到引用源。

图7-2 大带轮示图
第8章 螺旋轴的设计
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 初步确定轴的最小直径 按公式30n
P A d ≥来确定轴的最小直径；轴的材料查表选用调质处理的45钢，a 650M B =σ，查表取1100=A ，于是得：
36.99mm 96
3.65110d 33220min =⨯==n P A 输出轴的最小直径与安装联轴器的轴的直径的大小一样，为使两者相等，即m i n 150d mm d ≥=，满足所需强度的要求。

故选择的联轴器的直径也为50mm ，选用了十字滑块联轴器，则半联轴器的长度为100mm 。

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

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

初步选择滚动轴承。

所设计的是螺旋果蔬榨汁机，所需的轴为螺旋轴，轴承会同时受轴向力和径向力，又由于62mm d 23=,故初步选择单列圆锥滚子轴承，轴承代号为30213，其尺寸为3212065⨯⨯=⨯⨯B D d ，所以65m m d d 8934==，36mm 8934==L L 。

为了右段滚动轴承的轴向定位，需将56L 段直径放大以构成轴肩。

在手册上查得，对30213轴承，它的定位轴肩高度最小为6mm ，现取78mm d 45=（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方便的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为30mm ，故取50mm 23=L m 。

取安装螺旋片的轴段的直径为90mm 56=L ，长度为320mm ，为进一步增大压力，提高出汁率，设计67L 为锥形轴，取为300mm 67=L ，大段直径为189mm d =。

8.4 轴上零件的周向定位
半联轴器与轴采用平键联接。

按由手册查得平
1016h b ⨯=⨯(GB/T 1096),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。

8.5 定圆角半径值
轴肩处的圆角半径的值 1.5mm r =，轴段倒角，在轴的两端均为︒⨯452。

8.6 校核轴强度
作轴的强度计算简图如图8-2：
图8-2 轴的计算简图
轴垂直面内所受支反力：
N L L L F R V 759450200200
24662
11
1=+⨯=+⨯=；
N R F v 17077592466R 1v2=-=-=。

作弯矩图：轴上BCD 三点的弯矩
0==DV BV M M ；
m m 15180020075911⋅=⨯=⨯=N L R M V CV 。

作扭矩图:
2
2
C B 9550000T T n p == (8-1)
将参数代入式8-1得：
9665
.39550000⨯=B T ；
mm N T B ·363099=。

当量弯矩图:
B 点：m m 214228N 3630990.59aT ⋅=⨯==BCa M ；
C 点：mm 310666N 271053151800)(2222
cca ⋅=+=+=aT M M CV ；
D 点：0=d c a M 。

8.7 校核轴的强度
只校核轴上承受最大当量弯矩的强度：
MPa W M 06.9701.03106663cca ca =⨯==
σ 查表，对于a 600MP B =σa 的碳钢，
承受对称循环应力时的需用应力
[]a 9.06a 55MP MP ≥=σ，故安全。

第9章 轴承端盖设计
9.1 材料的选取
材料选用150HT 。

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.
9.2 凸缘式轴承端盖各尺寸计算
mm d D D 150125.21205.20=⨯+=+=；
m m 105110)1510(120)1510(1--=---=---=D D ；
取120m m 1=D ；
180m m 122.5150d 5.202=⨯+=+=D D 。

错误！未找到引用源。

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图9-1 轴承端盖
第10章联轴器的选用
想到榨汁机的工作的情况是旋转轴有轴向位移。

而十字滑块联轴器在工作过程中，当联接的两轴有径向位移时，榫可在凹槽中滑动以补偿两轴间的位移。

所以说选择十字滑块联轴器。

如图所示：十字滑块联轴器由两个端面开有凹槽的半联轴器和一个两面都有榫的中间圆盘所组成，中间圆盘两面的榫位于互相垂直的两个直径方向上，分别嵌入两半联轴器的凹槽中。

由于十字滑块联轴器的径向尺寸小，主要用于轴线间相对径向位移较大，传递转矩大，无冲击，低速传动的两轴连接十字滑块联轴器不如齿轮联轴器可靠，因此适用较少，但它有结构简单，加工方便的优点。

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。

第11章筛筒设计
筛筒是做为出汁的，故其上有很多筛孔,榨出来的果蔬汁就是从其流出来的。

所以说筛孔的设计很重要,其主要参数包括:筛孔的大小和分布密度。

为了保证榨出的果蔬汁能够从中很好的流出,筛筒筛孔的孔隙率越大就越好。

又由于在流出果蔬汁的同时，筛筒还要承受旋转轴承的一大部分的巨大压力,所以孔隙率要适中。

筛筒刚度好时,选大些;筛筒刚度差时,选小些。

筛孔直径的选择:我们都知道，孔越大，越容易从中流出果蔬汁，但也可能会使果蔬残渣也流出，所以说，加工物料的单个粒径大时,筛孔直径选择也要相应大些;相反,若筛孔越小，则越不利于果蔬汁的流出，也容易对其造成堵塞，不利于榨汁，所以说，加工物料的粒径小时,筛孔直径选择也要相应小些。

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。

结论
果蔬榨汁机总体虽不是一个特别复杂的机器，但在设计过程中考虑的因素有很多，在我的努力之下，初步完成了果蔬榨汁机的整体方案。

本设计主要得出以下结论:
1.提出果蔬榨汁机的总体设计方案；
2.对果蔬榨汁机的螺杆进行计算，并对螺杆上的刀具进行总体设计；
3.对螺杆进行强度和刚度的分析；
4.设计螺旋果蔬榨汁机的其它部件的尺寸大小以及装配要求；
5.绘制完成果蔬榨汁机总体装配图。

总之本文的创新之处在于将螺杆进行变径设计，因为大部分的榨汁机的主导零件就是螺杆或刀具，所以建议之后对榨汁机的研究最好集中在这两个部分。

在得出一些结论的同时，也存在一些不完善之处，这次的毕业设计没有针对榨汁完成后所剩下的果蔬渣的一些处理以及出料渣部位的残渣清理程度。

我认为，在当前的设计基础上，之后可以在以下两个方面继续研究设计，对整体的果蔬榨汁机进一步完善。

1.对榨汁完成后的榨汁残渣的处理，比如：可以对出来的残渣进行压缩制饼。

2.对过滤部分的加强，避免出现大的残渣。

谢辞
随着论文的结束，毕业也即将到来。

在此，向我的指导老师梁莉致以衷心的感谢和崇高的敬意！梁老师待人亲切，对论文的要求较严，能作为我的指导老师，感到很好。

也很感谢老师一直以来的指导，梁老师对我们的论文总是亲自过一遍，对我们的图纸也是看过之后再给我们指点一些不对的地方，希望我们在答辩之前及时的改正，所以要再次谢谢老师。

当然，在论文的完成中也少不了一些同学的帮助，总是在一些困惑的地方能够给予我讲解，在不懂的地方也时常在一起讨论，在此表示由衷的感谢！
参考文献
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