毕业设计（论文）螺旋果汁压榨机的设计

本科毕业设计(论文) 题目：螺旋果汁压榨机的设计教学单位: 机械工程学院 专业:机械设计制造及其自动化学号: 姓名: 指导教师: 2015年4月西京学院本科毕业设计（论文）摘要螺旋式压榨机在当下是油汁提取，水渣分离的主要机械。当代的提取方法中，大多是采用对提取物先预先粗压榨，再浸出的方法来提取汁液或者液态油。因而，在预先压榨中使用的就是螺旋式压榨机，所以螺旋式压榨机在提取类工业中有不可撼动的地位。压榨机的工作部分是螺旋叶片轴以及压榨外腔组成，提取物由叶轴和外腔中的空隙，即压榨膛，收到挤压从而提取。因此螺旋叶片轴和压榨外腔是压榨机的“核心部分”，其结构决定着压榨机的性能。本篇论文通过整理压榨机相关资料，对比各种压榨机结构，再选择，设计压榨机。其中螺旋叶片轴的设计是本文重点，由压榨物和加工数目参数为依据，计算出螺旋叶片轴参数。设计采用二级减速传动，机械运行更加平稳。由压榨机扭矩，功率计算，选定电动机。并且对设计中的重要零件强度校验，保证压榨机工作能力。关键词：压榨机 螺旋叶片轴 工作量 强度AbstractScrew type pressin the momentis the oiljuiceextraction,the mainmechanical waterslagseparation.Method for extractingthe contemporary,mostlyusedtoextractthe priorcoarsecrushing,methodtoextract the juiceor oilleaching.Therefore,in the prepressis used inscrew type press,so the spiralpressin the extraction ofindustrialhascan not shake the position.The working partpressis thespiral blade shaftandpressoutercavity,extractby the voidrachisandthe external cavity,namelycrushingchamber,squeezedto extract.So thespiral blade shaftand pressthe external cavityispresscorepart,its structuredetermines the performanceof the press.This articlethrough finishingpressrelated data,comparison of variouspressstructure,choose again,pressmachine.Thedesign ofhelicalblade shaftis the emphasis of this paper,the number ofobjectsbypressingand machining parametersas the basis,calculate thespiral blade shaftparameters.The designadopts twostage speed reducing drive,machinerun more smoothly.Bypresstorque,power calculation,selection of motor.And theimportantpartsin the design ofstrengthchecking,ensure thepressworking ability.Key word:Pressmachinespiralshaftintensityworkload目录第1章绪论1第2章螺旋果汁压榨机的组成和工作原理22.1 螺旋果汁压榨机的组成设备22.2 螺旋果汁压榨机运作的原理2第3章螺旋果汁压榨机的设计43.1 准备阶段43.2 设计方案43.3 结构设计43.4 螺旋果汁压榨机系统设计53.4.1 电动机的选择53.4.2 减速箱的设计63.4.3 进料装置的结构243.5 结构重点253.5.1 螺旋叶片轴的设计253.5.2 压榨腔的设计273.6 辅助装置设计283.6.1 调节装置设计283.6.2 支架结构的设计29第4章螺旋果汁压榨机系统的组装314.1 螺旋果汁压榨机的组装314.2 螺旋压榨系统的组装31第5章螺旋果汁压榨机的使用说明325.1 螺旋果汁压榨机的开关325.2 螺旋果汁压榨机的使用325.3 螺旋果汁压榨机的调节325.4 螺旋果汁压榨机的保养325.5 螺旋果汁压榨机的卫生标准32第6章结论34参考文献35IV第1章绪论压榨机种类繁多，结构各异，虽然在功能上大体相同但对处理不同压榨物时，会有细微的结构差异。