IV1前言1.1題目背景在現在的食品加工生產中，為了保障食品的安全，確保食品的質量，更多的時候是把一些初級原材料進行分離，把不需要或者不合格的部分去掉，只把原理的一部分加工成成品或者半成品。所以在原料的加工工藝中，需要根據不同的技術指標或者生產需要選擇不同的加工工藝，在生產過程中，也要根據不同的要求，對半成品予以分離。自從改革開放以來，社會經濟飛速提升，人們對食物的要求也越來越高。打漿機的存在滿足了人們對新鮮事物使用方法的多元化的需求，它能夠應用于多個瓜果蔬菜的打漿分離。它在人們的生活中越來越重要。但從安全和結構工藝等方面來說，打漿機卻仍然存在一些不足之處。比如缺乏統(tǒng)一的國家標準，一些產品在參數等方面的選擇不太合理。目前在打漿機的設計上更多的是依靠積累的經驗進行計算，導致打漿機的發(fā)展空間受到限制，無法實現更高水平的突破。1.2研究意義伴隨著社會的不停發(fā)展，果蔬打漿機的需求量越來越大，它具有機械化水平高、打漿速度快設施配套等特點，減少了大量的生產所需時間，又提高了打漿效率。在當今社會，食物生產的效率和成本尤其重要，打漿機恰好迎合了人們的需求，提高打漿機打漿效率，節(jié)約勞力成本，改善生產方式。這些特點非常關鍵，同樣也是本文設計的初衷。1.3國內外研究現狀在過去的幾十年，生產的水果和蔬菜產品，貿易和世界貿易的迅速增長[1]，水果和蔬菜產品在世界貿易中的地位越來越重要，水果和蔬菜的貿易產生了重要的影響。中國產業(yè)轉型的水果和蔬菜迅速興起和發(fā)展，中國是世界上主要的水果和新鮮蔬菜進口國，據不完全統(tǒng)計，全國每年消耗的蔬果位居世界前列，果蔬加工和未來類似的水果和蔬菜的消費趨勢，每年增長15%。隨著世界食品工業(yè)的發(fā)展和加工設備的發(fā)展。國外打漿機高速發(fā)展，設計參數合理，生產效率高，結構自動化設備等多種功能。但國內更多還是沿著過去的設計經驗再設計，設施相對簡陋。1.4研究內容打漿機由圓筒篩、破碎槳葉、變速箱、傳動部分和機架等基礎部件構成。本文對打漿機這些基礎部件有以下設計思路。（1）滾筒的結構設計由生產效率等條件初步選擇篩筒內徑為。選擇的篩孔工作系數為。電動機選擇

對番茄打漿機來說，在工作的時候工作效率要能達到每小時1T，一天分為兩班，工作時間16個小時，在使用的情況下電動機的壽命有5年。（3）皮帶輪設計在設計皮帶輪的時候需要先進行皮帶計算，計算內容主要包括：打漿機的功率、傳動帶型，大小帶輪的直徑以及傳動比和帶速等，除此之外還需要知道帶輪的結構和帶輪的尺寸。（4）傳動主軸設計需要計算軸的直徑、確定軸的結構設計、根據軸的定位規(guī)則和要求，確定軸的各段直徑和長度。（5）主要零件的校核主要包括軸的扭轉剛度校核、軸承的剛度校核、使用壽命校核、鍵的校核等等。（6）各部件的相關計算主要包括滾筒的長度計算、物料打漿的時間計算、導程角大小的計算、軸尺寸大小的計算、電動機消耗功率的計算。所以根據各個部分的工作要求不同，強度要求不同，以及導程角不同大小，打漿細膩程度不同等，做出以下設計。

2打漿機的結構設計2.1設計條件(1)原料：蔬果(2)生產能力：1T/h(3)軸轉速：800r/min(4)篩孔孔徑：直徑0.5mm(5)工作時間：兩班/16h，壽命：5年2.2設計要求(1)保證打漿機正常工作保證打漿機正常工作是必須滿足的要求。生產能力為一噸每小時，螺旋直徑與電機[2]的選擇非常關鍵。(2)螺旋轉速的選擇螺旋轉速的大小一方面決定了物料打漿的時間長短。同時，轉速過大可能會使打漿物料被拋飛，所以螺旋轉速要小于某極限速度。(3)提高生產效率，降低成本盡量使結構工藝簡單，壓縮輔助時間，提高打漿效率。