雙齒輪水果榨汁機設計

1、<p>　　畢業(yè)設計說明書中文摘要</p><p>　　畢業(yè)設計說明書外文摘要</p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　1.前言6</b></p><p>　　1.1選題的依據(jù)及意義（包括課題的理論價值和實踐價值；國內(nèi)外的研究概況等）：6</p&g

2、t;<p>　　1.2本課題研究的內(nèi)容6</p><p>　　2.總體方案的設計7</p><p>　　2.1整體布局設計7</p><p><b>　　2.2工作原理8</b></p><p>　　3.榨汁部分的設計9</p><p>　　3.1齒輪軸輸入功率的確定和雙齒

3、輪轉速的確定9</p><p>　　3.2榨汁機榨汁部分的設計9</p><p>　　4：電動機的選擇17</p><p>　　4.1機功率的確定17</p><p>　　4.2電動機轉速的確定17</p><p>　　4.3電動機其他參數(shù)的確定17</p><p>　　4.4電機的

4、主要外形尺寸和安裝尺寸17</p><p>　　5：傳動系統(tǒng)的設計18</p><p>　　5.1計算總傳動比和分配傳動比18</p><p>　　5.2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)18</p><p>　　5.3設計V帶18</p><p>　　5.4 V帶輪設計22</p><p&g

5、t;　　5.5減速器的選擇23</p><p>　　5.6減速器齒輪的設計計算23</p><p>　　5.7 減速器的高速軸和低速軸的設計和計算27</p><p>　　6.聯(lián)軸器的作用和選用36</p><p>　　7.篩筒部的設計36</p><p><b>　　結論37</b>

6、</p><p><b>　　致謝38</b></p><p><b>　　參考文獻39</b></p><p>　　齒輪水果榨汁機畢業(yè)設計論文</p><p><b>　　前言</b></p><p>　　通過大學四年對基礎知識和專業(yè)知識的學習，以

7、及各種專業(yè)實習，我較系統(tǒng)地學習、了解、掌握了基本理論知識和機械制造專業(yè)的專業(yè)基礎知識。在此基礎上，同時在專業(yè)老師的指導下，進行了本次畢業(yè)設計，我收獲頗多。</p><p>　　1.1選題的依據(jù)及意義（包括課題的理論價值和實踐價值；國內(nèi)外的研究概況等）：</p><p>　　食品加工工業(yè)是二十一世紀的主要工業(yè)之一，它的發(fā)展速度和水平是一個國家人們生活水平及改善程度的一個重要標志，它直接關系到

8、制造業(yè)和加工業(yè)產(chǎn)品科技含量的多少以及食品深加工附加值的高低。食品加工業(yè)對人類發(fā)展和社會進步出了其他工業(yè)不可替代的貢獻。</p><p>　　中國人歷來重視養(yǎng)生之道，隨著人們飲食消費觀念水平的提高，鮮榨果汁將取代碳酸飲料成為人們的主要飲品。果汁含有多種有機酸、芳香物質和酶類，可刺激食欲，有助于消化，因此，常常作為早餐前的開胃食品。果汁中特別富含鉀、鐵、硒、鉻等無機鹽和微量元素、維生素c、胡蘿卜素以及多種抗氧化活性物

9、質。此外，喝果汁還有利于膳食中鐵的吸收?，F(xiàn)代愛美人士更注重生活品質，煎炒烹炸雖然美味，但容易讓一些蔬菜水果失去其營養(yǎng)成分，因而榨汁機風靡白領人群。在炎炎的夏季自己可以隨時榨果汁飲用，花錢不多，既經(jīng)濟又方便，的確是大眾家庭不錯的選擇。 </p><p>　　1.2本課題研究的內(nèi)容</p><p>　　本次設計的主要內(nèi)容是雙齒輪榨汁機的機械部

10、分的設計，主要負責榨汁機的電動機的選擇，榨汁部件的設計及榨汁機殼體的設計。該設計本著簡單、方便、實用、安全為原則，這款榨汁機在未來的市場上一定很暢銷倍受消費者的青睞。目前市場上的幾種榨汁機各有優(yōu)缺點：人工壓榨機（高速機器）</p><p>　　人工壓榨型的榨汁機是采用杠桿原理利用手動的壓力把汁液從蔬果中擠壓出來。這種壓力型榨汁機首先是把蔬果先切碎，然后才壓榨。通常有兩種類型：一種使用杠桿原理來擠出蔬果汁，另一種是

11、利用液壓。例如Ito presse juicer是一個杠桿原理的手動壓榨果汁機。它由全金屬制成，非常耐用。 Norwalk是電動兩步式榨汁機，結合了粉碎和壓榨功能于一體，首先旋轉的刀頭將蔬果切碎放入一個襯有過濾布的容器，然后放進一個馬達驅動的液壓壓力機。施以極高的壓力使汁液從蔬菜里分離出來（6000 磅PSI）。液壓壓力機能制作高質量的果汁和蔬菜汁，但是使用和清潔并不簡單也耗費時間。此外，$2000的價格對于普通消費者也顯稍貴。Norw

12、alk Juicer的一個好的替代方式是，適用Champion榨汁機作為粉碎機，然后使用Ito、Welles或者K&K壓力榨汁機作為壓力機，手動將汁液擠壓出來。壓榨法是最不易使果汁氧化的方式，并能制作出沒有果渣的蔬果汁，因為蔬果汁通過了過濾布的過濾。這種類型的榨汁機，和其他類型相比，更適合榨果汁（特別是軟的果實）。</p><p>　　單軸螺桿式榨汁機（低速機器）</p><p>