果汁是当代人喜爱的健康饮料，在我国果汁的榨取、提炼历史悠久。在果汁制作过程中，新鲜水果需要经过切块、压榨、浸取、提纯多道工序才能制作成果汁。其中压榨过程所使用的压榨机就是本文的设计重点。用于水果榨汁的压榨机历史上试用过很多不同结构不同类型的，早在夏朝（公元前2000年）酿酒就产生了水果压榨设备重型石臼，一种简易的石制单向重力压榨设备。这种设备体积大，操作简易但费力，精度低，耐久度高。随着时代的进步，压榨设备也随之进步，压榨果汁的设备变为木制，依靠重力改为人力（家畜），单向压榨也转变成往复压榨。木制往复压榨设备的制作成本低，操作成本低，但是工作量和耐久度也很低，但因其亲民的价格，在历史舞台上矗立良久。其后结合两种材料的特性，加工部分使用石制，其余部分使用木制，利用螺旋压力产生了新的压榨设备。结构类似石磨，原理类似绞肉机的螺旋压榨设备产生了。但是掌握这种设备制作的工匠不多，当时西方流水线加工模式尚未流入我国。所以这种早期的螺旋压榨设备并没有得到广泛使用。随着不锈钢的发明（1900年左右），摆脱了传统金属在压榨过程中易生锈，成本高，易改变果汁性质的难题。现代至当代的加工工艺产生了翻天覆地的变化。当下比较常见的压榨设备有静态单向电磁压榨机，缺点有其压榨力有限，制作成本高，使用成本高，噪音小，优点是损耗小，不易卡壳，工作效率高。以及液压往复压榨机，加工成本适中，缺点是液压设备复杂，优点是加工效率较高，压力大。本论文最终选择设计改进螺旋式压榨机，其优点是制作成本低，工作效率高，要求功率低，损耗率适中，缺点是噪音大，且易卡壳，但依旧适合在工业化生产中使用。第2章螺旋果汁压榨机的组成和工作原理2.1 螺旋果汁压榨机的组成设备螺旋果汁压榨机的组成设备有电动机、齿轮减速箱、漏斗入料器、压榨腔体、螺旋叶片轴以及机架组成。图2.1 螺旋果汁压榨机结构示意图1、电动机 2、齿轮减速箱 3、压榨腔体 4、入料器 5、螺旋压榨轴 6、机架2.2 螺旋果汁压榨机运作的原理螺旋果汁压榨机在压榨过程中，压料从进料口进入，然后到达压榨腔内。利用螺旋叶片轴叶片间螺距由大到小，亦或螺旋轴由细到粗。压料随着螺旋轴被螺旋推进，压榨腔内的容积慢慢缩小，压力因而增压，从而使压榨物被压缩，汁液被分离出来。工作过程是先把压榨料放入进料口，螺旋叶片轴旋转推进，压榨物被送至压榨腔内。因为螺旋压榨轴的旋转运动，压榨料在压榨腔内相互摩擦，并且与压榨腔壁、螺旋轴叶片互相摩擦，温度逐渐上升。再因为压榨腔内体积越来越小，压力逐渐上升，因而挤压出压榨物中的汁液。汁液从压榨腔下端流向过滤网，液态部分从过滤网中流出，经导流至集液箱。压榨渣从出料口排除，自然下落至集渣箱。图2.2 果汁生产流程图压榨物在进行压榨前需要进行系统化的预处理，此处以苹果为例：苹果挑选清洗切碎去核软化压榨预处理减小了压榨物的体积，有效的减小空隙从而提高生产效率。并且一定程度上去除杂质，降低硬度，从而减少卡壳率。而且组织处理后更易于提取出汁液，提高生产效率，减小机械损耗。第3章螺旋果汁压榨机的设计3.1 准备阶段根据生产或者生活中的需求，提出设计新的机械或者在原有机械上进行设计改动，设计计划阶段是必不可少的准备阶段，在此要对设计整体有大体的认识。在接受所选课题后，我对压榨设备做了基本的了解，系统的对比了各种压榨机得出螺旋果汁压榨机最适合设计课题要求的结论。并且设计的目的是改进现有的螺旋式压榨机，适应中批量生产，提高生产效率。通过搜集资料了解到螺旋果汁压榨机有以下优点：1、 螺旋果汁压榨机适用物料范围广。2、 螺旋果汁压榨机基本忽视了物料“摩擦”的依赖，避免因摩擦力不同引起的压榨效果不均匀。3、 螺旋果汁压榨机可以多台串联，分部进行粗压，二次压榨，精压。4、 结构简单、低速传动、扭力高、噪音适中、摩擦较小、维护费用低。