盡量使用標準零件與標準結構，制造簡單，用來降低成本。(4)操作方便、省力和安全使用機械化裝置，最好可以達到“一鍵”調整的效果，盡量減少人工參與。(5)有良好的結構工藝性打漿機設計應方便制造、安裝、檢察、調整、清洗、維修等[3]。2.3打漿機的基本結構打漿機的基本結構如圖2-1所示，打漿機的基本組成包括螺旋推進器、破碎槳葉、刮板、篩筒、進料斗、機架等。(1)螺旋推進器：把加進的物料以穩(wěn)定的速度推入槳葉中。(2)破碎槳葉：通過旋轉不斷把物料進行破碎碎。(3)刮板：整體結構由幾塊不銹鋼板組成，以回旋的離心力與破碎槳葉一起壓破物料。(4)篩筒：用以汁肉分離，用1mm左右不銹鋼焊接而成。圓筒根據加工要求開孔。圖2-1打漿機的基本結構圖2.4打漿機的基本操作2.4.1工作過程打漿機的工作原理為：篩筒以兩端出口平行的方式安裝在機架內，在筒身的不銹鋼板上均勻打孔，并且在兩邊加上加強圈來加大強度。軸支撐在軸承上，螺旋推進器和刮板在軸上不斷旋轉使物料在篩筒內不斷向出口移動最后破碎，刮板是利用螺栓固定，移動螺栓可以改變刮板與篩筒之間的距離。刮板平行安裝于軸的兩邊，而且與軸產生一角度，這夾角被稱為導程角[4]。最終物料在導程角的影響下，在刮板和篩筒間被擦破，最后分離。打漿機的結構設計里有許多參數，其中對打漿效率影響最大的為主軸轉速、導程角以及刮板與滾筒內壁距離的大小，是非常重要的三個參數，比如主軸轉速快會使得物料在篩筒內移動速度增加，相對的打漿時間就會減少；其他的同樣如此。調整打漿機速度比較麻煩，單獨調整導程角大小也可以調整打漿效率。但是如果導程角設置過大，就會導致浪費。所以一般情況下會同時調整兩個參數[5]。2.4.2打漿機的操作步驟打漿機結構設計相對比較簡單，具體操作步驟如下：(1)第一步是對打漿機進行清洗，使果蔬漿汁避免接觸污染，保障產品的食品質量。(2)由打漿要求來挑選適合的篩筒，檢查導程角大小是否合適，可由含汁率來檢查。如果含汁率高，則需要根據原料和加工工藝來調整。(3)把圓筒篩安裝到機架上。(4)收取漿汁和排出的廢渣。(5)使用完后首先一定要關閉打漿機的電源開關，然后再清潔、晾干打漿機。防止殘余食物遺留所帶來的衛(wèi)生安全問題。2.5打漿機選材分析打漿機的選材要考慮它的工藝性以及使用的環(huán)境要求一般有兩個原則：工藝性原則：所選用的鑄造合金要有一定的流動性，要有一些縮孔、偏析和吸氣的特性；塑性加工材料要有好的可塑性和形變能力；材料有熱處理要求的要減少熱處理的敏感性以及氧化和脫碳可能，變形和開裂的可能性也要小等等。使用性原則：受力情況的分析；環(huán)境情況的分析；特殊情況的分析?？偟膩碚f打漿機的選材主要是由零件的受力情況，環(huán)境狀況，特殊情況來決定，且要有可行的工藝性。3打漿機設計參數的確定3.1滾筒的設計根據前文，初步選擇篩筒內徑為D=1m。篩孔的工作系數i=0.25，導程角為2°。3.1.1滾筒長度(1)由實驗公式(3-1)得滾圓長度：(米)式中：G打漿機生產能力（公斤/時）D篩筒內徑（米）L篩筒長度（米）n刮板轉速（轉/分）篩筒有效截面（%）導程角（度）一定要明白的是，計算出來的生產量，指的是通過篩孔的產品量，而非真正打漿機的打漿原料的量。因為有出漿率的存在，投進去的料多，如果來不及打漿，那就是是從一邊進另一邊出，沒有任何意義。3.1.2物料在滾筒內的時間物料進入篩筒里螺旋運動的時間[3]：(3-2)物料螺旋運動線速度（m/s）得出：3.1.3刮板與篩筒之間的間隙截面與筒壁的間隙h最大為6mm。