螺旋式连续榨汁机的设计

螺旋式连续榨汁机的设计摘要：本文介绍了螺旋压榨机的设计方案。该机采用模块化的设计理念，以便于拆卸和维护。机器具体采用同步带传动，变直径、连续式且变螺距螺杆，电动机选型为YE3-112M-4-B35，。其中重点介绍了梯形同步带的设计和挤压机筛筒部的设计，包括推算功率和工作时间、选择合适的梯形同步带型号、确定带轮齿数和节圆直径、推算小带轮啮合齿数、确定基本额定功率、作用在轴上的力、带轮和带的选用、以及螺旋轴的设计等。机器各个部分传动比适中，传动部分结构合理。设计过程中参考了相关标准和规范，最终确定了各个部件的尺寸和参数。整个设计过程中，合理考虑了各种因素，保证了螺旋榨汁机的正常运行。关键词：螺旋式连续榨汁机、螺杆部设计、梯形同步带、带轮。DesignofaSpiralContinuousJuicerAuthor:ShiPenghaoSupervisor:YangZhilinAbstract:Thispaperintroducesthedesignschemeofaspiralpressjuicer.Themachineadoptsamodulardesignconcepttofacilitatedisassemblyandmaintenance.Themachinespecificallyusessynchronousbelttransmission,variablediameter,continuousandvariablepitchscrewrods,andthemotortypeisselectedasYE3-112M-4-B35.Amongthem,thedesignoftrapezoidalsynchronousbeltandthedesignoftheextruderscreencylinderareintroducedindetail,includingcalculatingpowerandworkingtime,selectingsuitabletrapezoidalsynchronousbeltmodels,determiningthenumberofteethandpitchdiameterofthepulley,calculatingthenumberofmeshingteethofthesmallpulley,determiningthebasicratedpower,theforceactingontheshaft,theselectionofpulleyandbelt,andthedesignofthespiralshaft.Theoveralltransmissionratioofthemachineismoderate,andthetransmissiondevicestructureiscompact.Duringthedesignprocess,relevantstandardsandspecificationswerereferredto,andthedimensionsandparametersofeachcomponentwerefinallydetermined.Throughoutthedesignprocess,variousfactorswerereasonablyconsideredtoensurethenormaloperationofthespiraljuicer.Keywords:spiralcontinuousjuicer,screwsectiondesign,trapezoidalsynchronousbelt,pulley.目录TOC\o"1-1"\h\u32606螺旋式连续榨汁机的设计 112188摘要 14849关键词 118293Supervisor:YangZhilin 177581.前言： 2196482.研究现状 2143073.作用原理 394094.