5、 压榨水分比大约在70%6、 压榨机操作简单，人员技术成本较低。3.2 设计方案螺旋果汁压榨机与其他压榨设备的主要区别是体现在螺旋叶片轴上，本设计采用两段式（运料-压榨）的螺旋轴设计，其结构简单尽量减小错误。压榨力和生产效率稳定，操作简便，对于中等规模生产来说是不二选择。主题结构选择卧式压榨机，尽量避免在压榨过程中重力对计算的干扰，并且工作稳定不易卡壳，外腔工艺要求相对较低。传动结构选择二级减速，在保证压榨力的基础上尽量减小压榨叶片轴速度，保证压榨质量和稳定性。3.3 结构设计螺旋果汁压榨机主体结构的选择：1、 选择卧式压榨机，压榨物间压力影响较小，强度计算方便，降低设计成本。2、 选用单个螺旋，相对双螺旋和多螺旋结构结构简单，成本低廉，不易卡壳。3、 选择外壳单一导向排液，相对螺旋叶排液收集桶面积更小。4、 选用单螺旋线叶片轴。相对双螺旋线结构螺旋升角更大，防止自锁。5、 使用两段螺旋叶片，二次压榨更加充分。6、 压榨机外腔采用整体圆通表面开孔。3.4 螺旋果汁压榨机系统设计3.4.1 电动机的选择按计算要求及工作条件选用Y 系列三相交流异步电动机，电压为380/220伏，Y系列电动机为一般用途的全闭自扇冷式电动机适用于无高端需求各类型机械，例如车床，铣床，运输机和农用机械以及食品加工设备等等。工作机功率为：Pd=Pw/=7.5Kw查询机械手册电子版得下表：表3.1 电动机参数表额定电压：380V额定功率：5.5W电极数目：6极产品类型：三相异步电动机应用范围：机械设备额定转速：960转/每秒产品型号：Y132M2-6由此选定电动机Y132M2-6型传动系统总效率：=滚子轴承的效率为：；闭式直齿圆柱齿轮的传动效率为：；传动滚筒的效率为：；计算总的传递效率为：由任务书已知Pd=7.5KWPd=Pw/，Pw=6.373.4.2 减速箱的设减速箱分为减速箱盖、箱体、圆柱齿轮、齿轮轴、卷筒轴、传动轴、轴承、皮带轮以及密封圈、垫片、仿真底座等辅助零件。本设计采用二级齿轮减速，考虑体积要求较小，所以采用传动比较高i1=1.5*i2,因为传递功率较小，旋转速度较低，查询材料表，选取40Cr制作齿轮，经过调至处理和表面淬火。齿轮精度七级。图3.1 减速器结构示意图0、电动机 1、齿轮 2、齿轮轴 3、大齿轮 4、联轴器3.4.2.1 基本要求工作条件：传送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，空载启动，每天两班制，一年三百工作日，使用八年动力来源：电力，三项交流电，电压380/220V传动装置总传动比：（此处及以下转速均采用要求最大转速960r/min）分配到各级传动比为：设计按照齿面接触疲劳强度计算，再按照齿根弯曲疲劳强度校核。其中各轴旋转速度：转动力矩：P1=Pd2=4.09kwP2=P123=3.90kwP3=P223=3.70kw输入转矩：电机：Td=9549Pd/nm=39.54 NmT1=Td1=39.14NmT2=T112iI=140.77 NmT3=T223i2=350.59Nm输出转矩：T卷=Td221=326.68表3.2 减速器各级传动表轴号传动比效率电动机4.1439.549609.600.99I轴4.0939.149603.670.95II轴3.90140.772602.620.95III轴3.70350.5910010.97卷筒轴3.52326.681003.4.2.2 高速级齿轮的设计计算（1）齿轮材料及热处理考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线齿轮大小齿轮材料为40Cr。齿面渗碳淬火，齿面硬度为4855HRC；（2）选择精度等级及齿数选择7级，齿根喷丸强化。设计的齿轮之间传动主尺寸，因硬齿面传动，有一定的齿面抗点蚀力，所以按齿根弯曲的疲劳强度进行设计，然后校核持面接触疲劳强度。