榨汁机的设计

0 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 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 2 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 3 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 1 08m s 0 60 nt 60 05 0 130 螺旋式连续榨汁机的生产能力公式如下 G 3600F v kg h 001 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 0 物料容积密度 本设计取 400kg m 1 1 3 充填系数 本设计取 0 2 将参数代入得 1000 3600 F 1 08 400 0 2 0 解得 F 0 0321 m 0 2 根据螺杆螺旋送料的断面面积计算公式 F 0 4 d 2 1 2 0 d 式中 d 螺杆螺旋送料的断面大径 m 0 d 螺杆螺旋送料的断面小径 m 本设计根据强度计算得 d 0 09m 11 将有关数据代入得 则可求得 d 0 2213m 0 取螺杆螺旋送料的断面大径 d 0 24 m 0 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 4 P 1 2 3 Z W 1 4 d 2 1 2 0 d max 60 p sn 0 0321101083 0 60 005 0 130 6 2891 5W 式中 相邻螺距大小之差 m s Z 螺距数目 物料所受的最大压力 取 0 83MPa max p 螺旋外径 m 0 d 螺旋内径 m 1 d 设使物料移动所消耗的功率为 P 2 P mv W 2 t 1 2 2 2 v t m 式中 m 物料的质量 kg t 物料运动时间 s 而 G 生产能力 t m v 60 ns 所以 P W 2 2 602 1 ns G 7200 22s Gn 7200 05 0 1301000 22 60 5w 则消耗的功率为 P W 21 pp 5 81 0 5 60 5 2891 3657 1w 式中 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 54321 式中 分别为带传动 齿轮传动的轴承 齿轮传动 联轴 1 2 3 4 5 器 螺杆轴的轴承的效率 取 0 96 0 99 0 97 0 97 0 98 则 1 2 3 4 5 54321 0 96 0 99 0 97 0 97 0 98 33 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 P W d 21 pp 81 0 5 60 5 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 6 额定 功率 电动机转速传动装置的传动比 方案 电动机 型号 P kW 同步 转速 满载 转速 总传 动比 带减速箱 1Y112M41500144011 082 84 2Y112M43000292022 42 88 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 4kw 满载转速 1440r min 总传动比适中 传动装置结构较紧凑 ed P m n 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 AB 地脚螺栓 空直径 K 轴伸尺寸 DE 装键部 位尺寸 FGD 112 122860 836 3 计算总传动比和分配传动比 由选定电动机的满载转速和工作机主动轴的转速 可得传动装置的总 m n w n 传动比为 i w m n n 08 11 130 1440 7 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 514 3 1 n 1 i nm 8 2 1440 minr 128 6 2 1 2 i n n 4 3 514 minr 式中 为电动机的满载转速 单位为 分别为减速器输入轴和 m nminr 1 n 2 n 榨汁机螺旋轴的转速 单位为 为电动机至减速器输入轴的传动比 minr 1 i 为减速器的传动比 2 i 4 2 各轴的输入功率 1 P ed P 01 40 96 3 84kW 2 P ed P 12 3 840 95 3 65 kW 式中 为电动机的输出功率 单位为 kW 分别为减速器输入轴和榨汁 ed P 1 P 2 P 机螺旋轴的输入功率 单位为 kW 分别为电动机轴与减速器输入轴 减 01 12 速器输入轴与榨汁机螺旋轴间的传动效率 4 3 各轴转矩 8 1 T ed T 011 i 26 52 80 96 71 3 N m 2 T 1 T 122 i 71 340 95 271 0 N m 式中 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 1 T 2 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 ed T 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 1440514 3128 6 输入功率 P kW 43 843 65 输入转矩 T N m 26 571 3271 0 传动比 i 2 84 效率0 960 95 5 设计 V 带 5 1 确定计算功率 3 ca P 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 1 2 PKP Aca kw8 44 9 工作情况系数 取 1 2 A K A K 5 2 选择 V 带的型号 3 根据计算功率和小带轮转速 得 A B 型均可 选择 A 型普通 V 带 ca P 1 n 5 3 确定带轮基准直径和 1 D 2 D 5 3 1 初选主动轮的基准直径 3 根据所选 V 带型号参考 选取 1 D min1 DD 选 mmD100 1 5 3 2 验算带的速度 V sm nD 23 5 100060 1000100 100060 V 11 5 3 3 计算从动轮直径 2 D mmiDD2801008 2 12 5 4 确定传动的中心距 a 和带长 d L 初定中心距 由 22021 27 0DDaDD 即 10028021002807 0 0 a 即 取 500mm 760266 0 a 计算基准带长 0 2 12 210 42 2 a DD DDaLd mm15 1613 5004 100280 280100 2 5002 2 选取带的基准长度 查表 3 得 mmLd1633 计算实际中心距 由公式 mm LL aa dd 510 2 15 16131633 500 2 0 10 考虑安装调整和补偿初拉力的需要 中心距的变动范围为 mmLaa d 4751633015 0 500015 0 min mmLaa d 549163303 0 50003 0 max 5 5 验算主动轮的包角 1 a 根据公式及对包角的要求 应保证 12015860 500 100280 18060180 12 1 a DD a 5 6 确定 V 带的根数 Z 根 取 96 2 0 1 12 0 96 0 93 0 37 1 8 4 00 KPKKP P Z L ca Z 3 根 式中 在包角 180 度 特定长度 工作平稳情况下 单根普通带的许用 0 P 功率值 考虑包角不同时的影响系数 简称包角系数 K 考虑带的长度不同的影响系数 简称长度系数 L K 查得 1 37 0 93 0 96 0 P K L K 式中 K 材质系数 计入传动比的影响时 单根 V 带所能传递的功率的增量 0 P 计算公式为 kwTnP12 0 10002 10001 0 0001 0 1 式中 单根普通 V 带所能传递的转矩的修正值 T 主动轮的转速 1 n 5 7 确定带的初拉力 0 F 单根 V 带的初拉力由下式确定 0 F 11 NqV KVZ P F ca 11123 5 1 01 93 0 5 2 523 5 8 4500 1 5 2500 22 0 5 8 求带传动作用在轴上的压力Q NQ1090 2 158 sin11152 式中 Z 带的根数 单跟带的初拉力 0 F 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 A 1 2 计算功率 Pca 4 8 选取 V 带型号 A 小带轮直径 D1 100mm 可选比表中大的值 大带轮直径 D2 280mm 验算 V 带的速度 V 5 23m s 初定中心距 a0 500mm 参考实际机械结构确定 初算 V 带所需的基准长度 L d 1613 15mm 选 V 带的基准长度 Ld 1633mm 定 V 带公称长度 Li 1600mm 定中心距 a 510mm 12 包角 1 158 120 合适 包角系数 ka 0 93 长度系数 kL 0 96 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 P0 0 995 单根 V 带功率增量P 00 12kw 单根 V 带传递扭矩的修正值 T 1 2 V 带根数 Z3 根 每米 V 带质量 0 10kg m 单根 V 带的初拉力 F0 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 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 20 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 21 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 2 512 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 图 17 轴承端盖简图 22 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 23 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 24 图 23 TOP 面与 zhuzhou 的 TDM4 面匹配 加入第一