毕业设计（论文）-番茄榨汁机结构设计

绪论 1.1课题的提出和意义随着生活水平的快速提高，人们对水果，蔬菜的要求也越来越高，大部分的人都形成了自制食品是最安全最卫生这样的观念，同时也享受到生活中的乐趣。番茄不但可以炒菜用，同样可以生吃，但生吃有时不易消化，所有番茄榨汁机慢慢走进各个家庭，饭店等地方。每天一杯新鲜的番茄汁既填补营养也缓解了你一天辛辛苦苦的劳累。番茄汁所含的多种微量元素尤其是番茄红素具有较高的营养价值和药用价值，适合各类消费人群，尤其是女性消费者，具有广阔的发展空间。番茄汁不仅能增强您的体质更能让您生命长寿。特别是小孩老人，单单吃番茄既不容易消化更吸收不到营养。在近几年来，各个领域的家庭当中已经陆陆续续出现了番茄榨汁机，随着消费者观念不断的改变，番茄榨汁机将会成为人们每一家庭以及生产厂商中必用的饮品食具，所以此类产品将隐藏着巨大的市场份额和发展前景。在改革开放之后的几十年来，中国机械行业的发展取得了显有的成就。但是由于快速发展的时间仍然比国外差了很多年，所以我们还是需要加快脚步来进行追逐。本次设计课题是番茄榨汁机，我们设计此次课题的目的是为了能够了解榨汁机的运行工作原理，如果觉得上榨汁机在工作上略有不足的情况的话，我们便应该充分发挥自己大学四年所学的机械知识，来进行改进以及完善，从而来达到我们所追求的尽善尽美。时代在进步，科技在发展。越来越多的机械设计方法为我们所得知，所以我们需要在学习新方法的同时，依旧要保持对老方法的尊重与怀念。在我们想要开发出更先进的榨汁机的时候，选择这个课题榨汁机的型号设计也有着非常重要的意义。机械的学术性讨论，我们鼻祖要有非常牢固的机械理论基础，只有好的基础才能够让我们对机械制造业有更好的了解和运用。在此基础上，就要求我们要对学习的知识内容有进一步的学习和了解，根据机械制造内容的重要知识点，认真的学习加工的工艺以及工作的流程，把这些基础的知识学会还需要能够合理的利用，只有满足这些要求才能更好的制造我们所设计创新的零件。加工的过程当中，我们应该要对原材料做一定的处理，这也就需要我们合理的使用机床跟刀具。在很多的工艺都很好的完成以后，我们就能够得到自己想要的创新产品。机械制造是业包含很多的行业，在机械生产的过程中经常可以看到机械制造的使用。这个行业就是一个国家的发展兴衰的象征，同时也是牵动着我们的国计民生。虽然我国对于机械制造是有一定的重视和使用，也因为发展的时间太短，跟发展国家的领先技术相比的话，有很大的距离。相对于国家来说，机械制造对国家的重要性不用说也能知道；更何况对一个企业来说，一个企业在市场经济占据市场的比例也就决定了这个企业的机械制造水平。所以由此可知企业只有不断的把机械制造的水平提高，这样才能保证在市场竞争下能够处在一个很好的地位。对于一个国家而言，机械制造水平，是决定国家经济的强盛与否，既可以用下面的这几个方面来进行充分的说明:1.社会的发展程度高低被生产的技术水平所决定;2.科学技术的发展水平是直接为制造业服务；3.一切的机械支柱就是当前的制造技术；4.国家强盛的标志。虽然由于在榨汁机的研究方面比起西方诸多国家来说起步的比较晚，但是改革开放之后的经济发展速度非常快。很多大型企业已经研究到榨汁机的核心技术，从而使得降低了人工劳动力。本次的设计主要是将自己所学的知识内容结合榨汁机的本质来进行总体的设计，要求结合他的参考数据，还有自身的尺寸大小，充分发挥自己所学的绘图技能，来将设计的主要内容展示的一清二楚。机械发展的作用不仅仅是能够提高国家自身的科研水平，还能够提高国家自身的综合国力。前沿的科技水平又能够提升国家自身在世界上的地位，因此大力发展机械行业的设计，是一个国家综合国力的的体现。这次所研究的课题也不仅仅是为了未来发展研究的动力，还是为了能够为今后人们的生活带来无穷的便利，让今后的社会变得更加的和谐与平安。我们在未来的发展当中还是需要最大力度的发展机械行业。因为在这个不断变化的社会当中，研发永远是科技进步的垫脚石。1.2国内外研究现状1.2.1国内番茄榨汁机的研究制造状况 随着果蔬品种的增多和产量的扩大以及广大群众生活水平的普遍提高，人们在消费果蔬时又有新趋势，即喜欢饮用纯果蔬汁。目前市上虽然出售番茄汁、苹果汁、草莓汁之类的果蔬汁，但一来价格高，二来不新鲜，三来有些厂家添加其他成分，不太纯，没有现榨现饮方便、刺激。同时随着消费形式的不断改变和市场经济的需求，一些家庭及个体经营者急盼多功能的番茄榨汁机，并有以下要求：一是功能要齐全、形式上家庭为手工或半自动，个体经营者为全自动，自动出渣，自动过滤，清洗及操作方便；二是质量要可靠，服务要到位，产量上要有不同机型，可供多种选择，结构上要严谨、制造材料要防锈、防腐、一些重要易损配件要易配些，同时服务要方便，零配件供应要及时；三是价格要适宜、销售点要拓宽到市县区域，不能只限制在省城及一些重要城市，生产经销厂家要多做宣传和现场展示活动[5]。据资料显示：在发达国家家庭中与人们日常生活接触最为密切的厨房系列小家电像搅拌机、小型榨汁机、豆浆机、加湿机等新型小家电产品的拥有率已经达到80%以上而我国还不到10%，可以说：我国家电正处于成长初期，大有潜力可挖，市场容量巨大，据专业人士预测家电行业蕴藏着3500多亿元的市场[6]。发达国家生产水果加工机械历史长，基础工业强，技术水平先进，用高新技术装备提高了生产率降低了能源消耗，增加了得率，减少了废弃物，保持了食品营养成分和风味，提高了食品品质。