13、　　這類榨汁機通過使用一根金屬或塑料螺桿來制作蔬果汁，基本上是將蔬果碾碎擠入榨汁機的四壁，然后榨取果汁。它的轉速低，所以果汁氧化程度低。單軸螺桿榨汁機在市場上作為專門供榨取小麥草的榨汁機已經(jīng)很多很多年了。最近，新的設計使單軸螺桿機器可以在榨取小麥草的同時也能榨取其他蔬菜和水果。品種有:手搖不銹鋼榨汁機、料理手（DH900），HUROM原汁機。其中HUROM原汁機因其耐用、清洗方便、高出汁率的特點為榨水果首選。而料理手則是電動小麥草榨汁機

14、的佼佼者。這種新的單軸螺桿榨汁機榨取小麥草的時候和專用小麥草榨汁機一樣出色，并且能非常出色的榨取葉類綠色蔬菜。它也能在榨取水果和其他蔬菜時和下文將提到的雙齒輪榨汁機一樣好。水果和非葉類蔬菜需要被切成小“立方體”以在榨汁時獲得最好的效果。為了達到最好的榨汁效果，使用該機器時，硬和軟的蔬果需要“交替”加入。這臺機器并不是榨取果實類蔬果汁的最好選擇。</p><p>　　兩段式單軸螺桿榨汁機（高速機器）</p&g

15、t;<p>　　該機器工作原理和上文的單軸螺桿榨汁機類似，但是在最初的碾碎過程中，就有部分汁液直接從一段過濾器進入果汁杯。經(jīng)過碾壓的蔬果繼續(xù)在機器內(nèi)進入2段加工，那里有一個有更細濾孔的濾網(wǎng)，從而進一步獲得更多的汁液。上文的單軸螺桿榨汁機工作時，僅當蔬果進入二段的位置時才榨取果汁。在我們的測試中，這種類型的榨汁機的出汁率比單軸螺桿榨汁機高。市面上有兩個品牌的兩段式單軸螺桿榨汁機有售，旗下的Solo Star和Solo Sta

16、r II和Omega旗下的8003和8005型。Omega 的兩個型號除了顏色是相同的。8003是白色的，8005是鍍鉻的。這類的機器比單軸螺桿榨汁機更有效。大多數(shù)客戶傾向于Omega8003/8005 ，因為它們比solo Star 更易清潔。</p><p>　　而我設計的雙齒輪榨汁機特點如下：這類的機器有兩個齒輪用以將蔬果的汁液壓榨出來。低速運轉約70-110轉/分。兩個齒輪的工作狀態(tài)和汽車傳動相似，通過相

17、互咬合工作?；旧?，水果被用力推進兩個齒輪之間，先撕碎，然后擠壓，果渣通過螺桿運出去。</p><p><b>　　2.總體方案的設計</b></p><p><b>　　2.1整體布局設計</b></p><p>　　本設計在布局上采用折疊式，即雙齒輪、減速器在同一水平面上，將電機至于另一水平面上。這樣布置，一是較大幅度

18、減少了整機長度，提高了設備剛度，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，可避免因原料代入異物造成雙齒輪堵轉、引起瞬間負荷過大時，燒壞電機或損壞減速器等故障的發(fā)生；三是由于電機位置較低、以及在電機與減速器之間采用三角帶傳動，極大地降低了機械振動和噪聲。雙齒輪榨汁機基本結構如下圖：</p><p>　　1----電機；2----V帶；3----減速器；4----聯(lián)軸器；5----

19、漏斗；6----雙齒輪軸；7----篩筒；8----出渣口；9---集液盤；10----集渣盤；11----機架；12----出汁口。</p><p><b>　　2.2工作原理</b></p><p>　　由上圖可知該機由機架、雙齒輪、聯(lián)軸器、減速器等組成。電機1通過V帶帶動減速器3轉動，減速器3通過聯(lián)軸器4帶動雙齒輪6轉動，水果由漏斗5喂入，在雙齒輪6的擠壓作用下

20、，水果被榨出汁，汁通過篩筒7從出汁口12流到集液盤中，水果在強大的擠壓作用下，汁越來越少，最后留下的渣通過出渣口8進入集渣盤10中。</p><p><b>　　3.榨汁部分的設計</b></p><p>　　3.1齒輪軸輸入功率的確定和雙齒輪轉速的確定</p><p>　　A．齒輪軸輸入功率的確定：榨汁機屬于比較常用的食品調(diào)理設備，它的分類主

21、要是根據(jù)功率來區(qū)分，家用型榨汁機功率一般在350—400W，屬于小功率。另一種商用型榨汁機的功率高達1200—1500W。作為榨汁機的主要工作部件，本設計設計的齒輪軸功率選用400W。</p><p>　　B．雙齒輪轉速的確定：由于本雙齒輪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=110r/min。</p><p>　　3.2榨汁機榨汁部分的設計<

22、;/p><p>　　本設計設計的榨汁機的榨汁部分主要包括兩部分：齒輪部分的設計、螺桿部分的設計。齒輪部分起壓榨水果的作用，螺桿部分起輸送果渣的作用。</p><p>　　3.2.1齒輪部分的設計和計算</p><p>　　齒輪傳動的失效形式及設計準則</p><p>　　齒輪的失效形式：齒輪的失效形式主要有齒輪折斷和工作齒面磨損、點蝕、膠合及塑性

