番茄打浆机设计

番茄打浆机设计

第 1章 绪 论

在食品生产中，并不是把所有的原料全部加工成最终产品，在加工时必须去掉不 合适加工的部分。在生产工艺过程中，也要根据具体的感官、理化指标的不同要求， 对其半成品中的某些组成部分予以分离。番茄打浆机适用于多种新鲜的果品和蔬菜打 浆分离之用，随着人们生活水平的提高，西红柿打浆机在人们的生活中扮演的角色越 来越重要。对于打浆机，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，打浆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，这使的打浆机的设计较落后，无法提高其设计水平和提高产 品的性能。

1.1 本课题的来源、基本前条件和技术要求

1.1.1.本课题的来源：

番茄打浆机在日常生活中十分重要，设计出结构简单、工作可靠、出汁率高、造 价低廉，能大大降低总成本。

1.1.

2.要完成本课题的基本前提条件：

在主要参数确定的情况下，设计选用番茄打浆机的各个部件，选出最佳的方案。

1.1.3.技术要求：

(1) 能保证正常的打浆工作，保证正常打浆是必须首先满足的要求。 打浆量为每 小时2.5T,关键就在于正确选定螺旋直径、合适的电机。

(2) 要有合适的螺旋转速为避免出现物料被螺旋叶片抛起而无法输送的现象，螺 旋转速应小于某一极限转速。

(3) 能提高生产效率，降低成本，应尽量采用各种快速高效的结构，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， 以降低制造成本。

(4) 操作方便、省力和安全，在客观条件许可且又经济的前提下，尽可能的采用气 动、液压和气液等机械化夹具装置，以减轻操作者的劳动强度。

(5) 有良好的结构工艺性，所设计的打浆机机应便于制造、安装、检验、调整、清

洗、维修等。

1.2 研究成果研究番茄打浆机目的和国内外现状概况

茄科草本植物番茄的果实。又称西红柿、番柿、洋柿子、六月柿。有苹果青、粉 红甜肉、桔黄嘉辰等品种。我国大部分地区均有栽培。夏季采收，洗净鲜用。番茄是 世界范围内广泛栽培的作物，也是营养价值极高的植物。据营养学家研究测定：每人 每天食用50克－100克鲜番茄，即可满足人体对几种维生素和矿物质的需要。番茄含 的“番茄素”，有抑制细菌的作用；含的苹果酸、柠檬酸和糖类，有助消化的功能。

番茄含有丰富的营养，又有多种功用被称为神奇的菜中之果。它所富含的维生素 A 原，在人体内转化为维生素 A，能促进骨骼生长，防治佝偻病、眼干燥症、夜盲症 及某些皮肤病的良好功效。现代医学研究表明，人体获得维生素C的量，是控制和提 高肌体抗癌能力的决定因素。番茄内的苹果酸和柠檬酸等有机酸，还有增加胃液酸度， 帮助消化，调整胃肠功能的作用。番茄中含有果酸，能降低胆固醇的含量，对高血脂 症很有益处。番茄富含维生素A、C、B1、B2 以及胡萝卜素和钙、磷、钾、镁、铁、 锌、铜和碘等多种元素，还含有蛋白质、糖类、有机酸、纤维素。

目前，世界上有三大番茄主产区：美国、意大利和中国。美国所产的番茄酱主要 提供美国国内食用，其出口量仅占全球贸易总量的 6%-7%；意大利和中国的出口量各 占到全球贸易总量的30%。近两年美国番茄大幅减产，欧盟番茄种植加工量急剧下降， 中国番茄酱市场占用份额逐年加大。

近几十年来，世界范围内的番茄产量和制品贸易增长迅速，中国番茄及制品贸易 在世界番茄贸易的地位也越来越重要，对世界番茄贸易产生了重要的影响。中国番茄 加工产业的迅速崛起和发展，使中国已经跻身世界主要生产国家的行列。作为新鲜番 茄食用消费大国，据不完全统计，中国全国每年新鲜番茄的消費量达到二千六百万吨， 与全球番茄加工数字相近。今后中国番茄制品消费将呈现每年增长百分之十五的发展 趋势。目前中国拥有麦当劳、肯德基快餐店三千余家，每天快餐消費超過三百万人次， 油炸土豆條配有番茄沙司，成为中国消費者消費番茄制品的最佳方式。