我国在20世纪70年代的的时候，由于国力比较薄弱，各个科研项目都处于世界一般的水平，对于榨汁机的研究也没有建立专门的研究小组以及研究实验室，但是在我们国家优秀科研人才的努力以及团结之下，依旧将榨汁机初步的雏形呈现了出来，这虽然只是在榨汁机领域方面前进的一小步，但是对于整个机械行业来说就是一整个大跨步，所以我们需要在学习他们精神状态的同时，还要进一步进行改善榨汁机。我国进行研究的榨汁机从20世纪初期就不被任何国家所看好，但是我们国家的科研人员并没有气馁，也没有放弃，在面临国内外压力的疾风骤雨的同时，依旧马不停蹄的对于榨汁机的研发，他们相信自己专业的知识能力以及艰苦卓绝的精神能够为自己的国家作出应该有的贡献，正是因为他们的精神，所以感动着执着于这一行业发展的人，因此在现在的今天榨汁机的成功研发展示了我们中华民族的朴质、奋发、进取以及力求上进的精神与状态。随着时代不断的向前进步与发展，榨汁机所被运用到的领域也越来越多。21世纪初期，我们国家已经有了成型的研究榨汁机的科研小组，越来越多人才被引进，从而全面发展我国的机械行业。在河南天兴机械研究装置厂研制出榨汁机之后，中国的榨汁机工艺制造的发展便开始变得迅速起来。但是，由于我国自主研发的清洗设备存在着许多难以解决的问题，他不仅仅存在着工作性能差，外观审美差，还存在着自动效果差等特点，所以在我们中国制造厂生产出的设备不会被很多厂商所运用，很多厂商为了研究的更好，都会把国外进口技术的产品来当做首位来进行选择。这个这样的话，不仅仅影响了我国机械行业的发展，还会影响到我国自主研发设备的销售情况。在20世纪初期的时候，我国成功研制出新型的榨汁机，做了艰苦卓绝的努力。当然，皇天不负有心人，努力与汗水的付出之下，我们在榨汁机的研究状况下，缩短了我国和世界先进国家机械方面发展的距离的距离。新型榨汁机的成功问世，成为了我国榨汁机发展史上的崭新的开端。1.2.2国外番茄榨汁机的研制状况国外榨汁机的发展似乎一直领先于我们的国家，这并不是我们技不如人，也不是我们不想发展，而是由于我们发展榨汁机行业的时间要比国外慢了很多时间，虽然我们在以最大的努力来进行追赶，但是时间上面的差距依旧很难追上，但是我们所研究的榨汁机与国外研究的距离越来越近。由于国外科学家们的思想比我们要先进的多，所以在科研方面我们对他们也望尘莫及。早在20世纪80年代的时候，美国的sdrd公司就在榨汁机的领域方面取得非常巨大的成就，在他们所研究的榨汁机当中，不仅仅是它的外观以及性能能够令我们赞叹，最为重要的就是它的实用性能，简单的人性化设计，是我们需要多少个日日夜夜才能够追赶上的。直到2010年的数据显示，在国外榨汁机销售数量已经超过了200万台，这个惊人的销售数量是因为他们的产品是值得世界肯定的，与此同时，他们对于榨汁机的研究依旧没有止步的意思，还是继续艰苦卓绝的研究着。国外的迅速发展我们感同深受，不管是机械科研技术方面的发展还是普通产业的发展都会领先于我们东方国家，他们对于机械方面的研究可谓是疯狂与着迷。直至2012年以后，他们对于榨汁机的研究速度是如日中天，更新换代的速度也越来越快。至今日，我们对于榨汁机的研究方面已经与西方国家相差较多，所以国外榨汁机的研究发展与销售状况让我们叹为观止。这并不是我们在身体上有所欠缺，而是国外率先发展机械革命，在他们机械革命的时候，我们还在马背上打天下，但是由于现在的显著成就，所以我相信不管未来多么艰难我们会赶上他们的技术，甚至超越他们。1.3番茄榨汁机的工作特点番茄榨汁机的工作特点是通过刀盘旋转切削番茄，在离心力作用下将果肉甩出保留果汁的。随着人们生活水平的提高，番茄榨汁机在人们的生活中扮演的角色越来越重要。对于榨汁机，在工程设计及使用中还存在一些的缺陷，如参数选择不合理等。目前，榨汁机的设计仍是依靠经验公式计算，在经验公式中许多参数的选择是在一定范围内凭经验选取的，这使得榨汁机的设计较落后，无法提高其设计水平和提高产品的性能。因此我们选用更快速高效的结构，缩短辅助时间，提高生产率。同时尽可能采用标准元件与标准结构，力求结构简单、制造容易，以降低制造成2总体方案的设计2.1榨汁机的分类一、单功能小型榨汁机功能解析：做纯果汁。启动机器以后，电机带动刀网高速旋转。把水果蔬菜从加料口推向刀网，刀网的尖刺将果菜削碎，在刀网高速运转所产生的离心力的作用下，果渣飞出刀网进入渣盒，而果汁穿出刀网流入果汁杯。优点：在电动食品加工机械里面，只有这种机械才能制造出纯果汁。要喝纯果汁的朋友一定要认准购买[10]。缺点：功能单一，除了做纯果汁以外其他基本都不能做。深度解析：按存渣方式分，小型榨汁机有内置式果渣盒和分离式果渣盒两种。内置式果渣盒的优点是结构简单，清洗方便而分离式果渣盒的优点是适合大量做果汁的家庭。这样便于在制作的过程中随时倾倒果渣，而无需打开小型螺旋式榨汁机。