23、變形等。</p><p>　　齒輪的設計準則：目前設計一般使用的齒輪傳動時，通常只按保證齒根彎曲疲勞強度及保證齒面接觸疲勞強度兩準則進行計算。</p><p>　　2.選定齒輪類型、精度等級、材料、齒數(shù)等</p><p>　　(1).根據(jù)實際情況，選用標準斜齒圓柱齒輪。</p><p>　　(2).榨汁機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精

24、度（GB10095—88）。</p><p>　　(3).材料選擇。齒輪材料的選擇和齒輪的工作可靠性、使用壽命、工作效率等密切相關在齒輪傳遞動力和改變速度的運動過程中，嚙合齒面之間同時存在滾動和滑動摩擦，齒面還受到彎曲應力的作用，齒面可能發(fā)生磨損、膠合和疲勞破壞，因此要求齒輪具有優(yōu)良的耐磨性能、抗接觸疲勞性能、抗彎曲疲勞性能，即要求齒輪表面硬度高，強度高，在實際選用中還要根據(jù)需要和使用條件如負荷、速度、可靠性、質

25、量、精度、價格等因素來確定選材。所以由機械設計手冊選擇兩齒輪的材料均為40Cr，并經(jīng)調(diào)質及表面淬火，齒面硬度為48—55HRC。</p><p>　　(4).初步選定兩齒輪的齒數(shù)相同，都為Z=14。</p><p>　　(5).選取螺旋角，初選螺旋角β=18°.</p><p>　　3.按齒面接觸強度設計

26、 </p><p>　　(1).確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　A．應兩齒輪均為硬齒面，故宜選取稍小的齒寬系數(shù)，現(xiàn)取=0.8。 </p><p>　　B.由機械設計書查得==1100MPa。</p><p>　　C.計算接觸疲勞許用應力（失效概率1，安全系數(shù)S=1）</p><

27、;p>　　=0.91100MPa=990MPa</p><p>　　=0.951100 MPa=1045 MPa</p><p>　　=（990+1045）/2MPa=1017.5MPa</p><p>　　D．試選K=1.6，由區(qū)域系數(shù)Z（=20圖選取區(qū) 域系數(shù)ZE.由標準圓柱齒輪傳動的端面重合度圖查得=0.78，=0.87，則=+=1.65。</p&

28、gt;<p>　　F．計算齒輪傳遞的轉矩</p><p>　　T=95.5P1/n1=95.53.473N.mm</p><p><b>　　2).計算</b></p><p>　?。?）．計算齒輪分度圓直徑</p><p><b>　　=28.34mm</b></p>

29、<p>　?。?）.計算圓周速度</p><p>　　（3）.計算齒寬b及模數(shù)m</p><p>　　h=2.25m=4.33mm</p><p>　　b/h=22.672/4.33=5.24</p><p>　?。?）.計算縱向重合度</p><p>　?。?）.計算載荷系數(shù)K</p><

30、;p>　　根據(jù)v=0.163m/s，7級精度，由動載系數(shù)k值圖查得動載系數(shù)k由齒間載荷分配系數(shù)、表查得==1.2，由接觸疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)的簡化計算公式表查得齒輪相對支承非對稱布置、6級精度、</p><p><b>　　故 </b></p><p>　　考慮齒輪為7級精度，取=1.294，故載荷系數(shù)</p><p>

31、　　另由彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)圖查得=1.33</p><p>　　（6）.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑</p><p><b>　?。?）.計算模數(shù)</b></p><p>　　4.按齒根彎曲疲勞強度設計 </p><p><b>　　確定計算參數(shù)</b></p>

32、<p>　　(1).計算載荷系數(shù)</p><p>　　(2).由滲碳淬火鋼和表面硬化（火焰或感應淬火）鋼的圖查得彎曲疲勞強度極限=620Mpa；由彎曲疲勞壽命系數(shù)圖查得=0.85。</p><p>　　(3).根據(jù)縱向重合度=1.157，由螺旋角影響系數(shù)圖查得=0.85</p><p>　　(4).計算當量齒數(shù)</p><p>　　

33、(5).計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4</p><p><b>　　2）.設計計算</b></p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)為1.92，由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)為1.55，所以取標準值=2mm，取分度圓直徑d1=28.245mm。 </p><

34、p><b>　　所以取Z=14。</b></p><p>　　這樣設計出的齒輪，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。</p><p>　　5.齒輪其它參數(shù)的確定</p><p>　　兩個齒輪除了旋向不同外（一個左旋，一個右旋），其他參數(shù)都相同。其他參數(shù)如下表：</p><p&g

35、t;　　3.2.2螺桿螺紋的設計</p><p>　　由于螺桿的作用是輸送果渣，所以螺桿受到的力很小，本設計對螺桿強度就不做計算了。</p><p>　　螺紋的類型用普通螺紋，普通螺紋的牙形為等邊三角形，牙型角，結合實際由機械設計手冊查得螺紋公稱直徑（大徑）d=35mm，中徑d2=24mm，小徑的d1=20mm，螺距為10mm，在螺紋不同的直徑處，螺紋升角各不相同。通常按螺紋中徑d2處計算

36、，即</p><p>　　3.3軸的結構設計和計算</p><p><b>　　1.軸的材料的選擇</b></p><p>　　軸的材料種類很多，主要根據(jù)軸的使用條件、剛度和其他機械性能等的要求，采用的熱處理方式，同時考慮加工工藝，并力求經(jīng)濟合理。由于本設計前面齒輪的材料選擇了40Cr，所以本軸的材料也選用40Cr。</p>&l