取Z1=21，Z2=3.67*21=77（3）按齿面接触强度设计用公式取参数：取K=1.3 ；转矩T1=95.5*105P1/n=95.5*105*4.09/960=40687；选取宽度d=1；查表得弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2查表得疲劳极限 =600MPa 小齿轮 =550MPa计算应力循环次数N1=60n1jlh=60*960*1*2*8*8*300=22.11*108N2=60n2jlh=60*960*1*2*8*8*300/2.62=8.44*108取疲劳寿命洗漱KHM=0.92KHN2=0.93取失效概率为1% 安全系数S=1 1=KHN1/s0.92*600MPa=552MPa2=KHN2/s0.93*550MPa=511.5MPa取小值大齿轮的分度圆带入数值圆周运行速度模数齿高载荷系数条件系数，依，7级精度，查动系数；查；查。所以载荷系数依照实际载荷系数校验所得的分度圆的直径依据齿根的弯曲疲劳强度进行设计（4）查表1）载荷的系数2）纵向的重合度，查螺旋角影响系数3）当量齿数4）查表齿形系数查得；5）取应力校正系数查得；6）小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限7）计算弯曲疲劳寿命系数，8）计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式1(1012)得9）设计大小齿轮的大齿轮数值的设计因为接触疲劳强度模数m大于因齿根弯曲疲劳强度模数。取满足弯曲疲劳强度。一并满足接触疲劳强度因依据接触疲劳强度算得的分度圆直径设计齿数。取25取92（5）几何尺寸设计1.中心距中心距圆整为119毫米。2.圆整后中心距螺旋角因为值改变很小随意不必修正。3.设计两齿轮分度圆直径4.设计齿轮宽度进行圆整取参数如下表3.3 高速齿轮参数表齿轮模数齿数Z压力角螺旋角分度圆直径d小齿轮2.5252014.351大齿轮2.5922014.3118中心距a=1143.4.2.3 低速级齿轮的设计计算1选用直齿圆柱渐开线齿轮2工艺精度的选择压榨机为常规工作机器，速度中等，因此使用直齿圆柱齿轮，齿轮等级精度7。3材料及热处理：小齿轮：40Cr，齿面条之后淬火，齿面硬度5862HRC,（受载荷较大频率较大）大齿轮：40Cr，调质后淬火，齿面硬度4050HRC4齿数：小齿轮Z1=20 大齿轮Z2=i2Z1=2.62*20=53（取整）5齿面疲劳强度计算6几何尺寸计算：（1）参数：Kt=1.3T1=95.5*105*4.05/260=14.87*104Nmmd=1ZE=189.8MPa1/2，ZH=2.45=1.49=0.94，=0.96（2）计算小齿轮分度圆的直径，依据公式：设计圆周速度：设计齿宽b模数设计纵向重合设计载荷系数条件系数，依据，7级精度，运动载荷系数查查查；查。因此载荷系数依据载荷系数校正计算分度圆的直径，设计模数依据齿根弯曲疲劳强度设计设计载荷系数设计齿形系数查；设计应力校正系数查；设计小齿轮弯曲疲劳的强度极限；大齿轮弯曲的疲劳极限设计弯曲的疲劳寿命，设计弯曲许用的应力设计弯曲的疲劳安全系数S=1.4得设计两齿轮的结论：大齿轮的更大几何尺寸设计设计中心距取整数78依据圆整后中心距修螺旋角因为值改变很小所以参数不修正设计两齿轮分度圆的直径设计齿轮的宽度表3.4 低速级齿轮参数表齿轮模数齿数Z压力角螺旋角分度圆直径d小齿轮3.9202013.241.08大齿轮3.9532013.2108.86中心距a=783.4.2.4 轴的设计计算考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸S，S=10mm考虑齿轮与相邻内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸K，K=10MM初取轴承宽分别为n1=20mm,n2=22mm,n3=22mm中间轴的设计图3.2 中间轴=3236.78轴的材料使用45号钢，调质处理。查表确定A0=112从左向右依次分为段取段轴的直径为d=30mm初选轴承，查表选7008c型轴承，其内径d=30mm外径D=48mm宽度B=5处轴间的高度h=（0.070.1）d1=1.42mm因为轴肩几乎不受轴向力，故取h=2mm此处轴的直径d2=34有因为此处齿轮配合，其长度略小于尺宽，取l2=45齿轮的定位轴肩高度h=（0.070.1）d2=1.542.21mm但因为它承受轴向力，故取h=2mm 即d3=24+1*2*2=28而此处长度l3=5h=5*2=10处也与齿轮配合，其直径与处相等，即d4=d2=34长度略小于齿轮宽度，取l4=52，段和段轴长l1=B+C+k+2.5(l齿宽-l2)+1=31.5l5=B+C+k+(l齿宽-l4)+1=29综上所述，中间轴各段长度和直径确定：表3.5 