按档位设置分，小型螺旋式榨汁机有无档位和多档位两种。无档位的小型螺旋式榨汁机只有开和停两种开关状态，优点是操作简单，特别适合老人、小孩和不喜欢复杂操作的人士使用。而多档位的小型螺旋式榨汁机一般有低速、高速、点动三档。多档位小型螺旋式榨汁机适合对操作灵活性有很高要求的人士使用[11]。二、搅拌机用电机带动刀片高速旋转以达到搅拌、粉碎、切割食物目的的机器统称为食物搅拌机。市面上的搅拌机大多数是合搅拌机，包括：一个豆浆杯、一个研磨杯、一个绞肉杯。也有少量产品是合搅拌机，比合的少一个功能模块，消费者在选购的时候一定要向店家询问清楚[12]。功能解析：打豆浆。把适量干豆用清水浸泡小时后，倒入装好滤网的豆浆杯中，加水至豆浆杯的最大水量刻度线以下的合适位置，启动机器，开始粉碎。清水迅速变为白色混浊，并浓度越来越高、研磨。家里经常会有需要研磨的时候，如常用的调料花椒面、辣椒面等，也有某些菜品的辅料，如做粉蒸肉需要的米粉，做朝鲜打糕或四川糍粑所需的黄豆面，都需要用到搅拌机的研磨功能。可以说，研磨功能为在家里制作更专业的美食提供了可能[13]。绞肉。搅拌机的绞肉功能一般适合绞少量碎肉，用于做丸子、果蔬馅等食品。水果搅拌。水果搅拌是消费者关注的一个搅拌机的重要功能，也是消费者容易混淆的一个功能。许多搅拌机都打出了小型螺旋式榨汁机的招牌，再次，本人要提醒读者，的搅拌机都是无法做出纯果汁的。搅拌机对水果的处理主要有两种方式：第一种是使用豆浆杯，把水果放入豆浆杯网罩里，加入水、牛奶或其它饮料作为溶液，启动搅拌机进行搅拌[14]。这种方式可以把水果的果汁溶入到溶液里，得到混合果汁，并且可以用豆浆杯网罩分离大部分果渣；第二种是直接把水果放入豆浆杯，不使用网罩，加入加入水、牛奶或其它饮料作为溶液，启动搅拌机进行搅拌。这种方式可以把果果汁、果渣和溶液一起混合，得到一杯混合水果饮品。介绍搅拌机中的后起之秀奶昔机奶昔机也是搅拌机家族中的一名成员，只不过它在设计上面比别的搅拌机更强调对水果的搅拌功能。前面搅拌机功能解析的第点介绍了搅拌机的水果搅拌功能，但大多数的普通搅拌机由于结构上面的原因，水果搅拌的效果不是特别理想（奇伟有几款搅拌机例外）。而奶昔机就不同，它的搅拌杯又叫做奶昔杯，在结构上具备如下特点：

封闭式的杯体。优势：防止食物在搅拌市溢出，即便在奶昔机倾倒的情况下，也不影响工作；由下而上口径逐渐收窄，有利于食物在杯体里面的翻滚，以达到更好的搅拌效果。劣势：封闭的杯体容量都只能做得比较小，如果用户对食物搅拌的量要求比较大则不适合[15]。奶昔杯内壁设计了足够高度的翻滚条，在搅拌的过程中，食物在杯体内高速旋转，碰到翻滚条后改变运动方向，形成翻滚。理论和实践证明，只有在形成翻滚的情况下，才能够实现更快的水果搅拌速度和更高的搅拌质量，搅拌出来的水果饮品，口感细腻，犹如滑脂[16]。现在市面上的奶昔机还有两个特点，是和其它的搅拌机、小型螺旋式榨汁机相区别的。一是奶昔机的无开关设计，插上电源后，把搅拌杯对准主机按下、扣紧，奶昔机就开始运转。完成以后，再拧动搅拌杯推出，奶昔机就停止工作，没有任何可见开关，操作简便；二是奶昔杯的防摔功能，即便是摔打奶昔杯，也很难摔坏。但笔者认为，此两点只是厂家销售产品时的卖点而已，实际意义不大，更不能作为奶昔机的标准[17]。三、多功能榨汁搅拌机多功能榨汁搅拌机是集合了小型螺旋式榨汁机和搅拌机的功能的食品加工机械。从结构上来讲，多功能榨汁搅拌机就是由一个单功能的小型螺旋式榨汁机，再加上豆浆杯、研磨杯和绞肉杯（也有把研磨杯和搅肉杯的功能合为做成一个研磨绞肉杯的），这就是很多品牌讲的合榨汁搅拌机或合榨汁搅拌机。其实，能够实现的功能都是一样的，就是前面笔者介绍过的小型螺旋式榨汁机和搅拌机的对应功能。所以，在家用食品加工机械里面来说，多功能榨汁搅拌机的功能是最全面的，整体来说，价位也是最贵的。但是最全并不代表最好，只有根据自己的实际需要，选择最适合的食品加工机械，才称得上是最好的。希望这篇文章，能够为准备购买家用食品加工机械的朋友们，提供必要的参考。生机料理机跟果菜小型螺旋式榨汁机的不同之处就是生机料理机有附滤网，因此他可以将一般人不喜欢喝到的渣渣除去大部分，但是却又不完全滤除，因此可以获得一些纤维质，而果汁机就只有将蔬果打碎成汁的功能，许多人都会用其他的方式将渣渣除去，比较起来较费时不方便。简单的说，我用生机料理机做一杯豆浆，从生豆到打成汁、加糖煮沸只需要5~8分钟即可完成，但是倘若你要用果汁机做豆浆，可能要花上双倍的时间。根据上面对不同功能的榨汁机的分析，最后我们选定为螺旋式榨汁机来设计为番茄榨汁机。2.2驱动电机的设计因为这次所设计的番茄榨汁机是在室内进行工作的，所以我们选择了直流电机来当作这次的驱动电机。我们多得知的直流电机的尺寸大小都非常的大，虽然对于这次的设计来说是一种致命性的打击，但是由于我国机械行业的快速发展，我们能够使用国内研发出的一种新型的小型直流伺服电动机，它比较小巧灵便，重量轻巧，具有较高指标的力能，零部件的通用程度也比较高。因此，这种类型的电动机在国内已经开始掀起了使用它的热潮。2.3直流电动机的设计直流电动机在接通电源之后再开始进行转动的，在它的速度升到某一个固定转数稳定运行，这一个过程，我们把它叫做电动机的启动过程。全压启动、变阻器启动和降压启动是直流电动机启动的三种方法。降压启动的优点：启动具有保险、把稳，减少了安全事故的发生，并且对装置也不会有半点影响；缺点：需要有一套可变电压的直流电源。综合考虑，这次设计的榨汁机的电动机的启动方式使用：降压启动。这样不仅能够充分保护设备的安全，而且还能够减轻整个设备的重量以及体积大小。2.3番茄榨汁机的总体设计本次设计的番茄榨汁机主要由轴承支架,小带轮,外置箱,减速器，固定装置驱动机构主要由电动机构成。传动机构主要由皮带、皮带轮、联轴器和减速器构成。而执行机构包括了主轴、破碎盘、螺旋刮板和滚筒构成。