37、t;p><b>　　2.軸的結構設計</b></p><p>　　軸的結構設計主要取決于以下因素：軸在機器中的安裝位置及形式；軸上安裝的零件的類型、尺寸、數(shù)量以及和軸連接的方法；載荷的性質、大小、方向及分布情況；軸的加工工藝等。</p><p>　　1).初步確定軸的最小直徑</p><p>　　按扭轉強度條件來初步確定</p>

38、;<p><b>　　由上式可得軸的直徑</b></p><p>　　由軸的材料為40 ，查軸常用幾種材料的及值表得為97—112，為35—55，所以取=105，=40。</p><p>　　則，所以本軸最小直徑應大于16.15mm。</p><p>　　2).各軸段直徑和長度的確定</p><p><

39、;b>　　雙齒輪1軸：</b></p><p><b>　　雙齒輪2軸:</b></p><p><b>　　3.軸的加工工藝</b></p><p>　　1）軸的加工工藝分析</p><p>　　A．工序安排熱處理調(diào)質處理后，在進行精車、磨削加工，以保證加工質量穩(wěn)定。</p

40、><p>　　B．精車、粗磨、精磨工序均以兩中心孔定位裝夾工件，其定位基準統(tǒng)一，可以更好保證零件的加工質量。</p><p>　　C．以工件兩中心孔為定位基準，在偏擺儀上檢查，mm、mm、mm四處軸徑外圓對公共軸心線A—B的圓跳動0.025mm。</p><p>　　D．在軸上不同直徑處應留有退刀槽，便于加工</p><p>　　1）下料：棒料尺

41、寸為40240mm</p><p>　　2)熱處理：正火處理</p><p>　　3）粗車：夾一端車，車端面、車外圓、車退刀槽，直徑和長度均留加工余量5mm</p><p>　　4）粗車:倒頭裝夾，車另一端端面、退刀槽及余下外徑各部，直徑與長度均留加工余量5mm‘，保證總長尺寸為225mm。</p><p>　　5）熱處理：調(diào)質處理，使材料硬

42、度為48—55HRC。</p><p>　　6）精車：夾一端，車端面，保證總長尺寸為222.5mm，鉆中心孔B10。</p><p>　　7）精車：倒頭裝夾，車端面，保證總長尺寸為220mm，鉆中心孔B10。</p><p>　　8) 精車：以兩中心孔定位裝夾工件，精車右端各部尺寸，其直徑方向留余量0.6mm，倒角。</p><p>　　9

43、）精車：倒頭，以兩中心孔定位裝夾工件，精車余下各部尺寸，其直徑方向留余量0.6mm，倒角。</p><p>　　10）磨：以兩中心孔定位裝夾工件。粗、精磨各部至圖樣要求尺寸。</p><p>　　11）磨：倒頭，以兩中心孔定位裝夾工件。粗、精磨余下外圓至圖樣要求尺寸。</p><p>　　12）車螺紋：以軸頸和兩中心孔定位裝夾工件，在處車螺紋，其基本參數(shù)見上文。&l

44、t;/p><p>　　13）滾齒：以軸頸和兩中心孔定位裝夾工件，在處滾齒，其基本參數(shù)見上文。</p><p>　　14)去毛刺：把滾齒產(chǎn)生的毛刺去掉。</p><p>　　15）剃齒：滾齒為粗加工，剃齒為精加工，所以還應對滾好的齒進行剃齒。</p><p>　　16）檢驗：檢查零件各部尺寸及精度</p><p><b

45、>　　4：電動機的選擇</b></p><p>　　4.1電動按榨汁機的工作要求和條件，選用Y型全封閉鼠籠型三相異步電動機。該電動機具有高效、節(jié)能、噪聲低、振動小、重量輕、性能可靠、安裝維修方便等優(yōu)點。</p><p><b>　　4.1機功率的確定</b></p><p>　　帶輪的傳動效率取，減速器的傳動效率取，減速器輸出

46、軸與榨汁機齒輪間的傳動效率，所以電動機的功率為：</p><p>　　查型全封閉鼠籠型三相異步電動機表取電動機功率為0.75kw。</p><p>　　4.2電動機轉速的確定</p><p>　　齒輪軸的轉速為110r/min，按推薦的合理傳動比范圍，取帶傳動傳動比i=2—4，減速器的傳動比i=4—12.5，則合理的總傳動比的范圍為i=8—50，故電動機轉速的可選范

47、圍為：，符合這一范圍的同步轉速有1000r/min，1500r/min，3000r/min。再根據(jù)功率選擇同步轉速為1500r/min、滿載轉速為1390r/min的電動機。</p><p>　　4.3電動機其他參數(shù)的確定</p><p>　　所選電動機型號為Y80M2--4，額定電流為2A,振動速度為1.8mm/s，重量為17kg。</p><p>　　4.4電機

48、的主要外形尺寸和安裝尺寸</p><p>　　Y80M2—4的軸徑為19mm；軸長為40mm；安裝孔寬距為125mm；安裝孔長距為100mm；電機總長（含軸）為290mm；電機寬（不含接線合）為165mm；電機高（含吊圓）為175mm。</p><p><b>　　5：傳動系統(tǒng)的設計</b></p><p>　　5.1計算總傳動比和分配傳動比&