影响螺旋榨汁机出汁率的因素 4241325总体方案设计 4206266选择电动机 9326637推算总传动比和分配传动比 10310868推算传动装置的运动和动力参数 10279479设计梯形同步带 121955010带轮和带的选用 15946011联轴器的选用 16213112螺旋轴的设计 172656713筛孔设计 223120714轴承端盖的设计 232693参考文献 2414945致谢 241.前言：榨汁过程涉及将一个复合物——由固体、液体成分构成——通过施加外力，使得液体与固体成分从一个设定空间中被有效分离出来。这一过程的关键在于利用一个精密设计的压榨装置，该装置能够将液体和固体成分从混合物中分离出来。目前工业级螺旋榨汁机该机由前支座、进料斗、螺旋轴、过滤网、盛汁器、后支座、出渣槽等部件组成，通过电动机驱动螺旋轴进行运转。2.研究现状国外首先，在英国，Simo-Rosedowns公司采用了先进的螺旋渗氮技术和硬质合金处理技术，成功制造出能够承受高压的螺旋榨汁机。这些设备配备双螺旋进料装置，并采用水冷方式对榨螺进行冷却，每天的压榨能力可达40至65吨。在美国，Vicent公司的Johnston设计了一款反向旋转的平行双螺杆压榨机，采用互相啮合的中断螺棱螺杆，减少了物料的滑移，增强了正向位移的能力。突齿刮刀的安装有效防止了物料阻塞。研究者Bargale针对汁料在压榨过程中的饼渗透率变化问题，建立了渗透率与时间变化的数学模型，以解决渗透率可变的问题。此外，在相关领域HideakiOhta,KeizoTonohara,AtsuoWatanabe,等人提出了一种使用新式螺杆压榨提取系统提取柑橘类水果汁液的方法并采用TenaxGC吸附剂对头空间挥发性成分进行捕获和浓缩，之后又比较两种不同提取系统提取的汁液中的挥发性成分，评估了它们的风味特性和质量。J.O.Olaoye;O.A.Oyelade;的甘蔗汁提取器的研发使得甘蔗汁的提取过程更加高效。通过结合多组金字塔形金属板，该提取器可以快速提取甘蔗汁，并消除了手动操作的压力。经过性能评估，该提取器显示出高效提取能力和提取效率，适合在农场中生产甘蔗汁。国内近年来，随着生活水平的提高和健康意识的增强，果汁的需求日益增加，其市场需求逐年增长。在这样的背景下，关于榨汁机的设计和优化研究也日益丰富，特别是螺旋榨汁机因其高效榨汁和等特点而受到研究者的广泛关注。徐梦媛等人基于TRIZ理论提出了一种便捷式榨汁机的优化设计，这一设计通过利用榨汁机本身的空间资源，采用自收纳结构，实现了携带时体积的显著减小，既解决了无效空间的问题，又提高了携带便利性。这一研究突破了传统榨汁机设计的局限，为便携式榨汁机的发展开拓了新的可能性。许友强利用FAST方法对家用榨汁机的功能进行深入分析，最终设计出一款既简约时尚又易用的多功能家用榨汁机。这一研究不仅针对了传统榨汁机功能单一、同质化现象严重的问题，而且在功能组合和产品设计方面提供了新的见解。鲁亚云的研究聚焦于螺旋式连续榨汁机的结构设计和分析，提出了一种基于压缩体积的机械榨取机设计思路。通过对螺杆直径和螺距的科学设计，该研究大幅提高了榨汁效率和出汁率，对改进传统榨汁机有重要意义。黄瑞等人针对农业榨汁机在榨汁过程中遇到的问题，提出了一种新型的农业榨汁机设计方案，通过特殊的分解装置和调节螺杆，实现了自动排渣和过滤网孔除渣功能，有效提高了榨汁效率。吴昌忠等人的研究着重于螺旋式自动苹果榨汁机的设计，通过采用新型的榨汁结构和可拆卸榨汁筒设计，大大提高了出汁率和设备的清洗方便性，解决了传统榨汁机存在的问题。董越的研究则从榨汁机外壳设计入手，通过定模滑块和斜顶的创新设计，解决了塑件上的熔接痕和气泡等缺陷，提高了榨汁机的整体质量和美观度。刘明月的研究《新型榨汁机挤压装置的创新设计》提出了挤压筒结构和布置形式的改进，引入了随动控制装置和螺旋导引结构，旨在解决挤压作用不均匀及出渣不畅等问题，从而提高工作范围和效率。朱秀娟的论文《新型榨汁机传动装置创新设计与手板制作》针对榨汁过程中的疏汁不畅问题，创新设计了榨汁机传动装置，通过改进搅拌容器内部结构，实现量杯与搅拌棒的分离，以及螺旋搅拌棒的自转与公转相结合，提高了疏汁效率。在《螺旋榨汁机的多功能化设计研究》中，李凌乐和肖付刚探索了以满足中小食品企业多样化生产需求的多功能螺旋榨汁机设计。