图2-1榨汁机的结构原理图电动机通过联轴器连接到减速器，减速器减速后由皮带轮和皮带传动到主轴，使安装主轴上的破碎盘和刮板在高速旋转，当经过清洁处理的番茄通过进料口进入滚筒内时，破碎盘就把物料打碎排发到刮板和筛网处。由于刮板的回转作用和导程角的存在，使物料圆筒向出口端移动，移动的轨迹成螺旋状，番茄就在刮板和筛筒之间移动过程中受离心力的作用而被擦碎，汁液和肉质（已成浆状）从筛孔中通过送入下道工序，从出汁口排出，皮和残渣则从出渣口排出，以达到自动分离的目的。只要变换不同规格的筛网以及调整刮板导程角的大小，就可以改变不同的榨汁速度，获得满意的效果。图2-1番茄榨汁机的机构图3番茄榨汁机的部件设计基本的参考数据是番茄榨汁机的基本技术数据，它是按照番茄榨汁机的使用以及构造种类规定的。它反映出了番茄榨汁机的工作能力以及特点，基本上决定了番茄榨汁机的轮廓尺寸大小以及主体总质量等。3.1番茄榨汁机机架的设计机架由360*836*675的45#板焊接而成，负责番茄榨汁机整个部件的放置。图3-1机架（机架长度）=836mm（采用长度取整切割，加工方便成本低）（支架高度）=675（机架不宜过高。内部安装各种部件，在操作不方便，又增加了成本）（机架宽度）=360m（从经济方面考虑足够安装部件即可，不宜太宽）由材质的力学知识能够得知，在质量一样的情况下，方管具有非常好的力学性能。其材质均采用常见材质，为45，机架常见材料45，45普通碳素结构钢，又称A3钢。一般的碳素构造钢-普通钢板是钢材。Q表示这种材质的屈服极限，其次是325，这意味着这种材质的屈服值约是325MPa。随着材质厚度的增加它的屈服值降低（厚度/直径小于等于35mm，屈服强度为325MPa;26mm<厚度/直径≤40mm。3.2番茄榨汁机机架材料的设计机架采用钢结构。与其它结构钢框架结构相比，具有以下特点：1：可靠性高钢的生产，整个过程可以被严格控制，质量稳定，性能可靠，钢结构，接近各向同性；材料的物理力学性能和力学性能的基本假设是一致的;钢结构的实际工作性能与理论计算一致，计算结果可靠，钢结构高。2：钢结构的材料强度高，重量轻，与其它材料相比，虽然钢具有较大的重力密度，但同时具有较高的强度和它的弹性模量，而且强度和重力密度比更高，那么一样的加载情况之下，钢构造的横截面积非常的小，结构的自身重量也非常的小。小的钢结构的重量，便于运输和安装，可以减少地基的荷载，减少和成本的基本组成部分的基础。3：钢材具有较好的塑性和韧性钢材有较好的的塑性，钢结构不会因为超载和破裂，在一般情况下，故障通常有一个明显的变形，容易被我们所发现，因此我们能够及时进行采取补救的措施，从而能够避免重大事故的发生。4：使钢结构更容易，施工周期更短组件的制造完成后，运到施工现场的组装结构。组件可以方便地安装螺栓连接，有时成较大的单位，安装在地面，然后提升。5：钢结构密封性好钢构造的焊接接头能够使用常压高压管路结构的水密气密性等。6：钢材不耐锈蚀在一般环境下无腐蚀性介质，普通钢结构的除锈，然后再涂合格镀层，腐蚀不严重。按照不一样的炼钢方式，我们能够把钢梁以及组合梁分别分为两种类型。设计梁的刚度以及强度的操控，所以需要有双方横截面的设计。的拉伸弯曲和弯曲控制安全要求梁截面设计系统的车库系统的刚度和强度特别高，所以整体稳定计算。另外，梁的节点应该采取措施防止钢的构造端横截面的扭转。在截面梁的设计，考虑强度，网络应该是既高又瘦，与总体稳定，法兰应宽而薄的。所以在负载和整体稳定性降低，这是以增加加强筋厚度的一半或一系列措施。3.3螺旋杆的设计螺旋杆的结构按其作用分为输送段、压缩段和出料段三个区段。输送段起到计量和喂料的作用，它的设计确定了进料的能力。番茄首先从料斗以一定的供料量进入机内螺旋辊之间的间隙，番茄被输送段强行推进到压缩段，此段设计成定变径的结构，因此压缩段起到输送、压缩番茄增加料塞密度的作用。番茄再向前进入出料段，番茄在出料段进一步受到均匀压缩,最后将料定压、定量地由出口挤出。当螺旋挤压机正常工作时,螺旋辊受到番茄施于的一个法向合力Fn,这一合力分解为径向分力Fr和Fn′，再将Fn′分解为轴向分力Fa和周向分力Ft，详见图3-2所示。图3-2受力分析螺旋升角为1.3°-3°之间。工作面倾角为30°。平均直径初步设计为70mm。番茄质量初步估计150g。螺旋辊的螺距t的大小对于一定直径的螺旋来说，也就是螺旋升角的大小采用较小的螺距则番茄受到的轴向分力增加，周向分力减小，有利于番茄的推进，但动力消耗有些增加。初步设计螺距为40mm。所以周向分力Ft因此驱动力矩为：由于番茄在输送过程中，前端阻力比较大，受力过程比较复杂，在加上成型头和进馅部分都需要电机减速机提供动力，因此为了安全起见安全系数设为10，因此所需要的扭矩为：3.4带轮的设计带轮的尺寸nnpmpm（1）带轮尺寸m（带轮宽）=取整=107mmn（带轮高）=156mmP（带轮后部直径）=50mm孔洞尺寸O（孔径）=水平位移长度+活动间隙=22mm+2m=24mm3.5外置箱的设计尺寸rq1wp1rq1wp1p1（外置箱的长）=水平位移长度+活动间隙=448mm+2mm=450mmq1（外置箱宽）=承载轴端面+活动间隙=349mm+1mm=350mmr（外置箱宽）=150mmw（外置箱高度）=205m3.6后盖的设计d后盖尺寸：dsthsthh（后盖高）=45mmd（后盖长）=192mmt（后盖固定处高）=6mms（后盖孔径）=128mm固定阀材料：45#钢。