兩端處至篩筒壁間隙最?。?3-3)因為導程角的原因，間隙差為：h-h'=2mm式中：h'-刮板最遠處截面與篩筒間隙（m）R-篩筒內半徑（m）L-棍棒長度（m）A-導程角（°）h-刮板到篩筒間隙（m）m3.1.4圓筒篩消耗功率的計算由于是單機工作，所以取W=4000[3]（N·m/Kg）傳動效率=0.75(3-4)式中：G生產能力（Kg/h）W打漿機運行所消耗的能量比（N·m/Kg）其大小取決于原料的狀態(tài)、打漿刮板的轉速以及篩筒有效截面等[6]。經過粗略計算，單機時，聯機時傳動效率（0.7-0.8）得出：3.2電動機的選擇考慮實際情況和打漿機的生產能力，查閱《機械設計手冊》，本文選擇帶傳動且傳動效率為0.7，電動機功率p為：P=1.4/0.7=2kw經考慮，初步選擇電動機Y112M-4[7]電動機的參數如下：型號：Y112M-4功率：4KW電流：15.4A轉速：1440r/min效率：87%功率因數：0.85重量：43Kg3.3計算皮帶，設計皮帶輪由上可知，電動機的規(guī)定轉速1440轉每分鐘，規(guī)定功率為4千瓦，運轉時間大于10小時。(1)設計功率機器每天需要運行將近16小時，由《機械設計手冊》得KA=1.4。計算功率Pca：(3-5)(2)選定帶型由Pca＝5.6千瓦和n1＝1440轉每分鐘，由《機械設計手冊》可得：初步選定B種帶型。(3)傳動比(3-6)其中：為大帶輪的轉速為小帶輪節(jié)圓直徑為大帶輪節(jié)圓直徑(4)小帶輪基準直徑在條件允許的情況下，可以選擇較大的基準直徑[8]，這樣可以使得V帶的運行的時間更久。由《機械設計手冊》選定=125mm由表取=200mm(5)大帶輪基準直徑dd2dd2＝i·dd1(3-7)＝1.5x200＝300mm查《機械設計手冊》得：dd2＝315mm(6)帶速V(3-8)，符合要求。(7)初定軸間距α0，并選擇V帶的基準長度Ld0。0.7（dd1+dd2）≤α0≤2（dd1+dd2）360.5≤α0≤1030初選軸間距α0＝600mm(3-9)==查《機械設計手冊》，初步選定帶的基準長度Ld為2000毫米。(8)實際軸間距α及其變動范圍(3-10)(9)小帶輪包角α1(3-11)(10)V帶基本額定功率P1根據帶的型號，dp1和n1普通V帶查表得：P1＝5.14kwV帶額定功率的增加：于是Pr=（P0+△P0）Kα·KL(3-12)(11)V帶的根數Z(3-13)取4跟皮帶(12)單根V帶的預緊力F0(3-14)==514NV帶質量取m=0.1kg/m(13)作用在軸上的力（或稱壓軸力）Fp(3-15)N(14)帶輪的結構和尺寸Ｖ帶輪需滿足以下幾種要求：質量均勻沒有偏重且不能過大、工藝要求高，輪槽面摩擦阻力小，減少帶的磨損；槽的尺寸和角度要準確，使得載荷均勻分布等。查《機械設計手冊》得：小帶輪直徑207毫米帶輪直徑322毫米。小帶輪孔徑，則小帶輪滿足條件為實心。大帶輪的孔徑d0'=55帶輪寬度的選擇：查《機械設計手冊》得B槽型為：基準寬度bd=14.0基準線上槽深hamin=3.5取ha=4基準線下槽深hfmin=10.8或14.0取hf=14槽間距e=190.4取e=19.4槽邊距fmin=11.5取fmin=14最小輪緣厚tmin=7.5取t=9帶輪寬小帶輪直徑：mm大帶輪直徑：mm小帶輪電動機相連，所以受到的壓力不大，d0=50的孔徑，可以保證安全。大帶輪的的重量3.4傳動主軸的結構計算3.4.1初步計算軸的直徑根據軸的強度扭轉來估算軸的直徑：(3-16)（P=5.6×0.87×0.96=4.67kw，n=800r/min）P=電機功率×電機效率×V帶傳遞效率；是由軸的材料和受載所確定的系數。因為軸用45號鋼材料，所以取120。