中间轴参数表轴段号长度3148104829直径3034383430输入轴的设计图3.3 输入轴轴的材料使用45号钢，调至处理，查表A0=112domin=A0键槽轴径增大5%7%，取dmin=20mm选择输入轴的联轴器计算联轴器的转矩TcaTca=kA*T 查表kA=1.3Tca=kAT=1.3*40.36=52.468Nm选择弹性柱销联轴器，按照TTca=52.468Nmn960r/min,GB、T5014-1995,选用HLZ型弹性联轴器T=3.5Nm n=5600r/min与轴配合毂空长度L1=38mm半联轴器孔径d2=22mm确定轴的最小直径d1=dmin，取dmin=20mm确定轴的各段尺寸段轴的长度以及直径应略小于L1取l1=36,d1=20mm段轴的尺寸，处轴肩高度h=（0.070.1）d1=1.331.9取h=1.9mm 则d2=d1+2h=19+2*1.9=23为方便拆卸，取l2=45段，该处安装轴承，故轴承的直径与轴承配合，查表，适用70062型轴承，其内径d=25外径D=45宽度B=20段轴的尺寸，该处轴的直径应略大于处，直径可取d4=30，l4=60+8-2.5+10.5+5=81段尺寸为齿轮轴，故l5=50,d5=40段轴的尺寸可知l6=k+c=10+10=20，d6=d4=30段轴的长度d7=d3=25，l7=20+1=21表3.6 中间轴参数表轴段长度36452081602021直径202225/4530403025输出轴的设计图3.4 输出轴轴的材料选用45号钢，调至处理计算轴的最小直径dmin=A0查表确定A0=112，dmin=112 =37.425单键槽轴应该增大5%7% 即39.29540.048 取值dmin=40mm选择输出轴的联轴器1计算联轴器的转矩Tca=kAT查表确定工况系数kA=1.3Tca=1.3*350.6=455.78Nm选择弹性柱销联轴器，按TTca=455.78Nm 查标准GB75014-1995 适用HL5型弹性联轴器T=2000Nm，n=2500r/min半联轴器长l=96mm轴承陪毂孔长度l1=72mm半联轴器孔径d2=55mm确定轴的最小直径d1=dmind0min,取dmin=40mm确定各轴段尺寸段轴的长度以及直径l1应该略小于L1，取值l1=65mm，d1=40mm。段轴的尺寸处轴肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*2840mm取h=2mm d2=d1+2h=40+2*3=46mm为便于轴承端盖的拆装，取l2=55mm段轴的尺寸，该处安装轴承，轴的直径应与轴承配合，查表，选7073c型轴承，其内径d=50mm 外径D=95mm 宽度25mmd3=50mm,l3=25mm段轴承尺寸该处轴肩高度h=（0.070.1）d3=3.55.0mm 取5.0mm 取d4=57mml4=35+3+5=45mm段轴的尺寸：D5=d1=42mm,l7=35mm表3.7 输出轴参数表轴段长度6555604535直径4046505742各轴受力情况如图图3.5 轴的载荷（扭矩）分析图3.4.2.5轴承的选择轴承的选择轴系各部件包括传动部分，轴和轴承的组合输入轴轴承轴承类型的选择输入轴承受的载荷为P=579.38N轴承的转速n1=261r/min轴承的预期寿命Ln=8*2*300*8=38400h轴承额定动载荷C=P查表深沟球轴承(GB/T276-1994)应使用轴承代号6207轴承输出轴的轴承轴承类型的选择输入轴承受的载荷适中，且仅受径向载荷，故选择深沟球轴承轴承承受的径向载荷P3=1160.3N轴承的预计寿命Ln=8*2*300*8=38400h求轴承应有的额定动载荷C=P查表深沟球轴承（GB/T276-1994）应选用轴承代号6202的轴承中间轴的轴承轴承类型的选择中间轴轴承的载荷适中，切只售径向载荷，于是选择深沟球轴承轴承的径向载荷P1=1178.09N,P2=525.61N,n2=261r/min轴承的型号选择求轴承应有的基本额定动载荷C1=P1C2= P2查表得深沟球轴承（GB/T276-1994）应使用轴承代号为6200的轴承3.4.2.6 