畢業(yè)設計（論文）螺旋式連續(xù)榨汁機的設計（含全套CAD圖紙）

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1、 全套CAD圖紙，聯(lián)系qq 695132052 螺旋式連續(xù)榨汁機的設計 學 生：周鵬 指導老師：鄧春香 高英武 (湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院，長沙 410128) 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 OfTheSpiralCon

2、tinuousJuicer Author：ZhouPeng Tutor：DengChunxiang ；GaoYingwu (Oriental Science ＆Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128) Abstract: The spiral continuous juicer isolates the solid and liquid components from the fruit, and then squeezes the juice by the method of compr

3、essing 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

4、 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 1 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

5、，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

6、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)

7、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

8、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

9、,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。 1 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 Spiralcontinuousjuicerstructure diagram 5.2 工作原理

10、 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

11、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。 圖2 螺旋軸 Fig.2 screw axis 5.4 螺桿螺旋直徑和螺距的設計 螺桿螺旋結構簡圖如圖3[2]。

12、 圖3 螺桿螺旋結構簡圖 Fig.3 Screwspiralstructuredesign 5.4.1 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 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 螺旋式連續(xù)榨汁機的生產(chǎn)能力公式如下： G=3600FvρΦ　(kg/h) （1） 式中:

13、：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)； ρ—物料容積密度，本設計取ρ=400kg/m； Φ—充填系數(shù),本設計取Φ=0.2。 將參數(shù)代入得： 1000=3600F1.084000.2 解得：F≈0.0321(m) 根據(jù)螺桿螺旋送料的斷面面積計算公式： F= （2） 式中：d—螺桿螺旋送料的斷面大徑(m)； d—螺桿螺旋送料的斷面小徑(m)；本設

14、計根據(jù)強度計算得d=0.09m； 將有關數(shù)據(jù)代入得，則可求得： d≈0.2213m 取螺桿螺旋送料的斷面大徑d=0.24 m。 5.5 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： P= (1+2+3+…+Z)（W） （3） =0.0321 =2891.5W 式中：——相鄰螺距大小之差，m； 設使物料移動所消耗的功率為P： P=mv= (W)

15、 （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) v= （5） 所以： P==(W) （6） = =60.5w 則消耗的功率為： P= (W)

16、 （7） = =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]： 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。 ?。?.96、＝0.99、＝0.97、＝0.97、＝0.98、則： ＝0.960.990.970.970.98 ＝0.81 6 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)

17、 （8） = =3657.1w 6.2 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

18、 MotorTechnical 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 4 2 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，滿載轉速=1440r／min，總傳動比適中，傳動裝置結構較緊湊[7]。 所選電動機的

19、主要外形尺寸和安裝尺寸如圖4和下表2所示： 圖4 電動機結構簡圖 Fig.4 Motorstructure diagram 表2 電動機的主要尺寸 Tab.2 Themain dimensionsofthemotor 中心高H 外形尺寸L(AC/2+AD)HD 底腳安裝 AB 地腳螺栓\空直徑K 軸伸尺寸 DE 裝鍵部位 尺寸FGD 112 400305265 180140 12 2860 836 7 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比為： i== 計算出總傳動比后，應合理地

20、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 ===514.3 =128.6 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汁機螺旋軸的轉速，單位為；為電動機

21、至減速器輸入軸的傳動比；為減速器的傳動比。 8.2 各軸的輸入功率 = （9） =40.96 =3.84kW = =3.840.95 =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、減速器輸入軸與榨汁機螺旋軸間的傳動效率[9]。 8.3 各軸轉矩 = （10） =26.52.80.96 =71.3 Nm

22、 = =71.340.95 =271.0 Nm 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Nm；為電動機鈾的輸出轉矩，單位為Nm。 的計算公式為： =9550 （11） =9550 =26.5 Nm 表3 傳動裝置的運動和動力參數(shù) Tab,3 Kinematic and dynamicparametersofthegear 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/kW 4 3.8