3.7进料斗的设计nnpmpm进料斗尺寸:m（高）=取整=157mmn（长）=250mmP（宽）=259mm材料：45钢。3.8垫板的设计nmpnmp垫板尺寸m（长）=取整=904mmn（高）=20mmP（宽）=350mm3.9番茄榨汁机的三维安装配备通常的情况之下，在三维造型的软件当中，安装配备组件的方式方法有两种。第一种是首先完全设计组件中的配件，然后把组件添加到组件当中进行安安装配备备，在工程的应用当中，这种类型的安装配备称为自下而上安装配备。另一种是根据实际情况来确定组件的尺寸大小以及形态，所以首先需要创建一个新组件，然后在组件中创建一个几何对象或将原始几何对象添加到新建的组件当中，这种安装配备方式称为自顶向下的安装配备。安装模块能够把组件快速组合到产品当中，在安装配备的上下文中来创建新的零件模型，并且生成详细的列表。在组装的过程当中，对于组装以及配对的设计能够参照其他组件来进行，通过组装模型能够进行诸如空隙解析以及重量质量管理等操作。生成安装配备的模型之后，能够创建分解视图并将其导入到图形中。在三维建模软件中，主要包括重合，平行，垂直，切线，同轴，锁定，距离，角度等性能来进行合作，根据具体的匹配要求，选择确定不同的配合来完成机器的组装，并使它变成一个组件。安装配备的界面如下图所示。图3-7安装配备界面示意图按照这个番茄榨汁机的方案而言，它安装配备的每一个零部件都非常的配合，以及面与面之间的重合，所以只要用到同轴心配合及重合两种安装配备的方法。下面将以安装配备配合进行介绍。首先在三维造型软件里面建立安安装配备备体的组装页面。然后打开安装配备体文件夹，接着它的具体操作的过程如下图所展示：点击新建按钮，以文件夹的形式来进行选取，包含了零部件以及按钮，然后选取安装配备体的文件，接着打开安装配备体的页面。各个部件之间的组装用到的命令有同心、重合、距离命令。运用三维造型渲染功能，渲染效果图如下图所示。图3.6番茄榨汁机三维渲染效果图4传输动力装置的设计传输动力装置是将动力传递给工作设备，是番茄榨汁机的最为重要的组成部分。保持准确的传输动力比，稳定可靠，工作效率高，是选择使用传输动力种类的重要标准。4.1减速器传动设计按照要求，传动比须大于1000，减速器结构采用三级减速器结构，由多级减速器传动比计算公式：,可知，传动比的分配只需满足各级的传动比均大于10即可。下面我们即按照一级齿轮减速器进行计算。行星齿轮传动比符号及角标含义：1—固定件、2—主动件、3—从动件1、传动比=10，输入功率3KW，输入转速为1440r/min可得*/p=10*/3=整数，可知，只要取3的倍数，上式即为整数，故可取=21可得=-1=10-1=9又由=1+/可得=（10-1）*21=189输出转速：=/=n/=1440/10=144r/min2、行星齿轮传动的效率计算：η=1-|-/(-1)*|*=为a—g啮合的损失系数，为b—g啮合的损失系数，为轴承的损失系数，为总的损失系数，一般取=0.025按=1440r/min、=144r/min、=-9可得η=1-|-/(-1)*|*=1-|1440-144/(-9-1)*144|*0.025=96.84%1、传动比的要求——传动比条件即=1+/可得1+/=189/21=9=所以中心轮a和内齿轮b的齿数满足给定传动比的要求。2、保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合——同轴条件为保证行星轮与两个中心轮、同时正确啮合，要求外啮合齿轮a—g的中心距等于内啮合齿轮b—g的中心距，即=称为同轴条件。对于非变位或高度变位传动，有m/2(+)=m/2(-)得=-/2=(189-21)/2=843、保证行星轮装入两个中心轮的齿间——装配条件想邻两个行星轮所夹的中心角=2π/中心轮a相应转过角，角必须等于中心轮a转过个（整数）齿所对的中心角，即=*2π/式中2π/为中心轮a转过一个齿（周节）所对的中心角。=n/=/=1+/将和代入上式，有2π*//2π/=1+/经整理后=(+)/2=（21+189）/2=105满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。4、保证相邻两行星轮的齿顶不相碰——邻接条件在行星传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和，如图3.1所示。图4.1行星齿轮可得l=2*＞l=2*2/m*(+)*sin=39/2mm=d+2=84mm满足邻接条件。