計算得最小直徑為=22mm。有一個鍵槽時，軸徑增大，于是：=24取最小值[9]dmin=55mm3.4.2軸的結構設計軸的尺寸大小要根據各個零配件的搭配和它規(guī)定范圍內的最小值來規(guī)劃。由滾筒的筒長和其他零部件的情況，初步得到軸長為3米，但這種情況實際上很難大批量生產，所以使用空心軸套在實心軸上的方式，這種方法不僅僅是節(jié)約成本，還能方便機器的整體移動。3.4.3根據定位要求確定軸的各段直徑和長度(1)長實心軸的設計圖3-1長實心軸如圖3-1所示長實心軸第一段上裝有鍵槽和大帶輪，從工藝條件考慮，初步決定此段長度為90毫米，直徑為55毫米。第二段上，軸承座固定在打漿機機架上[10]，這一段的長度設計為105毫米,直徑為60毫米。第三段插入空心軸以便連接，加上一個螺栓孔，用來連接實心軸和空心軸，這一段的長度設計為75毫米，直徑為40毫米，全軸長度為1020毫米。(2)空心軸的設計圖3-2空心軸如圖3-2所示空心軸連接實心軸，這樣不僅能方便打漿機機身的整體移動，也節(jié)約生產成本，如圖3-2所示。第一段裝有夾持器，直徑70毫米，空心的那部分直徑為40毫米。第二段因為軸肩定位的關系，這段長度初步決定為150毫米，直徑為62毫米。(3)實心軸的設計圖3-3短實心軸第一段的長度為50毫米，直徑40毫米。為了方便實心軸和空心軸的連接，設計了一個螺栓孔。第二段長度為280毫米，直徑為65毫米。第三段長度為55毫米，直徑為60毫米。3.5軸上零件的定位(1)長實心軸和大帶輪運用平鍵連接的方式，根據《機械設計手冊》，d=55毫米選用的鍵為16x10，鍵的長度取60毫米。(2)螺旋槳葉固定在軸上，利用開口銷定位和凸臺定位，軸承座固定在機架上[11]。3.6確定軸上的圓角和倒角由《機械設計手冊》得兩角為。3.7滾動軸承的選定由于打漿機運動時，會有軸向和徑向兩個方向的力產生，在軸兩端分別安裝圓錐滾子軸承，用來抵擋軸向和徑向力，同時也可以承受載荷[12]的沖擊。由于軸徑的大小為60毫米，所以選擇基本尺寸為的圓錐滾動軸承。3.8軸承座的設計由上文設計要求查閱《機械設計手冊》選定軸承座SN312[12]。其主要尺寸：長（L）×寬（A）×中心距高（H）＝280mm×125mm×80mmd＝60mm；D＝110mm；g＝56mm螺栓型號為：M16箱體選用材料為：HT150質量約為：7.3Kg3.9聯軸器的設計根據本次設計要求，決定聯軸器型號為GY6。公轉轉矩為：，許用轉速為：，主要尺寸為：D=140mm，，s=8mm，質量為7.59Kg。3.10打漿刮板的設計如圖3-4，其中刮板尺寸參數為：長×寬×厚=2×0.4×0.2m，α=2°，R=0.4m。圖3-4刮板結構簡圖3.11打漿機機架的設計考慮到在實際工作中對打漿機工作效率的要求，以及各零部件之間的配合。選定整機長約3米，寬約1米5，高約2米。為臥式機座，選用HT150。 4主要零件的校核4.1打漿刮板的強度校核計算圖4-1打漿刮板工作示意圖圖4-2物料空間受力分析圖如圖4-1，在機器運行時，物料在篩筒中受篩筒壁和刮板帶來的摩擦力以及刮板帶動物料進行螺旋運動，物料受到的離心力，并且向出口移動。假如物料質量為m，μa、μb分別為篩筒壁和打漿刮板的摩擦系數；物料所受的正壓力為N1(N)、F1(N)和N2(N)、F2(N)同樣來自篩筒壁和打漿刮板；打漿板轉速為n。