通过对螺杆部分进行设计改进，增强了螺旋榨汁机的功能多样性，特别是增加了适当的循环冷冻系统和真空抽滤，以提高果汁质量。李烈柳在《果蔬榨汁机的使用与改障排除》中，综合讨论了果蔬榨汁机的使用技术、故障排除以及相关产品，为果蔬榨汁机的高效使用和维护提供了实践指南。这些研究表明，随着技术的进步和消费者需求的多样化，榨汁机的设计正朝着功能性、便携性、清洁方便性等方向发展。从便携式榨汁机到多功能榨汁机，再到专业的农业榨汁机，榨汁机的设计正逐步优化升级，以满足市场的不同需求。3.作用原理物料通过进料斗进入螺旋杆部分，在螺旋杆的推动下向后运动使得空间逐步缩小，物料在这一过程中不断受到挤压力，，从而使得使得物料中的液体部分被不断挤出，最后通过筛筒过滤出来。4.影响螺旋榨汁机出汁率的因素1.物料的性状：不同的果蔬其固液比例、纤维含量和结构各不相同，这些特性会直接影响到榨汁的效率和出汁率。一般来说，纤维含量高、结构紧密的物料较难榨汁，出汁率相对较低。2.螺旋轴的设计：螺旋轴的直径、螺距以及螺旋的形状都会影响物料的推进速度和压榨力度，进而影响出汁率。设计合理的螺旋轴能够更高效地传递压力，提高出汁率。3.筒体和滤网的设计：筒体内部的空间设计和滤网的孔径大小对于物料在机内的流动状态和过滤效率有着直接影响，进而影响着出汁率。过大或过小的滤网孔径都会降低出汁率。4.物料的预处理：对物料进行适当的预处理，如切割成小块、去核去皮等，可以增加物料的接触面积，使得压榨时更加充分，从而提高出汁率。5.加工参数的设定：包括螺旋轴的转速、物料的加工时间以及压榨力度的调整等。这些参数需要根据不同的物料特征进行合理设定，以达到最佳出汁效果。5总体方案设计5.1整体布局设计螺旋压榨机主要有：其中主要分为动力系统部分、传动系统部分、工作部分、出排料部分四个部分。本设计在布局上采用模块化设计,即动力区、传动区、工作区按区划分(见图1)。这样布置,一是方便拆卸,可以实现柔性制造;二是采用同步带传动,起到了缓冲作用,可避免故障的发生;三是考虑到电机位置较低、为了避免在电机与减速器之间原料进入造成螺杆堵转、引起瞬间负荷过大,烧坏电机或损坏减速器等故障，采用同步带传动,极大地降低了机械振动与噪声[1]，且大大提高了机械性能。螺旋式连续榨汁机基本结构如图1。图1螺旋榨汁机简图序号12345678910名称电机减速器三角带联轴器进料斗螺旋杆筛筒出料斗集液盘机架5.2工作原理该机械设备是由多个部分组成的，其中主要分为动力系统部分、传动系统部分、工作部分、出排料部分四个部分。它的工作原理是：首先，电机启动并将动力传递至减速器，再由减速器（动力系统部分）通过同步带驱动联轴器（传动系统部分）和螺旋轴旋转。同时，物料通过进料斗进入螺旋杆部分，在螺旋杆的推动下受到挤压力，使得物料中的液体部分被筛筒过滤出来（工作部分），并通过集液盘从机器排出。在这一过程中，由于持续的挤压，物料中的液体内容量不断减少，最后剩余的固体物料将从出料斗排出机外。（出排料部分）5.3螺杆部设计螺旋式连续榨汁机利用筛筒内部螺旋杆的旋转动作，向物料施加挤压力，从而有效地从物料中提取汁液。螺杆的设计多样，可基于其螺纹直径、螺距以及螺纹形状等特点进行分类。具体而言，螺杆可分为等直径和变直径两大类，基于螺距变化，又可细分为等距和变距类型；而根据螺纹形状，螺杆还可区分为连续式和断续式。经过综合考量，此设计选用了变直径、连续式且变螺距的螺杆，以优化榨汁效率。通过变直径和变螺距的设计，螺杆在物料输送过程中能逐渐增大压力同时减少物料容积，而断续设计则有助于增强对果浆泥的破碎作用。螺杆设有四个主要段落，每一段都有其特定的功能：第一段是喂料螺旋，侧重于物料的顺畅输送；第二段为预压螺旋，其特点是直径保持不变但是螺距渐减，以加强对物料的挤压和破碎；第三和第四段则为变径等距螺旋，主要目的是进一步增强对物料的挤压力度，强制性地从物料中挤出水分，其中第四段增压效果更强。图2螺旋轴Fig.2screwaxis5.4螺杆螺旋直径和螺距的设计螺杆螺旋结构简图如图3[2]。图3螺杆螺旋结构简图Fig.3Screw