键连接的选择和计算低速级的校核两键均采用圆头普通平键齿轮连接处的键b*h*l=12*8*60查得许用应力p=100120Mpa取p=110MpaL=l-b80-8=72mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.4mmSp=，小于110Mpa低速级与联轴器连接处键为b*h*l=18*11*50查表得许用应力p=100120Mpal=L-b=50-18=32mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5*11=5.5mmp=合格中间轴键校核：两键采用圆头普通平键与细齿轮连接处键为：b*h*l=6*6*50查表得许用应力p=100120Mpa取其中间值110Mpa键工作长度l=L-b=50-6=44键与轮毂键槽的接触长度k=0.5h=3.0mmp=p=110Mpa合格与宽齿轮联结处键为b*h*l=6*6*56mm查表得许用应力p=100120Mpa 取110Mpa键的工作长度l=L-b=5-6=50键与轮毂键槽的接触长度k=0.5h=3.0mmp=p=110Mpa轴高速轴一联轴器配合的键：B*h*l6*6*32mm查表得许用应力p=100120Mpa键工作长度l=L-b=36-6=26mm键与轮毂键的接触长度k=0.5h=3.0mmp=p=110Mpa合格3.4.3 进料装置的结构进料装置的组成有立轴、齿轮、拨片、轴承支架、机架、漏斗组成。配合传动带完成自动进料，节省劳动力提高生产效率。拨片循环从传送带上将水果送入漏斗，漏斗自转保证水果顺利落入进料口，从而顺利压榨。3.5 结构重点螺旋果汁压榨机的设计中，螺旋叶片轴和压榨腔体是工作部件，因此这两个部件的结构设计是关键所在。在此笔者对这两个部件的设计做重点分析。3.5.1 螺旋叶片轴的设计由设计任务书得：叶片螺距200MM 螺旋直径380mm采用单螺旋结构，相比双螺旋结构比较易使得压榨物与螺旋叶片轴一起旋转。但本设计针对处理过的水果，摩擦系数较小切水分较多，不易与不锈钢叶片摩擦。而且双螺旋结构传动以及原动部分更加复杂，两螺旋叶片轴配合校验复杂，再考虑降低成本的基础上，因此选择单螺旋结构。一般螺旋果汁压榨机叶片倾斜角为20-35，本设计取30。为增强压榨效果，使用两段螺旋结构。压榨时采用两段压榨，当首次压榨结束后，压榨物得到放松，接着再进行第二次压榨。在螺旋叶片轴上，一段空间里没有螺旋叶片，当压榨物进入这个空间后因为没有挤压的螺旋存在压榨物得到放松，再被之后进入这个空间的压榨物继续推进，进入下一个压榨叶片，从而二次压榨。查询螺旋果汁压榨机说明书得知单段螺旋压榨的残余水分率70%，二次压榨的残余水分降低到50%。螺旋叶片轴之间单位长度的容积设计都是均匀变小的，这样在压榨物推进的过程中螺旋叶片轴对压榨物产生的阻力较小，压力更稳定。又因设计任务书中给出要求叶片螺距，因此缩小空间采用改变中心轴粗细的办法，中心轴截面如图。图3.6 轴心界面图预期压缩脱水性为水分残余系数为Q=50%，处理后预备压榨的苹果块水分比W=70%，压榨苹果块的体积为A，压榨后苹果渣的体积为A1，果汁的体积为A2进入压榨腔时苹果块的间隙率S=90%，输出压榨腔时果渣的间隙率S1=98%A=A1+A2A2=A*W*QA1：A=（A-A2）：A=A-A*W*Q：A=65%所以，理想情况下压榨腔空隙面积比为0.65：1考虑间隙因素，S/S1=92%65%*92%=60%1/60%=1.67：1所以压榨腔空间面积比取1.67:1，中心圆台轴的两端面半径分别为R1,R2,面积为S1,S2。图3.7 轴心端面图由任务书可知，叶片螺旋直径L=380mm，则压榨腔圆柱面积为：S=（L/2）2*=25600mm2考虑整体压力的情况下，出料口轴心的面积S2为圆柱腔的一半，S2=S/2=12800mm2入料口S1的面积为：S-S1：S-S2=1.67：125600-S1：25600-12800=1.6725600-S1=1.67*12800=21376S1=4224mm2校核处理量，一直叶片螺旋直径L=380mm，转速为=100r/min，叶片倾角=30。