物料對刮板的壓力：N1＝FC—mgcoswt＝mw2R—mgcoswt(5-1)＝0.2×（842×0.4—10×0.1）＝565N（角速度w為84rad/s，質量m定為0.2kg，coswt=0.1）摩擦力：F1＝μa·N1＝0.4×565＝226N（摩擦系數μa取0.4）4.1.1按扭轉強度條件計算危險處所受扭轉應力為：(5-2)式中：L，h打漿刮板長，m打漿刮板寬，mＴ軸所受的扭矩，N·mm軸的抗扭截面系數，mmN1刮板受到的正壓力，N因為，≤＝25MPa，所以滿足扭轉強度[13]。4.1.2扭合強度條件計算刮板所受應力為：(5-3)＝0.4MPa≤＝60MPa式中：M危險點處所受彎矩，N·mT危險點處所受扭矩，N·mW刮板的抗彎截面系數，m3,，/6軸是由為45號鋼制造，由教材[8]得＝60所以刮板符合彎扭強度條件。4.2軸的強度校核計算4.2.1按扭轉強度條件計算長實心軸軸的扭轉強度條件為：(5-4)空心軸軸的扭轉強度條件為：(5-5)式中：扭轉切應力，單位為MPaＴ軸所受的扭矩，單位為N·mm軸的抗扭截面系數，單位為mmn軸的轉速，單位為r/minＰ軸傳遞的功率，單位為ＫＷD計算截面處軸的直徑，單位為mm許用扭轉切應力，單位為軸的材料為45號鋼，查《機械設計手冊》得：的值在25-45MPa之間?？芍S的扭轉強度是合適的。中心轉軸承受壓力為：皮帶輪距離軸承的距離200則中心軸承受的彎矩：M＝F·L＝53025×0.2＝10605N·m(5-6)大帶輪的孔徑為55mm則對實心軸的剪力(5-7)4.5Mpa=135Mpa，能滿足設計要求。圓筒篩的體積＝3.14×0.52×2.4＝1.8m3以紅薯為例，經查詢得紅薯的密度為0.8×103Kg/m3假設蔬果全部裝滿圓筒，此時的重量：＝14112N運行時的最大扭矩為：N·m≈7KN·m（5-8）軸的最大剪應變：（5-9）Pa＝9.9MPa故可以滿足設計要求。4.2.2彎扭合強度條件計算該扭轉切應力取0.3。則軸的計算應力為：(5-10)＝50.07MPa≤＝60MPaM軸所受彎矩，N·mT軸所受扭矩，N·mW軸的抗彎截面系數，m3，πd3/32≈0.1d3由上文設計制造所得＝60所以是安全的。4.3軸的扭轉剛度校核計算軸的扭轉變形用扭轉角φ來表示，階梯軸的計算公式：(5-11)式中：Ｔ軸所受的扭矩，單位為N·mmＧ軸的剪切彈性模量，單位為MPa，對于鋼材，Ｇ＝8.1×104MPIP軸截面的極慣性矩，單位為mm，對于圓軸，IP＝Ｌ階梯軸受扭轉作用的長度，單位為mmTI、Ｚ階梯軸的軸段數由上文設計計算得出φ=0.32；[φ]為軸每米長的允許扭轉角，與軸的使用均合有關，對于一般的傳動軸，可取φ＝0.5~1（°/m)；對于精密傳動軸可取φ＝0.25~0.5（°/m）。對于精度要求不高的軸，φ可大于1（°/m）。本文所設計的軸為一般的傳動軸，φ≤[φ][14]。綜上所述，該軸是滿足設計要求的。4.4鍵的扭轉剛度校核計算通過平鍵傳遞轉矩時，一般情況是是通過工作面上所受到的應力來進行剛度的校核計算。一般的連接要求為：(5-12)式中：T傳遞的轉矩（T＝Fy≈F·d/2），N·mK鍵與鍵槽的接觸距離，k=0.5h，mmL鍵的工作長度，mmd鍵的直徑，mm是最小的許用擠壓應力。根據上文所得此處設為75MPa

總結在這次打漿機結構設計中針對打漿機在當今社會食品加工行業(yè)巨大的前景以及國內打漿機發(fā)展緩慢。本文設計了一臺主要針對于蔬菜與水果的打漿機，它由機架、圓筒篩、傳動軸、傳動輪、刮板、破碎槳葉以及進料斗、出料漏斗和螺旋推進器等構成。此次設計特點為：機器操作方便，相對于傳統(tǒng)的打漿機結構設計來說，本文所設計的打漿機操作簡單、單人可同時照顧多臺打漿機、時間和人工成本都會大大降低。相比較而言，在操作方面有一定的進步。傳動方式選擇了帶傳動，這種方式簡單方便維修，并且非常直觀，在一定程度上可以判斷機器