spiral

structure

design5.4.1螺杆转速的确定考虑到螺杆的主要工作职责是对物料进行压榨，因此它的转速设置较为缓慢。参考了榨油机、油料加工设备和食品用榨汁机的转速，最终确定将转速先定为120转/分钟。5.4.2螺距的确定以第一段t=50mm，其他各段螺距每段递减进行螺距推算。物料移动速度(m/s)推算：v===0.1m/s机器加工能力估算公式如下：G=3600FvρΦ(kg/h)（1）式中:：G—生产率,本设计取G=1000kg/h；ρ—物料容积密度，本设计取ρ=400kg/m；Φ—充填系数,本设计取Φ=0.2。将参数代入得：1000=3600×F×0.1×400×0.2解得：F≈0.0347(m)螺旋杆螺旋压榨时的的截面面积推算公式：F=（2）式中：d—螺杆螺旋压榨部分的截面大径(m)；d—螺杆螺旋压榨部分的截面小径(m)；本设计根据强度推算得d=0.09m；将有关数据代入得，则可求得：d≈0.2287m取螺杆螺旋压榨部分的截面大径d=0.24m。5.5功率推算压缩物料所消耗的功率；使物料移动消耗的功率是榨汁机功率消耗的主要两个方面。因此，这里把各种摩擦和震动等所消耗的功率算入到机械效率中[3]。设压缩物料所消耗的功率为P：P=(1+2+3+…+Z)（W）（3）=0.0347=2891.5W式中：——相邻螺距大小之差，m；设使物料移动所消耗的功率为P：(W)式中：m——物料的质量kg；t——物料运动时间s。而=G(生产能力)（5）所以：（6）==5w则消耗的功率为：（7）==3575.93w式中：——传动效率。电动机到螺旋压榨部分（工作部分的总效率）其中包括螺旋压榨轴的效率为[4]：上述计算式中：、、、、分别为梯形同步带传动、轴承传动、齿轮传动、十字滑块联轴器、螺旋轴的轴承的效率。取＝0.96、＝0.99、＝0.97、＝0.97、＝0.98、则：＝0.96×0.99×0.97×0.97×0.98＝0.816选择电动机按目前的加工要求和条件，综合考虑选择Y型全封闭鼠笼型三相异步电动机[5]作为动力源。6.1选择电动机功率螺旋榨汁机电动机最低输出功率应是：（8）==3713.5w6.2确定电动机转速要确定电动机的转速，就首先要在合理的传动比范围内选择梯形同步带和减速器的传动比范围，因此查手册取带传动的传动i＝2—4，减速器的传动比，那么合理总传动比的范围为，再鉴于之前已将螺旋压榨轴的转速定为120r/min可确定电动机转速的可选范围为：(8−50)在这一范围内的电机同步转速有1500r／min，3000r／min再结合机器本身综合考虑查出符合条件的电动机型号其相关技术参数的比较情况见表1，表1电动机技术参数`电动机型号额定功率电动机转速传动装置的传动比P/kW额定转速总传动比带减速箱1YE3-112M-4-B354144012342YE3-112M-2-B354290524.238对比两个方案中各部分的传动比以及电动机和传动部分的大小、重量，可知方案2更合适。故选电机型号为YE3-112M-4-B35，该电动机的满载转速=1440r／min、额定功率，总传动比在合适的范围，传动方式紧凑[7]。电机的主要外形尺寸见图4和表2：图4电动机结构简图表2电动机的主要尺寸 外形及安装尺寸序号ABCDEFGHKMNPSTABACHDLIE2L（参考值）IE3尺寸19014070Ф2860831112Ф1221518025014.54235200×200270400455