求推进速度VV=Ltan=380*100*0.5=59660mm/min=596dm/min进料口面积SjSj=S-S1=25600-4224=21376mm2=2dm2推进体积MM=V(S-S1)=59660*（25600-4224）=1275292160mm3/min=1257L/min=21L/s苹果块重量取1L为1KG，则处理速度为21KG每秒，符合要求。又由任务书可知外形尺寸要求最大长度3600，即为圆台轴长3500，余留100mm处装置压力调节阀。材料使用不锈钢，在最下工作强度下叶片厚度要求小于三毫米，为节约成本且保证强度因而选用五毫米钢板制作叶片。处理过的苹果长约20-30MM，为充分放松果渣，中间间隙取100mm，位置定于螺旋叶片轴中间点加入空隙，即1700mm-1800mm处。为安装压力调节阀，在末端留100mm无叶片轴，且末端100mm处直径不变。则，螺旋叶片轴参数如下：中心圆台轴粗端截面S2=12800mm2，末尾保留100mm圆柱形。中心圆台轴细段截面S1=4224mm2叶片最大直径L=380mm整体长度K=3500mm叶片倾角30叶片厚度5mm第一段螺旋线长1600mm，第二段螺旋线长1600mm，间隔100mm，起始端100mm无叶片，末端100mm无叶片。3.5.2 压榨腔的设计压榨腔在压榨过程中起到束缚、导流的作用。但在螺旋果汁压榨机中主要压力为叶片轴上的轴向压力，径向压力很小，因为过量选用5mm不锈钢板。为保证密封，压榨腔采用上下腔体焊接制造，由任务书可知内径为380mm。L外=L内+板厚*2=380+5*2=390mm因而求所需不锈钢板面积：长A=3600mm宽B=L=390=1225mm因采用两块钢板焊接，则需要长3600mm宽613mm不锈钢板两块。压榨腔长度K由任务书可知为3600mm。压榨腔下版末端100MM处连接筛板，起始端连接挡板，最末端连接挡板。末端100mm处下方开筛孔，流出果汁。为保证果肉部分不被流出，此处用直径2mm钻小孔，小孔间隙2mm，两端保留20mm，打孔为不锈钢板阶段末端20mm处中间部分60mm*60mm共15*15=225个小孔。压榨腔上版起始端20CM处开进料口，长100mm宽100mm。末端100MM处上端开宽度5mm，长306mm长方形开口，用于安装压力控制阀开关。进料口端挡板外径为380mm，内径为R1的“铜钱”形空心圆版半径r1=R1/2S1/=r124224mm/=r12r1=36.67mmR1=2*r1=73.35mm挡板外径380mm孔径73.35mm厚5mm3.6 辅助装置设计3.6.1 调节装置设计调节装置主要是为了调节出渣的尺寸，从而改变压榨腔内的压力。于位于出料口，其结构简单，操作便捷，机械整体受力可在此调节，但是轴心容易磨损，螺栓连接松脱现象严重。安装时注意固定，切勿超负荷运作，由于装置连接在螺旋叶片轴上，边缘与压榨腔末端相互摩擦，尺寸较大则无法顺利旋转，较小则密封性差，因此工艺等级较高，定七级工艺要求。图3.8 控压阀门由压榨腔的设计结论可知，压榨腔内径380mm，故调节装置外径为380MM。调节装置为两片式阀门，中间用轴承连接。由螺旋压榨轴的设计可知，最大压榨渣排出口径为12800mm2，即压榨腔口面积的一半。调节阀设计为两个直径380mm的半圆，圆心处为直径10mm通孔用于连接轴承。定阀片焊接在压榨腔下板末端100MM处，倾斜45焊接.动阀片右端外圆处有长100mm，宽20mm开关。3.6.2 支架结构的设计支架为各种机械设备必不可少的一部分，支架起到固定、减震、定位设备、安装设备的作用。本设计中的支架为加强强度、降低成本，故选用300*300*5mm的L形钢材焊接而成。由设计任务获知，支架尺寸需小于长3000mm宽1000mm高1000mm。将长、宽、高分别放置于X、Y、Z迪达尔坐标系内，X方向上使用四根钢材，两根置于压榨腔下端，用于加强固定压榨腔并且稳定支架结构。另两根置于接地钢材末端100mm处，加强支架稳定性。Z方向上使用六根长1000mm钢材，分别置于X向钢材起始端、中间、末端。Y方向上公使用三根长800mm钢材，连接与接地钢材末端100mm处。为使得支架与压榨腔更稳定，以压榨腔圆心到支架底座形成三角形。190：x=190+1000-100：800，x=140。故支架连接压榨腔Y方向上点之间的距离为140mm。第4章螺旋果汁压榨机系统的组装4.1 螺旋果汁压榨机的组装螺旋果汁压榨机的零件有：1、螺旋叶片轴2、压榨腔3、压力调节阀4、支架。其中螺旋叶片轴和支架分别为焊接一体零件。