49、lt;/p><p>　　由選定電動機的滿載轉速和榨汁機齒輪軸的轉速，可得傳動裝置的總傳動比為：</p><p>　　計算出總傳動比后，應合理的分配各級傳動比。分配各級傳動比時應考慮到以下幾點：各級傳動的傳動比應在允許的范圍內(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帶傳動比取=3，減速器的傳動比取.2。</p>&l

50、t;p>　　5.2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)</p><p>　　進行傳動件的設計計算，先推算出各軸的轉速、功率和轉矩，再按電動機到榨汁機齒輪軸之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數(shù)。</p><p><b>　　1).各軸轉速</b></p><p>　　減速器的輸入軸的轉速：r/min。</p><p>

51、　　榨汁機齒輪軸的轉速：</p><p>　　2）.各軸的輸入功率</p><p>　　減速器輸入軸的輸入功率：</p><p>　　榨汁機齒輪軸的輸入功率：</p><p><b>　　5.3設計V帶</b></p><p>　　5.3.1確定計算功率</p><p>　

52、　計算功率是根據(jù)傳遞的功率P，并考慮到載荷性質和每天運轉時間長短等因素的影響而確定的。即 </p><p>　　注：為工作情況系數(shù)，因為工作機為雙齒輪榨汁機，故屬于載荷變動較大的機械，原動機是交流電動機，啟動形式為軟啟動，工作時間小于10小時/天，故查工作情況系數(shù)表得=1.2.</p><p><b>　　故</b>

53、</p><p><b>　　5.3.2選擇帶型</b></p><p>　　根據(jù)計算功率和小帶輪轉速，由普通V帶選型圖和窄V帶選型圖選擇普通V帶A型。</p><p>　　5.3.3確定帶輪的基準直徑和</p><p>　　A．初選小帶輪的基準直徑 </p><p>　

54、　根據(jù)V帶截型為普通A型，查V帶輪的最小基準直徑 表得 =75mm，為了提高V帶的壽命，宜選用較大的直徑，所以選取=100mm。</p><p>　　B．驗算帶的速度 </p><p>　　對于普通V帶，所以，符合設計要求</p><p>　　C．計算從動輪的基準直徑 </p><p>　　，并按V帶輪的基準直徑

55、系列表加以適當圓整，所以取315mm。</p><p>　　5.3.4確定中心距a和帶的基準長度</p><p>　　根據(jù)傳動的結構需要初定中心距，取，即，，取=400mm。</p><p>　　取定后，根據(jù)帶傳動的幾何關系，按下列計算所需帶的基準長度：</p><p>　　根據(jù)由V帶的基準長度系列及長度系數(shù)表選取和相近的V帶的基準長度mm。

56、再根據(jù)來計算實際中心距：</p><p>　　考慮安裝調(diào)整和補償預緊力（如帶伸長而松弛后的張緊）的需要，中心距的變動范圍為：， </p><p>　　5.3.5驗算主動輪上的包角</p><p>　　根據(jù)公式及對包角的要求，應保證所以符合設計要求。</p><p>　　5.3.6確定帶的根數(shù)z</p

57、><p>　　式中為包角不同時的影響因素，簡稱包角系數(shù)，查包角系數(shù)表得=0.91.</p><p>　　為帶的長度不同時的影響系數(shù)，簡稱長度系數(shù)，查V帶的基準長度系列及長度系數(shù)</p><p>　　表得=0.96。為單根V帶的基本額定功率，查單根普通V帶的額定功率表</p><p>　　得=1.28。為計入傳動比的影響時，單根V帶額定功率的增量，

58、查單根普通V</p><p>　　帶額定功率的增量得=0.15，則</p><p><b>　　所以取z=2根。</b></p><p>　　5.3.7確定帶的初壓力</p><p>　　由公式，并考慮離心力的不利影響時，單根V帶所需的初壓力力為</p><p>　　用帶入上式，并考慮包角對所需預

59、緊力的影響，可將的計算式寫為</p><p><b>　　=59.36N</b></p><p>　　式中q為V帶每米長的質量，取q=0.1kg/m。其它各符號的意義和單位同前。</p><p>　　由于新帶容易松弛，所以對非自動張緊的帶傳動，安裝新帶時應為上述初壓力力的1.5</p><p>　　倍。在帶傳動中，初壓力

60、是通過在帶與兩帶輪的切點跨距的中點M，加上一個垂直于</p><p>　　兩輪上部外公切線的適當載荷G，使帶沿跨距每長100mm所產(chǎn)生的撓度y為1.6mm</p><p>　　（即撓角為）來控制的。</p><p>　　5.3.7計算帶傳動作用在軸上的力（簡稱壓軸力）</p><p>　　為了設計安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的

61、力。如果不考慮帶的</p><p>　　兩邊的拉力差，則壓軸力可以近似地按帶的兩邊的預緊力的合力來計算。即</p><p>　　式中：z為帶的根數(shù)；為單根帶的初壓力；為主動輪上的包角。</p><p><b>　　5.4 V帶輪設計</b></p><p>　　5.4.1 V帶輪設計的要求</p><

62、p>　　設計V帶輪時應滿足的要求有：質量小；結構工藝性好；無過大的鑄造內(nèi)應力；質量分布均勻，轉速高時要經(jīng)過動平衡；輪槽工作面要精細加工（表面粗糙度一般為3.2），以減少帶的磨損；各槽的尺寸和角度應保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。</p><p>　　5.4.2 帶輪的材料</p><p>　　帶輪的材料主要采用鑄鐵，常用材料的牌號為HT150或HT200，本設計采用HT150