4.2行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算按齿根弯曲强度初算齿轮模数m齿轮模数m的初算公式为m=式中—算数系数，对于直齿轮传动=7.1；—啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N*m；=/=9549/n=9549×3/3×1440=6.63N*m—使用系数，由《参考文献二》表6—7查得=1；—综合系数，由《参考文献二》表6—5查得=2；—计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，由《参考文献二》公式6—5得=1.85；—小齿轮齿形系数，图6—22可得=3.15；，—齿轮副中小齿轮齿数，==9；—试验齿轮弯曲疲劳极限，按由《参考文献二》图6—26～6—30选取=120,所以m==7.1=7.1*0.126=0.89取m=11）分度圆直径d=m*=1×21=21mm=m*=1×84=84mm=m*=1×189=189mm2)齿顶圆直径齿顶高：外啮合=*m=m=1内啮合=（-△）*m=(1-7.55/)*m=0.856=+2=21+2=23mm=+2=84+2=86mm=-22=189-2=187mm3)齿根圆直径齿根高=（+）*m=1.25m=1.25=-2=21-2.5=18.5mm=-2=84-2.5=81.5mm=+2=189+2.5=191.5mm4）齿宽b《参考三》表8—19选取=1=*=1×21=21mm=*+5=21+5=26mm=26+(5-10)=26-5=21mm5)中心距a对于不变位或高变位的啮合传动，因其节圆与分度圆相重合，则啮合齿轮副的中心距为：1、a—g为外啮合齿轮副=m/2(+)=2/2×(18+45)=63mm2、b—g为内啮合齿轮副=m/2(+)=2/2×(108-45)=63mm中心轮a行星轮g内齿圈b模数m111齿数z2184189分度圆直径d2184189齿顶圆直径2386187齿根圆直径18.581.5191.5齿宽高b212621中心距a=84mm=84mm4.3行星齿轮传动强度计算及校核1、行星齿轮弯曲强度计算及校核（1）选择齿轮材料及精度等级中心轮a选选用45钢正火，硬度为162～217HBS，选8级精度，要求齿面粗糙度1.6行星轮g、内齿圈b选用聚甲醛（一般机械结构零件，硬度大，强度、钢性、韧性等性能突出，吸水性小，尺寸稳定，可用作齿轮、凸轮、轴承材料）选8级精度，要求齿面粗糙度3.2。（2）转矩=/=9549/n=9549×3/3×1440=6.63N*m（3）按齿根弯曲疲劳强度校核由《参考文献三》式8—24得出如【】则校核合格。（4）齿形系数由《参考文献三》表8—12得=3.15，=2.7，=2.29；（5）应力修正系数由《参考文献三》表8—13得=1.49，=1.58，=1.74；（6）许用弯曲应力由《参考文献三》图8—24得=180MPa，=160MPa；由表8—9得=1.3由图8—25得==1；由《参考文献三》式8—14可得=*/=180/1.3=138MPa=*/=160/1.3=123.077MPa=2K/b*=2×1.1×6.63/15×2x2×36×3.15×1.49=14.39Mpa<=138MPa=*/=14.39×2.7×1.587/3.15×1.74=11.25<=123.077MPa齿根弯曲疲劳强度校核合格。2、齿轮齿面强度的计算及校核（1）、齿面接触应力===（2）、许用接触应力为许用接触应力可按下式计算，即=*（3）、强度条件校核齿面接触应力的强度条件：大小齿轮的计算接触应力中的较大值均应不大于其相应的许用接触应力为，即或者校核齿轮的安全系数：大、小齿轮接触安全系数值应分别大于其对应的最小安全系数，即>查《参考文献二》表6—11可得=1.3所以>1.33、有关系数和接触疲劳极限（1）使用系数查《参考文献二》表6—7选取=1（2）动载荷系数查《参考文献二》图6—6可得=1.02（3）齿向载荷分布系数对于接触情况良好的齿轮副可取=1（4）齿间载荷分配系数、由《参考文献二》表6—9查得==1.1==1.2（5）行星轮间载荷分配不均匀系数由《参考文献二》式7—13得=1+0.5（-1）由《参考文献二》图7—19得=1.5所以=1+0.5（-1）=1+0.5×（1.5-1）=1.25仿上=1.75（6）节点区域系数由《参考文献二》图6—9查得=2.06（7）弹性系数由《参考文献二》表6—10查得=1.605（8）重合度系数由《参考文献二》图6—10查得=0.82（9）螺旋角系数==1（10）试验齿的接触疲劳极限由《参考文献二》图6—11～图6—15查得=520Mpa（11）最小安全系数、由《参考文献二》表6-11可得=1.5、=2（12）接触强度计算的寿命系数由《参考文献二》图6—11查得=1.38（13）润滑油膜影响系数、、由《参考文献二》图6—17、图6—18、图6—19查得=0.9、=0.952、=0.82（14）齿面工作硬化系数由《参考文献二》图6—20查得=1.2（15）接触强度计算的尺寸系数由《参考文献二》图6—21查得=1所以==2.06×1.605×0.82×1×=2.95==2.95×=3.5==2.95×=4.32=*=520/1.3×1.38×0.9×0.95×0.82×1.2×1=464.4所以齿面接触校核合格。4.4行星齿轮传动的受力分析在行星齿轮传动中由于其行星轮的数目通常大于或等于1，即>=1,且均匀对称地分布于中心轮之间；所以行星传动中，各基本构件（中心轮a、b和转臂H）对传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于零。因此，为了简便起见，本设计在行星齿轮传动的受力分析图中均未绘出各构件的径向力，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F代表切向力。为了分析各构件所受力的切向力F，提出如下三点：在转矩的作用下，行星齿轮传动中各构件均处于平衡状态，因此，构件间的作用力应等于反作用力。