安装时先将支架固定与工作地点，然后将压榨腔下腔体固定在支架上。将压榨腔挡板A放于入料口端100mm处固定。再放入螺旋叶片轴，细端插入挡板中心孔深100mm，接触点装置轴承。再放入挡板B与螺旋叶片轴粗端螺旋尽头，连接处装置轴承。再放入压力调节阀于出料口方向螺旋叶片轴末端，定阀片45倾斜固定与下腔体，动阀片开关竖直向上。最后将上腔体盖与下腔体，固定连接。4.2 螺旋压榨系统的组装螺旋果汁压榨机的系统组成有：1、螺旋果汁压榨机2、电动机3、传动箱4、集液箱5、集渣箱6、传动带7、入料装置。安装压榨系统时，一般传动带为流水线固定部分，故以传动带为基准。在传动带末端下方放置入料装置漏斗敞口。在入料装置漏斗收口处防止螺旋果汁压榨机，入料装置收口对应压榨机入料口。压榨机出料口端放置集渣箱。压榨机出液孔下端放置集液箱。压榨机叶片轴主轴连接传动箱输出端，传动箱输入端连接电动机。第5章螺旋果汁压榨机的使用说明5.1 螺旋果汁压榨机的开关本设计中螺旋果汁压榨机机体本身不具备开关功能，所以与之连接的电动机开关，或者电动机所在电路的开关即决定螺旋果汁压榨机的开关。启动、关闭或者操作螺旋果汁压榨机时工作人员需站立于木制绝缘平台以防止触电。5.2 螺旋果汁压榨机的使用首先开机螺旋果汁压榨机电机，确定螺旋果汁压榨机运作。然后开启入料装置，再开启传送带。水果从传送带进入入料装置，再进入螺旋果汁压榨机。片刻后出料端开始排出果汁和果渣。5.3 螺旋果汁压榨机的调节本设计中传动装置、电动机均为固定参数。为调节压榨机腔内压力，可使用压榨腔末端的调节阀门开关，开关拨至左端，腔内压力最小，为最大输出速度，最小压榨率。开关拨至右端腔内压力最大，为最小输出速度，最大压榨率。5.4 螺旋果汁压榨机的保养本设计材料均采用不锈钢，为保证果汁压榨卫生，需在使用完后做清洁处理。如为流水线长期使用则需定期做清洁处理，避免堵塞增压迫使腔体破裂或者主轴损坏。控压阀门即受果肉摩擦力又受腔体内压力为易消耗件，需定期进行校验和更换。5.5 螺旋果汁压榨机的卫生标准在螺旋果汁压榨机的操作过程中，严格执行SSOP（食品加工卫生标准操作程序），指定人员操作、监控、检查，对操作不合格者必须采取措施以纠正。对以上监控过程、检查结果、纠正措施给予记录。加工用水使用公共饮用水，符合国家饮用水标准GB5749-1985。保证供水设备的完整，疏通，除锈。定期对用水进行取样，检测。加工人员进入车间穿戴工作服，包括围裙、手套、发罩。禁止加工人员直接接触加工食品或者加工成品。加工人员需持有健康证，检测人员需持有相关资格证书。进入车间前，操作人员的手、工作服、工具需进行充分杀菌消毒第6章结论本设计在传统螺旋果汁压榨机的基础上进行选择、改进、创新，一定程度上提高了原有螺旋果汁压榨机的生产效率和工作质量，并且极大的降低了成本，适应所需的工作条件。是提高生产效率，增加市场竞争力的实干型设计。在本螺旋果汁压榨机设计中，压榨对象为苹果块，适用于中型果汁生产企业。因此所需零件精度要求较低，唯独压榨轴为压榨的核心零件，因此要求较高。本设计中压榨生产过程不间断，因为不会周期性排出饼状果渣，而是连续排除果渣进入集渣箱。并且采用两级减速箱，在保证性能的前提下尽量缩小机械体积，提高传动比。在压力调节装置上采用创新型阀门，效果显著，结构简单。本文是在张莉老师的悉心指导下逐步形成，从论文选题、开题、资料收集、论文初稿、图纸绘制中，张老师都给予我很大的帮助和支持。张莉老师一次次的讲解、审查，让我为之动容。指导老师严谨认真的办事风格对我产生了极大的影响。此刻，我对指导老师的辛勤付出和认真指导表示以衷心的感谢。以及论文工程中同组同学们对我的帮助和热情也报以真心的感谢。最后，笔者真诚的感谢答辩组的老师们宝贵的时间、严谨的态度、认真的审查。参考文献1濮良贵,纪明刚.机械设计 高等教育出版社,20092刘鸿文.材料力学M.北京：高等教育出版社,20093刘品，徐晓希.机械精度设计与检测基础M，哈尔滨工业大学出版社,20044张景松.流体力学与流体机械之流体机械.徐州:中国矿业大学出版社,20015朱龙根.机械系统设计（第二版），机械工业出版社,20026杨学好.互换性与技术测量 M.西安电子科技大学出版社,20087周明衡. 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