中国番茄原料种植面积达一百万亩，主要分布在新疆、內蒙和甘肃，是全世界三 大主要种植区域之一。其中新疆番茄种植面积八十万亩，是中国加工番茄种植最大的 省区。中国番茄醬紅色素高，色差、粘稠度和霉菌均達到世界同类产品先进水平，而 相对低廉的制造成本，构建了产品的竞争力。

番茄酱和番茄浆番茄酱罐头是世界上主要的蔬菜罐头之一，它由番茄经打浆、浓 缩而成，是番茄的主要加工品。世界年贸易量 100 万 t 左右，主要作调料或汤料，同 时是加工番茄沙司的主要原料，也是加工混合蔬菜、茄汁鱼、豆等屹头的辅料。番茄

酱根据其浓缩程度不同有稀 （24％—27.9％）、 中 （28％—31.9％）、 浓 （32％—39.3％） 和超浓（大于39.3％）几种。还有低于24％的产品，称番茄浆或番茄泥，常见的为稀 （8.0％—10.1％）、中等（10.2％—11.2％）和浓（15.0％—24.0％）几种。

番茄制品的主要产品有番茄红素、大包装番茄酱、小罐番茄调味酱、番茄沙司、 以番茄汁等，但无论何种制品，都要对番茄进行打浆，打浆的方法主要有人工打浆， 机械打浆，人工打浆效果低，加工条件质量不够好，产量低，显然不能满足番茄加工 行业的需求，加工时番茄进入头道物料桶内，主轴带动叶轮高速旋转，物料被叶轮带 动与筛网磨擦挤压，使得番茄的肉、汁与皮、籽分离，肉和汁通过筛网上的小孔从出 料口排出，皮和籽则向轴端推进经过排渣口排出。

1.3 番茄原料加工预处理工艺流程简介

番茄酱的生产工艺为原料的清洗、分级、破碎、加热、打浆、浓缩、升温、装罐、 密封、杀菌、冷却。

1.3.1.番茄浆原料

加工番茄酱的原料果要求果实鲜红、茄红素含量高，如可溶性固形物为4％左右， 茄红素含量最好在 6mg/100g 番茄以上；果实红熟一致，无青肩或青斑、黄晕等；胎 座红色或粉红色，种子周围胶状物最好红色；出汁率和可溶性固形物高；抗裂性好， 糖酸比适中，维生素C含量高；原料要求成熟。

我国曾有浙红 1 号、浙红 2 号、浦红 2 号、扬州红、佳丽矮红、扬州 24、罗城 1 号、渝红1号、渝红 2号、穗圆、满丝等品种。但世界范围内的番茄酱用种换代很快， 特别是杂种的应用和无支架品种的应用非常迅速，应随时注意。

1.3.

2. 原料的处理

进厂的原料果实应严格剔除霉烂及成熟不足的果实，在流动水槽内浸泡预洗，除 去杂质，再经鼓风洗涤机和喷淋高压水将表面彻底洗净。洗净后的果实进行修整，在 滚动工作输送台中专人将有疤的果、虫果和裂果等部位用刀修割干净。再一次将烂果 除去，并喷淋洗净其余果实。

1.3.3. 破碎、脱籽、预热

果实进入破碎机轧碎、有时破碎和脱籽联合进行，之后立即加热至85℃，以抑制 果胶酶，保证稠度。

1.3.4. 打浆

送入专用的三道番茄打浆机进行打浆，筛孔直径分别是 1.0mm、0.5mm 和

0.4mm。果浆流入带搅拌器的贮槽。出汁率控制在手捏果渣不出汁为止。

1.3.5.浓缩

将浆体及时泵入浓缩锅内，在真空条件下低温浓缩，番茄酱最好采用双效或多效 逆流真空浓缩设备，最终浓度依要求而定。浓度测定时要注意由于温度而引起的误差。

1.3.6.预热、装罐

浓缩后的番茄酱，经列管式加热器加热至 90—97℃，立即趁热装罐。番茄酱在我 国常采用539号罐（净重70g）、668号罐（198g）、15267号罐（5000g）等罐形包装。 在美国，为了便于运输和再加工，常用 55 加仑大桶无菌装运，欧洲地区也大量推广 200kg铝箔复合无菌包装。