如果在某一构件上作用有三个平行力，则中间的力与两边的力的方向应相反。为了求得构件上两个平行力的比值，则应研究它们对第三个力的作用点的力矩。在行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力F，如图1—3所示。由于在输入件中心轮a上受有个行星轮g同时施加的作用力和输入转矩的作用。当行星轮数目2时，各个行星轮上的载荷均匀，（或采用载荷分配不均匀系数进行补偿）因此，只需要分析和计算其中的一套即可。在此首先确定输入件中心轮a在每一套中（即在每个功率分流上）所承受的输入转矩为=/=9549/n=9549×3/3×1440=6.63N*m可得=*=19.89N*m式中—中心轮所传递的转矩，N*m； —输入件所传递的名义功率，kw；(a)(b)(a)(b)（a）传动简图(b)构件的受力分析按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮g作用于中心轮a的切向力为=2000/=2000/=2000×6.63/36=3.68KN而行星轮g上所受的三个切向力为中心轮a作用与行星轮g的切向力为=-=-2000/=-3.68KN内齿轮作用于行星轮g的切向力为==-2000/=-3.68KN转臂H作用于行星轮g的切向力为=-2=-4000/=-7.36KN转臂H上所的作用力为=-2=-4000/=-7.36KN转臂H上所的力矩为==-4000/*=-4000×19.89/36×20.625=-107N*m在内齿轮b上所受的切向力为=-=2000/=3.68N在内齿轮b上所受的力矩为=/2000=/=19.89×30/36=16.6N*m式中—中心轮a的节圆直径，㎜—内齿轮b的节圆直径，㎜—转臂H的回转半径，㎜根据《参考文献二》式（6—37）得-/=1/=1/1-=1/1+P转臂H的转矩为=-*（1+P）=-19.89×（1+7）=-159N*m仿上-/=1/=1/1-=p/1+P内齿轮b所传递的转矩，=-p/1+p*=-7/8×(-159)=139N*m4.5行星齿轮传动的均载机构及浮动量行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些是由于在其结构上采用了多个（2）行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空间，使用了多个行星轮来分担载荷，形成功率分流，并合理地采用了内啮合传动；从而，才使其具备了上述的许多优点。4.6轮间载荷分布均匀的措施为了使行星轮间载荷分布均匀，起初，人们只努力提高齿轮的加工精度，从而使得行星轮传动的制造和转配变得比较困难。后来通过实践采取了对行星齿轮传动的基本构件径向不加限制的专门措施和其他可进行自动调位的方法，即采用各种机械式的均载机构，以达到各行星轮间载荷分布均匀的目的。从而，有效地降低了行星齿轮传动的制造精度和较容易转配，且使行星齿轮传动输入功率能通过所有的行星轮进行传递，即可进行功率分流。在选用行星齿轮传动均载机构时，根据该机构的功用和工作情况，应对其提出如下几点要求：（１）载机构在结构上应组成静定系统，能较好地补偿制造和转配误差及零件的变形，且使载荷分布不均匀系数值最小。（２）均载机构的补偿动作要可靠、均载效果要好。为此，应使均载构件上所受力的较大，因为，作用力大才能使其动作灵敏、准确。（３）在均载过程中，均载构件应能以较小的自动调整位移量补偿行星齿轮传动存在的制造误差。（４）均载机构应制造容易，结构简单、紧凑、布置方便，不得影响到行星齿轮传动性能。均载机构本身的摩擦损失应尽量小，效率要高。（５）均载机构应具有一定的缓冲和减振性能；至少不应增加行星齿轮传动的振动和噪声。为了使行星轮间载荷分布均匀，有多种多样的均载方法。对于主要靠机械的方法来实现均载的系统，其结构类型可分为两种：1、静定系统该系统的均载原理是通过系统中附加的自由度来实现均载的。2、静不定系统均载机构：1、基本构件浮动的均载机构(1)中心轮a浮动（2）内齿轮b浮动（3）转臂H浮动（4）中心轮a与转臂H同时浮动（5）中心轮a与内齿轮b同时浮动（6）组成静定结构的浮动本次所设计行星齿轮是静定系统，基本构件中心轮a浮动的均载机构。4.7主轴设计主轴是番茄榨汁机中最为重要的零部件之一。在传输动力零件在做回转运动的时候，都一定要安装在轴上才能够进行运动和传递动力[17]。所以主轴的作用是支承回转零件又传递动力。4.7.1轴的设计计算轴的转速已知：电动机转速,番茄榨汁机主轴转速，传动比轴的输入功率电动机风力发电机主轴——电动机与主轴的传递机械效率，带传动轴转矩电动机转矩：风力发电机主轴：4.7.2轴的最小直径设计计算整个轴为悬臂梁，受到弯扭合成。但是此处弯矩的影响相对较小，故采取主要按照扭转强度的条件计算，且同时适当降低许用扭转切应力的数值加以弥补。选材：45钢，调质处理，,结构设计：由《机械设计》确定轴的最小直径：其中：——许用切应力，由表16.2，此处取30MPa——轴传递功率，——主轴转速，——系数，由上式可得：。4.7.2轴的强度校核计算我们需要使用一些力的依据来对主轴进行校核，并画出其受力分析。1.轴的材料：45号钢，调质处理.其机械特性查得：,,,,,,由上述得：大齿轮低速轴轴径为所以圆周力Ft、径向力Fr的方向如下图所示3．