63、。</p><p>　　5.4.3 帶輪的結構設計</p><p>　　鑄鐵制V帶輪的典型結構有以下幾種形式：實心式、腹板式、孔板式、輪輻式。</p><p>　　帶輪的基準直徑時可采用實心式；時，可采用腹板式；300mm時，可采用輪輻式。由于小帶輪,所以小帶輪采用腹板式，大帶輪，所以大帶輪采用輪輻式。</p><p><b>　　

64、帶輪尺寸設計計算：</b></p><p>　　由于小帶輪與電動機相連，，所以小帶輪的軸孔直徑：</p><p><b>　　，取。</b></p><p>　　小帶輪的寬度及直徑計算： </p><p>　　其中z為輪槽數(shù)，e為槽間距，f為第一槽對稱面至端面的距離，查V帶輪的輪槽尺寸表得z=3，e=15m

65、m，f=10 mm。所以B=50mm。</p><p><b>　　，取L=38mm。</b></p><p>　　由于大帶輪與減速器相連，故大帶輪軸孔直徑與減速器輸入軸直徑一致，d=20mm，由同樣的公式得mm，取90mm，B=50mm，L= 38mm。</p><p><b>　　5.5減速器的選擇</b></p

66、><p>　　通過對比各種減速器的特點和榨汁機的工作情況，本設計選擇單級圓柱齒輪減速器。齒輪傳動具有以下特點：效率高；結構緊湊；工作可靠、壽命長；傳動比穩(wěn)定。</p><p>　　5.6減速器齒輪的設計計算</p><p>　　5.6.1選擇齒輪材料及精度等級</p><p>　　齒輪材料：由常用齒輪材料及其力學性能表選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)

67、質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　精度等級：榨汁機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095—88）.</p><p>　　5.6.2初選大小齒輪的齒數(shù)</p><p>　　初步選取小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)。</p><p>　　5.6.3

68、按齒面接觸強度設計</p><p>　　由設計計算公式進行驗算，即</p><p>　　確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p><b>　　a．試選載荷系數(shù)</b></p><p>　　b．計算小齒輪傳遞的轉矩</p><p>　　c．由圓柱齒輪的齒寬系數(shù)表得=1</p><p

69、>　　d．由彈性影響系數(shù)表查得材料的彈性系數(shù)</p><p>　　e．由調(diào)質處理鋼的圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限</p><p>　　=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限。</p><p>　　f．由接觸疲勞壽命系數(shù)圖查得,。</p><p>　　g．計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失

70、效概率為，安全系數(shù)S=1，由公式得</p><p><b>　　B．計算</b></p><p>　　a.計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值</p><p><b>　　b．計算圓周速度v</b></p><p><b>　　c．計算齒寬b</b></p>&l

71、t;p>　　d．計算齒寬與齒高之比b/h</p><p><b>　　模數(shù) ：</b></p><p><b>　　齒高：</b></p><p><b>　　e．計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)v=0.85m/s，7級精度，由動載系數(shù)圖查得；</p&

72、gt;<p>　　直齒輪，假設。由齒間載荷系數(shù)、表得==1.2；</p><p>　　由使用系數(shù)表查得=1；</p><p>　　由接觸疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù)的簡化計算公式表查得7級精度、小齒</p><p>　　輪相對支承非對稱布置時，</p><p><b>　　=1.056</b></p

73、><p>　　由b/h=8.88，=1.056查得=1.42；故載荷系數(shù)</p><p>　　f．按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑由公式得</p><p><b>　　g．計算模數(shù) m</b></p><p>　　5.6.4 按齒根彎曲疲勞強度設計</p><p>　　計算彎曲強度的設計公式為&l

74、t;/p><p>　　A.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　a．由齒輪的彎曲疲勞強度極限中的調(diào)質處理鋼表查得：小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限。</p><p>　　b．由彎曲疲勞壽命系數(shù)圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。</p><p>　　c．計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全

75、系數(shù)，由公式得</p><p><b>　　d．計算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　e．計算大、小齒輪的并加以比較</p><p>　　由齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)表查得=2.65；=2.226；=1.58；=1.764。</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p>

76、<p><b>　　B．設計計算</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關·，可取由彎曲疲勞強度算得的模

77、數(shù)1.315就近圓整為標準值m=1.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)，??；大齒輪齒數(shù)4.224=100.8，取。</p><p>　　這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。</p><p>　　5.6.5幾何尺寸計算</p><p><b>　　a．計算分度圓直徑</b&

78、gt;</p><p><b>　　b．計算中心距</b></p><p><b>　　c．計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　取，。</b></p><p><b>　　5.6.6 驗算</b></p><p>&l

79、t;b>　　，合適。</b></p><p>　　5.6.7 齒輪的結構設計</p><p>　　小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構。</p><p>　　大齒輪的有關尺寸計算如下：</p><p><b>　　軸孔直徑：·</b></p><p>　

80、　輪轂直徑：D1=1.6d=1.6*48=76.8mm,取80mm</p><p><b>　　輪轂長度：</b></p><p>　　輪緣厚度：，取=6mm</p><p><b>　　齒頂圓直徑：</b></p><p><b>　　齒根圓直徑：</b></p>

81、<p>　　腹板厚度：，取c=12mm</p><p>　　齒輪倒角n= 2mm,角度為</p><p>　　5.7 減速器的高速軸和低速軸的設計和計算</p><p>　　5.7.1 軸的材料的選擇</p><p>　　根據(jù)軸的工作條件，小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結構，選用45號鋼，正火處理，硬度。</p>&