23、4 3.65 輸入轉矩 T/( Nm) 26.5 71.3 271.0 傳動比i 2.8 4 效率 0.96 0.95 9 設計V帶 9.1確定計算功率 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 ——工作情況系數(shù) 取=1.2。 9.2 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。 9.3 確定帶輪基準直徑和 9.3.1 初選主動輪的基準直徑 根據(jù)所選V帶型號參考[3]，選取，選。

24、 9.3.2 驗算帶的速度V （12） 9.3.3 計算從動輪直徑 9.4 確定傳動的中心距a和帶長 初定中心距，由 即： 即：，取500mm。 計算基準帶長： （13） 選取帶的基準長度，查表[3]得： 計算實際中心距，由公式： 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： 9.5 驗算主動輪的包角 根據(jù)公式及對包角的要求，應保證： 9.6 確定V帶的根數(shù)Z 根，

25、 （14） 取Z=3根。 式中： ——在包角=180度，特定長度，工作平穩(wěn)情況下，單根普通帶的許用功率值； ——考慮包角不同時的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù)； ——考慮帶的長度不同的影響系數(shù)，簡稱長度系數(shù)。 查得：=1.37 =0.93 =0.96 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。 計算公式為：； 式中：——單根普通V帶所能傳遞的轉矩的修正值； ——主動輪的轉速。 9.7 確定帶的初拉力 單根V帶的初拉力由下式確定： （15） 9.8 求帶傳動作用在軸上的壓力 式中：Z

26、——帶的根數(shù)； ——單跟帶的初拉力； ——主動輪上的包角。 9.9 V帶設計計算 表4 V帶設計計算列表： Tab.4 V-beltdesign calculationslist 設計計算項目 結果 說明 工作情況系數(shù)k 1.2 計算功率P 4.8 小帶輪直徑D 100mm 可選比表中大的值 大帶輪直徑D 280mm 驗算V帶的速度V 5.23m/s 初定中心距a 500mm 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 1613.15mm 選V帶的基準長度L 1633

27、mm 定V帶公稱長度L 1600mm 定中心距a 510mm 包角 158 〉120，合適 包角系數(shù)k 0.93 長度系數(shù)k 0.96 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 0.995 單根V帶功率增量P 0.12kw 單根V帶傳遞扭矩的修正值T 1.2 V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 111N 軸上的壓力Q 1090N 10 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

28、。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<(2.5-3)d(為軸的直徑)，所以小帶輪采用實心式；對于大帶輪，因D<300mm，故大帶輪采用腹板式[11]。 10.3 帶輪尺寸設計計算 小帶輪的軸孔直徑，小帶輪（如圖5）與電動機相連，故d=28mm。 =(1.8—2)d=(1.8—2)，取50mm。 （16） 小帶輪的寬度及直徑計算： B=(z—1)t+2s=mm （17） D=D+2f=100+23.5=107 mm L

29、=(1.5-2)d=(1.5, 取56 mm。 圖5 小帶輪示圖 Fig.5 Small pulley 大帶輪的軸孔直徑，大帶輪（如圖6）與減速器相連其軸孔直徑與NGW-41型減速器輸入軸直徑一致，故d=50 mm。 =(1.8—2)d=(1.8—2)，取90mm。 大帶輪的寬度：B=52 mm D=D+2f=280+23.5=287 mm （18） L=56 mm C=20 mm 圖6 大帶輪 Fig,6 La

30、rgepulley 11 聯(lián)軸器的選用 考慮榨汁機的工作環(huán)境和工作情況，主要是旋轉軸有軸向位移[6]?？梢剖铰?lián)鈾器允許兩軸有一定的安裝誤差，它對兩軸間的偏移有一定的補償能力。所以選具有對兩軸間的偏移有一定的補償能力的可移式聯(lián)鈾器——十字滑塊聯(lián)軸器。 如圖所示：十字滑塊聯(lián)軸器由兩個半聯(lián)軸器0與十字滑塊圖8組成。十字滑塊2兩側互相垂直的凸攜分別與兩個十兩聯(lián)軸器的凹槽組成移動副。聯(lián)軸器工作時，十字滑塊隨兩軸轉動，同時又相對于兩軸移動以補償兩軸的徑向位移。這種聯(lián)軸器允許的徑向偏量較大(y＜0.04d,d為軸的直徑)。允許有不大的角度位移和軸向位移。由于十字滑塊偏心回轉會產(chǎn)生離心力，不用于高