7推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，可得传动装置的总传动比为：i==在确定总传动比后，分配各级传动比的过程中需要严格管理，以限制传动组件的圆周速度，减少动态负荷，并降低对传动精度的需求。在这个过程中，应该考虑到几个关键点：确保每个级别的传动比选择在技术可实现的区间内；设计传动系统时，力求使其体积最小化、重量轻便；并且要确保所有传动元件的尺寸协调，保持结构平衡和合理，并防止相互之间的干扰和碰撞。依据这些原则，我们决定将同步带的传动比定为3，减速机的传动比设置为4。8推算传动装置的运动和动力参数在进行传动部件的设计和推算时，必须先估算出各轴的转速、功率以及扭矩。并基于电动机到工作机械之间运动传递的路径，推算沿该路径各轴的运动特性和动力特性，详细记录于表3中。8.1各轴转速===360=式中：为电动机满载转速，单位为；；和8.2各轴的输入功率（9）=4×0.992===3.214kW式中：为电动机的输出功率，单位为kW；、；8.3各轴转矩（10）=26.5=77.9N·m==77.940.82=255.5N·m式中：、的推算公式为：（11）=9550=26.5N·m表3传动装置的运动和动力参数Tab,3Kinematicanddynamic

parameters

of

the

gear轴名参数电动机轴减速器螺旋轴转速n/(r/min)1440360120输入功率P/kW43.923.214输入转矩T/(N·m)26.577.9255.5传动比i43效率0.990.829设计梯形同步带 9.1确定推算功率鉴于螺旋榨汁机是低速重载的机器，其由于可能的物料投入不均会使载荷变动较大，并且鉴于所选电动机为交流电动机，每日工作时长不超过10小时，采用软启动方式[10]。故：=——工作情况系数取=1.7。9.2选择梯形同步带带的型号根据推算功率和小带轮转速[3]，选择XH带。9.3确定带轮齿数和节圆直径9.3.1带轮齿数和节圆直径查GB/T11362-1989和GB/T11361-2018得：取小带轮齿数Z1=32节圆直径d1=226.38由GB/T11361-2018得节圆直径d9.3.2验算带的速度V（12）9.4确定传动的中心距a和带长初定中心距，由即：即：，取700mm。推算基准带长：（13）选取带的基准长度，查GB/T11616-2013]得：推算实际中心距，由公式：查下表得故中心距的变动范围为：∆9.5推算小带轮啮合齿数Zm根据公式可得zm9.6确定基本额定功率P0P0=T式中：m−−查得：=4048.9=1.4849.7确定作用在轴上的力作用在轴上的力由下式确定：Fr=1000Pd9.8求带宽bsbs式中：Kz——啮合齿数系数，查表取1。

bs应按Mechtool通用工具网站中“梯形齿同步带宽度bs系列”表选出标准值，该值小于d故选用76.2mm的带9.9梯形同步带设计推算表4梯形同步带设计推算列表：设计功率Pd(KW)