82、lt;p>　　5.7.2 按扭轉強度計算</p><p>　　用實心軸可得軸的直徑</p><p>　　由于軸的材料為45號鋼，查軸常用幾種材料的及值表取=112。</p><p>　　5.7.3 高速軸最小直徑的計算</p><p>　　高速軸的輸入功率為：</p><p>　　高速軸的轉速，所以高速軸的最小直

83、徑12.46mm。因高速軸的最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設有一個鍵槽，則。由于減速器通過聯(lián)軸器與電動機相連接，則外伸段軸徑與電動機軸徑不得相差太大，否則難以選擇合適的聯(lián)軸器，取=0.8d=，其中d為電動機的軸徑。所以綜合考慮各因素取20mm。</p><p>　　5.7.4高速軸的結構設計</p><p>　　a．各軸段的直徑的確定</p><p>　?。鹤钚≈睆?，安裝

84、聯(lián)軸器。</p><p>　?。好芊馓庉S段，根據(jù)聯(lián)軸器軸向定位要求，以及密封圈的標準查表得=24mm。</p><p>　　：滾動軸承處軸段，=28mm，滾動軸承選取30206。</p><p>　　:過渡軸段，取=30mm。</p><p>　　:軸上滾齒部分，取=39mm。</p><p>　?。簼L動軸承處軸段，=

85、30mm，滾動軸承選取30206。</p><p>　?。哼^渡軸段，=28mm。</p><p>　　b．各軸段的長度的確定</p><p>　?。河膳c帶輪配合關系取=15mm。</p><p>　?。河上潴w結構，軸承端蓋、裝配關系確定=40mm。</p><p>　?。河蓾L動軸承確定=22mm。</p>

86、<p>　　：由裝配關系及箱體結構確定=12mm。</p><p>　?。河尚↓X輪寬度=36mm確定，取=36mm。</p><p>　?。河蓾L動軸承、擋油盤及裝配關系確定 =12mm。</p><p>　?。河上潴w結構確定=25.</p><p><b>　　c．高速軸的校核</b></p>

87、<p>　　a).軸上力的作用點位置和支點跨距的確定</p><p>　　齒輪對軸的力的作用點按簡化原則應在齒輪寬度的中點，軸上安裝的30206軸承，查表可知它的負荷作用中心到軸承外端面的距離為a=17.25mm，支點跨距=</p><p>　　=。高速級小齒輪作用點到右支點B的距離為=95mm。</p><p><b>　　距A為。</b

88、></p><p>　　b).計算軸上的作用力</p><p>　　c).計算支反力并繪制轉矩、彎矩圖</p><p><b>　　垂直面：</b></p><p><b>　　水平面：</b></p><p>　　求支反力，作軸的合成彎矩圖、轉矩圖：</p>

89、;<p><b>　　高速軸的彎矩圖：</b></p><p><b>　　高速軸的扭矩圖：</b></p><p>　　按彎扭合成應力校核軸的強度：</p><p>　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度，因</p><p>　　為是單向回轉軸，所

90、以扭轉應力視為脈動循環(huán)應力，折算系數(shù)。</p><p>　　已選定軸的材料為45鋼正火處理，由表查得=55MPa，因此，合格。</p><p>　　5.7.5低速軸最小直徑的確定</p><p>　　低速軸的輸入功率為：</p><p>　　低速軸的轉速，所以低速軸的最小直徑=19.55mm。因低速軸的最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設有一個鍵槽則=。

91、參見聯(lián)軸器的選擇，就近取聯(lián)軸器孔徑的標準值=25mm。</p><p>　　5.7.6 低速軸的結構設計</p><p>　　a.各軸段的直徑的確定</p><p>　　：滾動軸承處軸段=46mm，滾動軸承取30209.</p><p>　?。旱退偌壌簖X輪軸段=48mm。</p><p>　?。狠S環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位

92、要求=54mm。</p><p>　?。哼^渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位=49mm。</p><p>　?。簼L動軸承處軸段=45mm，滾動軸承取30209。</p><p>　?。鹤钚≈睆?，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段==25mm。</p><p>　　b.各軸段長度的確定</p><p>　?。河蓾L動軸承、擋油盤及裝配關系確定

93、=25mm。</p><p>　　：由低速級大齒輪的轂孔寬b=40mm，所以取=40mm。</p><p>　?。狠S環(huán)寬度=14mm。</p><p>　?。河裳b配關系、箱體結構確定=18mm。</p><p>　?。河蓾L動軸承、擋油盤及裝配關系確定=25mm。</p><p>　?。河陕?lián)軸器的轂孔寬為40mm，確定=

94、38mm。</p><p><b>　　c.低速軸的校核</b></p><p>　　a).軸上力的作用點位置和支點跨距的確定</p><p>　　齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬度的中點，軸上安裝的30206軸承，查表</p><p>　　可知它的負荷作用中心到軸承外端面的距離為a=17.25mm。支點跨距<

95、;/p><p>　　95mm。低速級大齒輪作用點到右支點B的距離為</p><p><b>　　，距A為</b></p><p><b>　　=71.5mm。</b></p><p>　　b).計算軸上的作用力</p><p><b>　　求、 </b>&l

96、t;/p><p>　　c).計算支反力并繪制轉矩、彎矩圖</p><p><b>　　垂直面：</b></p><p><b>　　水平面：</b></p><p>　　求支反力，做軸的合成彎矩圖、轉矩圖：</p><p>　　d).按彎矩合成應力校核軸的強度</p>