31、速場合。為了減少十字滑塊相對移動時的磨損及提高傳動效率，需要定期進行潤滑[12]。 圖7 十字滑塊聯(lián)軸器 Fig.7 Oldham Coupling 12 螺旋軸的設計 12.1 材料的選取 螺旋桿是螺旋榨汁機的主要工作部件，采用不銹鋼材料鑄造后精加工制成[13]。 12.2 擬訂軸上零件的裝配方案 螺旋桿的外型如圖8所示： 圖8 螺旋軸 Fig.8 Screw axis 12.3 初步確定軸的最小直徑 按扭轉強度來初步確定： （19

32、） 軸的材料查表選用調(diào)質處理的45鋼，=650M，由查表取A=110，于是的： =110 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的軸的直徑，為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，即，滿足強度要求。故選擇軸孔直徑為50mm的聯(lián)軸器，根據(jù)傳動類型，選用了十字滑塊聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長100mm。 12.4 根據(jù)軸上定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， 軸段右側設定位軸肩[14]，該軸段直徑為62mm; 左段用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=65mm。因半聯(lián)軸器長L=100mm，而半聯(lián)軸器與軸配合部的長度L=80mm,現(xiàn)取L12=80mm。 初步選擇滾動軸

33、承。由于設計的是螺旋壓榨機，所設計的是螺旋軸，軸承同時受有徑向力和軸向力，又根據(jù)d23=62mm,初步選擇單列圓錐滾子軸承30213，其尺寸為，故d34=d89=65mm，L34=L89=36mm。 為了右段滾動軸承的軸向定位，需將L56段直徑放大以構成軸肩。有手冊上查得，對30213軸承，它的定位軸肩高度最小為6mm，現(xiàn)取d56=78mm（即定位軸肩高度為6.5mm）。 軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆既便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為30mm，故取L23=50mm。 取安裝螺旋片的軸段的直徑為L56=90mm，長度為320mm，為進一步

34、增大壓力，提高出汁率，設計L67為錐形軸，取為L67=300mm，大段直徑為d=189mm[15]。 12.5 軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸軸向定位采用平鍵聯(lián)接。按由手冊查得平鍵 bh=1610(GB1095—79),鍵槽用鍵槽銑刀加工，長55mm，配合選為H7/k6，滾動軸承與軸的軸向定位是借用配合來保證的，此處選H7/m6[16]。 12.6 定圓角半徑值 軸肩處的圓角半徑的值r=1.5mm，軸段倒角，在軸的兩端均為[17]。 12.7 按彎扭合成條件校核軸的強度 12.7.1 軸的計算 R F R T F R R

35、 M aT Mcca 圖9 軸的計算簡圖 Fig,9 Axisof thecalculationdiagram 12.7.2 求軸上所受作用力的大小 12.7.3 軸垂直面內(nèi)所受支反力 R=N （20） R=F- R=2466-759=1707N 12.7.4 作彎矩圖 軸上BCD三點的彎矩[1] M=M=0 （21） M= R=759200=151

36、800Nmm 12.7.5 作扭矩圖 T9550000 =9550000 =271053Nmm 12.7.6 作當量彎矩圖 B點：M=aT （22） =0.59271053 =159921Nmm C點：M= =310666Nmm D點：M=0 12.8 校核軸的強度 只校核軸上承受最大當量彎矩的強度由[18]： （23） 查表，對于=600MPa的碳鋼，承受對稱循環(huán)應力時的需用應力[

37、]=55MPa>=9.06MPa，故安全。 13 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

38、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

39、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。 14.2 凸緣式軸承端蓋各尺寸計算 D0=D+2.5d=120+2.512=150mm D1=D-(10-15)=120-(10-15)=105-110mm，取D1=110mm。 D2=D0+2.5d=150+2.512=180mm e=1.2d=12.5mm m>e=12.5mm，取m=28.5mm。

40、 圖11軸承端蓋 Fig,11 Bearing cover 15 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

41、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

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45、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 24