Pd=6.664001Ka

带轮转速(r/min)

n1=360

传动比i=3

n2=120工况系数Ka=1.7

Ka传递的功率P=3.92

选择带型带型：XH

选择节距节距Pb:22.225mm带轮齿数

小带轮Z1min=22

推算Z2=iZ1=96

轴间距a取z1=32

取z2=96带轮节圆直径

d1=226.38取d1=226.38

d2=679.15取d2=679.15

皮带参数

推算带长Lo=2895.62

节线长上齿数z=128

选择节线长

Lp=2844.8633.87<初定轴间距700<1811.06

实际轴间距a=674.59带速v=4.27

啮合齿数

Zm=13Kz=1α1=140.7

基本额定功率P0=17.173查询选定带宽bs

推算bs=44.286标准带宽

作用在轴上的力Fq=1561|

76.2

10带轮和带的选用10.1材料带轮常用材料是铸铁，因为带速v=4.24m／s，所以选用45#钢10.2带轮的形式经综合考虑小带轮采用孔板轮；对于大带轮采用孔板轮。10.3带轮尺寸设计及选用由于小同步带轮（如图5）与减速器相连，故小同步带轮的轴孔直径，d=30mm。由GB/T11361-1989GB/T11361-2018GB/T11361-1989小带轮的数据选择：带轮结构孔板轮带轮结构参数da=223.586S=27.432d=30S2=8.94344d1=89.4344d2=178.8688L=91.44B=76.2轴孔倒角r=1×45图5小带轮示图Fig.5Smallpulley大带轮轴的带轮部分参数选择如下带轮结构孔板轮带轮结构参数da=676.356|S=27.432d1=270.5424S2=27.05424d2=541.0848L=91.44B=76.2轴孔倒角r=1×估算最小直径由下列公式可得d≥理论最小直径37.203mm取整可得理论最小直径为38mm11联轴器的选用鉴于榨汁机的工作特点，特别是其旋转轴可能会发生轴向位移的情况，选择合适的联轴器就至关重要。因此，可移式联轴器成为了一个理想的选择，因为它能够容忍两轴之间的一定安装误差，并对这些轴间的偏移进行一定程度的补偿。基于这个原因，滑块联轴器是一个极好的选项。通过图示可以清楚地看到，十字滑块联轴器主要由两部分组成：两个半联轴器和十字滑块。十字滑块的两侧设有互相垂直的突起，这些突起分别与两个半联轴器的凹槽相匹配，形成可移动的连接。在联轴器的工作过程中，十字滑块会随两轴的旋转而旋转，同时也会相对两轴进行移动，以此来补偿两轴之间的径向位移。这种设计使得联轴器能够容忍较大的径向偏移量（y＜0.04d，其中d代表轴的直径），同时也允许轻微的角度位移和轴向位移。不过由于十字滑块在偏心旋转时会产生离心力，因此这种联轴器不适用于高速操作。此外，为了降低十字滑块在相对移动过程中的磨损，并提高传动效率，定期的润滑是必不可少的[12]。图7十字滑块联轴器Fig.7OldhamCoupling12螺旋轴的设计12.1材料的选取螺旋杆作为螺旋式榨汁机的核心组件，综合考虑后选择不锈钢材质并经过铸造和精细加工而成[13]。12.2拟订轴上零件的装配方案螺旋杆的外型如图8所示：图8螺旋轴Fig.8Screwaxis12.3初步确定轴的最小直径按扭转强度来大致确定：（19）查阅