97、<p>　　校核危險截面C的強度，因為是單向回轉軸，所以扭轉應力視為脈動循環(huán)應力，折算系數(shù)。</p><p>　　已選定軸的材料為45鋼正火處理，查表得=55MPa，因此，強度足夠。</p><p>　　6.聯(lián)軸器的作用和選用</p><p>　　聯(lián)軸器主要用來聯(lián)接軸與軸（或聯(lián)接軸與其它回轉零件），以傳遞運動與轉矩；有時也可用作安全裝置。當聯(lián)軸器用來把

98、兩軸聯(lián)接在一起時，機器運轉時兩軸不能分離；只有在機器停車并將聯(lián)接拆開后，兩軸才能分離。由于機器的工況各異，因而對聯(lián)軸器提出了各種不同的要求，如傳遞轉矩的大小、轉速高低、扭轉剛度變化情況、體積大小、緩沖吸振能力等等，為了適應機器的工作性能、特點及應用場合的需要，聯(lián)軸器出現(xiàn)了很多類型。</p><p>　　考慮榨汁機的工作環(huán)境和工作情況，主要是齒輪軸有軸向位移，且榨汁機的齒輪轉速。有彈性元件的撓性聯(lián)軸器因裝有彈性元件

99、，不僅可以補償兩軸間的相對位移，而且具有減震的能力。所以選則彈性柱銷聯(lián)軸器。這種聯(lián)軸器零件的材料可用45鋼，工作表面須進行熱處理，以提高其硬度。根據(jù)實際情況選擇LX型彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T 5014—2003彈性柱銷聯(lián)軸器），型號選擇LX2，LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器的參數(shù)值為：公稱直徑；許用轉速為；軸孔直徑；軸孔長度Y型的L=62mm；軸孔長度J、、Z型的L=44mm，=62mm；D=120mm；=55mm；b=28mm；S=2.5mm

100、；轉動慣量；質量m=5kg。</p><p><b>　　7.篩筒部的設計</b></p><p>　　篩筒部篩筒上有許多篩孔，被榨出的果汁就是從這里流出的。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。為了確保被榨出的果汁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齒輪擠壓產(chǎn)生的強大壓力，所以孔隙率也不能太大。通常孔隙率選擇原則有：

101、篩筒剛度好時，選大些。篩孔剛度差時，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。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，篩孔直徑越小時，越不利于汁液的排出，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

102、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，一般要經(jīng)過兩到三次實驗確定。圓篩筒用2mm厚的不銹鋼板沖直徑為2mm孔制作，孔間間距為3mm。圓筒篩的內(nèi)徑為120mm，長為240mm。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</p><p><b>　　結論</b></p><p>　　鑒于當前國內(nèi)

103、生產(chǎn)的榨汁機的各種不足，我們在此基礎上設計了雙齒輪榨汁機，相比較其他種類的榨汁機，該榨汁機具有良好榨汁效果，出汁高，果汁和果渣的分離效果好，榨汁部件設計簡單，便于拆裝清洗維修，并且安有保護裝置，榨汁主要部件回轉籃的設計相比較其它種類的榨汁機而言，有了很大的改進；榨汁部件我們采用了齒輪，加強了榨汁效果；金屬濾網(wǎng)更為精密，則使得果汁更加精純。榨汁機部件主要包含了雙齒輪、帶輪、聯(lián)軸器、底座等，設計這些零件的時候，我們主要考慮了零件的制造問題和

104、結構問題，使得制造上更加簡便，結構上更加簡單緊湊，材料上我們選用了45號鋼等，不僅節(jié)省成本而且環(huán)保，這樣相比較其他種類榨汁機而言就做到了小型化，自動化、環(huán)?；踩?，更好地滿足了廣大消費者的消費需求。</p><p><b>　　致謝</b></p><p>　　經(jīng)過一個多月的忙碌，本次畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于我經(jīng)驗的匱乏和知識積累的不足

105、，難免有許多考慮不周全的地方，希望各位老師批評指正！</p><p>　　本次設計的整個過程都得到了左月明教授的悉心指導在此表示衷心的感謝。左老師多次詢問研究進程，并為我指點迷津，幫組我開拓思路、精心點撥、熱忱鼓勵。左老師一絲不茍的作風，嚴謹求實的態(tài)度一直是我工作、學習中的榜樣；他循循善誘的教導和不拘一格的思路都給予我無盡的啟迪。</p><p>　　在這次畢業(yè)設計過程中非常感謝桑小波同學

106、和李學亮的無私幫助。</p><p>　　同時還要感謝所有老師對我的教育培養(yǎng)，你們的諄諄教導我會牢記于心。最后，我祝愿所有的老師都身體健康，工作順利；祝所有的同學都能事有所成。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1]鐘毅芳.機械設計第二版.華中科技大學出版社，2008年. </p><p&g

107、t;　　[2]沈再春.農(nóng)產(chǎn)品加工機械與設備.中國農(nóng)業(yè)出版社，2006年. </p><p>　　[3]紀名剛.機械設計第七版.高等教育出版社,2002. </p><p>　　[4]李寶筏.農(nóng)業(yè)機械學.中國農(nóng)業(yè)出版社,2003年 </p><p>　　[5]王先奎.機械制造工藝學.機械工業(yè)出版社,2006.</p><p>　　[6]陳于萍.

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