轴承的支反力1）水平面支反力图2）垂直方向上的支反力画弯矩图a、水平弯矩图b、垂直弯矩图4）合成弯矩图5）画扭矩图6）画计算弯矩图应单向回转，视扭矩为脉动循环则截面C处的当量弯矩为7）根据弯矩扭矩的合力来校核轴根据截面C的当量弯矩最大，所以校核该截面的强度.对于实心轴来说：所以轴是没问题的。该机主轴与电动机轴之间是通过带传动进行连接，传递转矩，两端设置有圆锥滚子轴承动齿盘固定在轴上，且在轴的一端上装置有动齿盘，可认为动齿盘部分为悬臂结构。动齿盘通过键与轴联接。由于动齿盘的排列呈对称排列形式，在同一个平面上每个动齿所产生的力相等，相互抵消。所以动齿盘产生的离心力对轴的变形无影响，只受到动齿盘的作用力，使其产生弯曲变形，轴除受弯矩外，还受扭曲变形。所以用弯扭组合变形对轴进行强度校核。由于动齿盘上采用对称排列方式，其产生的离心力相互抵消，合理为零。计算动齿盘的作用力：根据钢板重量的计算公式，不同厚度的钢板每平方米的理论重量，由可以计算其中：——动齿盘的重力——钢板质量动齿盘重量：带轮的作用力由前面计算得：安装位子处于转动轴的斜向左下方，所以主轴的受力分解为铅垂面以及水平面，如下两图：（a）垂直面(xz平面)受力如下图4-2所示：图4-2水平面(xy平面)受力如下图4-3所示：图4-3垂直面支承反力的计算则：水平面的支撑力的计算：则：（b）垂直面弯矩图（如图4-4所示）：图4-4水平面弯矩图：图4-5画扭矩图（如图4-6所示）：图4-6该轴受弯矩和扭矩的作用，属于弯矩和扭矩的组合变形最大弯矩在尺寸168处，若按第三强度理论计算，则强度条件应为：轴的最小直径为520mm。即：所以轴的强度满足要求。图4-24.8轴承的设计选择根据对该番茄榨汁机的结构和对轴的受力分析可知，由于动齿盘为对称排列，在转子的转动过程中动齿盘所产生的离心力相互抵消，轴承受到动齿盘产生的径向力为零，但是由于转子自己会产生一定的离心力；同时由于转子自身的重力，会使轴承受到轴向力。因此，在工作过程中轴承同时受到轴向和径向载荷的作用，且轴承受到的轴向载荷较大，故选择圆锥滚子轴承中大锥度轴承33205。初步设计该轴承的寿命为，根据该机的工作情况，轴承寿命按照额定动载荷的方法计算较为合理：查手册33205轴承主要性能参数如下：，，，,,,4.8.1轴承的受力分析则可得：轴承所受径向力为，4.8.2轴承寿命计算附加轴向力轴承轴向力由于轴承2被压紧，故X、Y值，查表得，，查表得，冲击载荷系数考虑中等冲击，查表得：=1.5当量动载荷轴承寿命因为＞，只计算轴承2的寿命式中：——以小时计算的轴承额定寿命，各种轴承的使用寿命有推荐值；——转子转速（转/分）；——轴承寿命指数，对于滚子轴承，。所以，轴承寿命满足要求。4.9键连接强度的计算按结构特点和工作原理、按键可以分为平按键，半合并或楔按键，其他各种花键。平按键结构简单，容易制作的，好装拆，中性的方便，耐冲击和有载荷。因而得到广泛的应用。半圆形的合并工作方面是从两个方面月牙键沟、轴挖深，轴的强度下降，固一般很少的扭矩传递。楔按键一般外部轴端固定或大齿轮皮带轮。连接时卡入槽内，关键的顶面和底部和车轮和轴之间的摩擦压迫传达扭矩，这个时候，2底的接触面画一条直线；键的两侧是非工作方面，车轮和键槽侧面间的空隙。花键轴连接可靠，接力的大扭矩，主轴部件花键轴移动，诱导性，中性也不错，所以在机器中广泛应用。两尺寸选择键，选择。根据关键结构特征的关键类型，使用条件和劳动条件，选择适当大小的关键根据标准规格和强度将可能需要。键的主要尺寸截面尺寸（通常是关键的宽度B和键显示）和L相同的键的截面尺寸的长度，选定的标准轴直径D键的长度L一般轮毂的长度不同。也就是说，关键是长或短，轮毂的长度。这里是D，轴的直径，指定密钥长度符合标准规定的长度系列。锥齿轮轴的头在选择平键，B型66L=10GB1095：79。键联结强度计算键结节强度计算扭矩传递平键连接，各种配件连接的应力分析。对于普通材料的组合使用和选择大小根据普通平键联接接触标准，工作效率的主要失效形式是被粉碎。除非有严重过载，一般不会出现键切割。因此，它通常只在挤压应力强度校核计算工作面。对导向平键和键连接的关节接触滑动接触，过度磨损失效的主要形式是工作。因此，通常根据条件强度计算的工作压力。平键传递扭矩的连接，连接所有的所有零件的强度分析。普通平键连接普通的材料组合和尺寸的选择标准，工作压力的主要失效形式方面，海国家。除非有严重过载不会出现键切割。因此，对校对的挤压应力强度计算正常工作。导游平键连接和滑键连接，主要失效形式是磨损过大的工作。因此，在正常工作压力校验条件强度计算。根据其要求，普通平键联接的强度条件计算校核公式为：式子当中：T——传递的扭矩，单位是；L——键的运行工作长度，单位是mm，圆形平键l=L-b，平键l=L，其中l是键的长短，单位是mm;b是键的宽度，单位是mm。d——轴的直径，单位是mm；h——键的高度，单位是mm；——键，轴和轮毂中最弱材料的允许挤压应力，单位为；所以有：当然因此强度是充足的。结论在对我大学学习的过程当中，我真的是感触良多。在对我大学四年的生涯画上完美的句号时，我又开始对这完美沉思了，犹豫了，突然觉得所有都不是索然无味，而是见证我努力与汗水的结晶。每当我困惑于这个技术难题时，我的指导老师都会出现在我的眼前对我悉心指导，我嘴上不说，但是心里无时无刻的不在感谢您。此时五味杂陈，大学四年