Mechtool通用工具网站后，螺旋压榨轴的材料确定采用调质处理的45号钢，=650M，由查表取A=110，于是：=110为确保轴与联轴器之间的匹配并满足必要的强度条件（即），选择了一个孔径为50mm的联轴器。同时，考虑到在传动过程中需承受的轴向及径向力，采用了一个长度为100mm的十字滑块式联轴器。这种配置旨在保证输出轴的最小直径能够适配并保证工作时的强度要求。12.4根据轴上定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足十字滑块联轴器的轴向定位需求，须在轴段的右侧设计一个定位轴肩[14]，其直径为65mm。同时在轴的左段，则设计了轴端挡圈进行定位，由轴端的直径选择挡圈的直径为D=80mm。考虑到半联轴器的长度L=100mm和其与轴配合部分的长度L=80mm，决定将L12设定为80mm由于轴承需要同时承受径向和轴向的力。基于的尺寸，选择了单列深沟球轴承6213-2Z。深沟球轴承6213-2Z的尺寸参数为：内径65mm，外径120mm，厚度23mm。此外，6213-2Z轴承的重量为0.990kg，脂润滑转速为5000r/min，油润滑转速为6300r/min，Cor（额定静载荷）为40.0kN，Cr（额定动载荷）为57.2kN。由手册中的信息，6213-2Z轴承的定位轴肩的直径最小。为了实现对前端球轴承的轴向定位，将与轴承紧挨的部分轴段轴径增大至以形成轴肩。对于螺旋压榨的轴段，第一段尺寸选择为直径为L56=90mm，长度为320mm。在后面的压榨过程中提高压榨效果，L67为锥形轴，长度为320mm，其大段直径为d=189mm[15]。考虑到轴的长度，在轴的后端应当同样使用一个单列深沟球轴承为轴提供轴向定位和支撑。基于的尺寸，选择了单列深沟球轴承6216-2Z。深沟球轴承6216-2Z的尺寸参数主要包括内径、外径和厚度。内径：80mm，外径：140mm，厚度：26mm。同时在距轴后端的位置预留直径为的凸台为6216-2Z提供防尘作用。12.5轴上零件的周向定位半联轴器与轴的轴向固定使用平键连接方式。根据标准GB1095—79，选择的平键为，使用键槽铣刀进行键槽的加工，其长度为55mm，并采用配合公差为H7/k6。同时，滚动轴承与轴的轴向位置通过选用H7/m6的配合来实现固定。12.6定圆角半径值轴肩圆角半径定为1.5mm其余轴段和两端均为12.7按弯扭合成条件校核轴的强度12.7.1轴的推算RFRTFRRFRTFRRMaTMcca图9轴的推算简图Fig,9Axis

ofthe

calculation

diagram12.7.2求轴上所受作用力的大小12.7.3轴垂直面内所受支反力=N（20）R=F-R=2466-887.76=1578.24N12.7.4作弯矩图轴上BCD三点的弯矩[1]M=M=0（21）M=R=887.76180=159796.8N·mm12.7.5作扭矩图T9550000=9550000=290479.17Nmm12.7.6作当量弯矩图B点：M=aT（22）=0.59290479.16=171382.71NmmC点：M==331531NmmD点：M=012.8校核轴的强度按轴上承受最大弯矩进行强度校核[18]：（23）参照数据表，该碳钢的抗拉强度为600MPa时，其在对称循环应力下的允许应力为55MPa，这个数值远高于9.67MPa，因此可以确定是安全的。12.9利用cae技术验证推算结果使用cae技术验证推算结果如下结果符合预期。13筛孔设计在筛筒部分，外壳上的筛筒被设计为含有众多筛孔，是为了让挤压出的汁液能通过它们流出。通过合理设置筛孔，能够保证汁液顺利从筛孔中排出，这就要求筛孔的孔隙率要尽可能地高。然而，考虑到筛筒需要能够承受螺旋挤压的高压力，孔隙率又不能设置得过高。一般而言，选择孔隙率时需要考量筛筒的刚度。如果筛筒的刚度较高，可以选择较高的孔隙率；反之，则应选择较低的孔隙率。此外，根据筛孔的大小，较大的筛孔可以采用更高的孔隙率，而较小的筛孔应选用较低的孔隙率[19]。选择筛孔直径时，主要基于筛选效率和汁液排出的需要。较大的筛孔有助于汁液快速通过，而较小的筛孔则可能阻碍流通，尤其是当筛孔极小时，甚至可能完全阻止汁液的排出。因此，在确定筛孔直径时，首先需要考虑的是目标物料的粒度。对于粒度较大的物料，应选择较大的筛孔以促进汁液的排出；相反，对于粒度较小的物料，应选择较小的筛孔，但同时要注意避免过小，因为这会导致筛孔堵塞，影响汁液的流出。在实际应用中，筛孔直径的确定通常依赖于定性分析和经验判断