1.3.7.杀菌、冷却

装罐后的番茄酱应立即杀菌，一般沸水杀菌25—35分钟。之后及时冷却。

1.4 国内外番茄打浆设备

图 1.1 番茄打浆机

当前国内外番茄的打浆方式主要是通过打浆机打浆，各式各样的打浆机但都大同 小异，有单道打浆机，二道打浆机，甚至多道打浆机，但他们的原理都是主轴带动叶 轮高速旋转，物料被叶轮带动与筛网磨擦挤压，使得番茄的肉、汁与皮、籽分离，肉 和汁通过筛网上的小孔，产品由出料口排出，废品由排渣口排出；如果是双道打浆或 者多道打浆，就是第一道的产品进入第二道继续打浆，以此类推。

如图1.1所示，它具有开口的圆筒筛水平安装在机壳内部,筒身用不锈钢板（在其 上面冲有孔眼）弯曲成圆厚焊接而成，并在其两边焊上加强圈以增加其强度。但也有 用两个半圆体由螺钉连接而成筒体。轴支撑在轴承上，在轴上装有使物料移向破碎桨 叶的螺旋推进器以及擦碎物料用的两根棍棒（棍棒又称刮板），棍棒是用螺栓和安装在 轴上的与夹持器相连的，通过调整螺栓可以调整棍棒与筛筒壁之间的距离。棍棒对称 安装于轴的两侧，而且与轴线有一夹角，这夹角叫导程角。棍棒用不锈钢制造，实际 上是一块长方形的不锈钢板，为了保护圆筒筛，有时还在棍棒上装上耐酸橡胶板。还

有下料斗、收集漏斗及机架、传动系统等。

物料进入筛筒后，由于棍棒的回转作用和导程角的存在，使物料沿着圆筒向出口 端移动，移动的轨迹实际上是一条螺旋线。物料就在棍棒与筛筒之间的移动过程中受 离心力作用而被擦碎，汁液和肉质（已成浆状）从筛孔中通过到收集器中送到下一道 工序。皮和籽等则从圆筒另一开口端排出，以此达到分离的目的。

1.5 本章小结

本章对番茄打浆机的国内外状况做了简单的概述，对番茄打浆机的原理做了简单 的阐述。

第 2章 打浆机的结构设计

2.1 基本结构设计

如图 1.1 所示打浆机的结构原理简图，打浆机的基本结构主要包括圆筒筛，破碎 桨叶，传动部分以及机架。

2.1.1 圆筒设计

圆筒的设计首先考虑的问题是能够满足正常的生产需要，它由不锈钢半圆筒上下 焊接而成，采用不锈钢的原因是因为所做的加工为食品加工，必须能够耐腐蚀和防锈， 不能因为材料本身而对食品造成污染，它的食品卫生条件较好，且具有一定的耐冲击 和耐磨性故选用45钢作为圆筒设计的原材料； 在靠近滚筒内壁处焊接有带有筛孔的钢 制金属网；出料口和进料口，出渣口的设计应该根据具体的收集装置的位置和实际条 件来确定。

2.1.2 破碎桨叶设计

碎桨叶在整个工作过程中起着初步粉碎番茄的作用，当番茄由进料口进入，经螺 旋传输进入滚筒，首先要通过破碎桨叶的破碎作用再进入滚筒打浆。破碎桨叶通过轴 套焊接安装在转轴上，一端通过轴肩固定，因为打浆机的设计并不要求十分精密，故 另一端可通过开口销固定。

图 2.1 破碎桨叶

2.1.3 传动部分

传动采用皮带一级传动，电动机固定在机架底部。

2.1.4 机架

机架的设计应该能够较好的使机器稳定工作， 不发生强烈的震动； 整架采用HT150 铸造而成。

2.1.5 其他

滚筒内有棍棒，右端设有废品出料口，下端设有产品出料口，左上部有进料口。

(1)棍棒

棍棒应满足重量轻且耐腐蚀，抗磨损的特点所以选用45号钢，其长度为 2米，厚 度为1立方厘米。

(2)进料口

为了满足每小时2.5T 的需求，进料口的大小需进行计算。

2 V Sh r h

p ==′ （2.1）

7 . 0 2 3 . 0 2 ? ′ ′ =p m 3 经测算得西红柿的密度为0.78×10 3 kg /m 3

假设西红柿全部装满棍棒所形成的体积，此时的重量：

G V g

r =·· （2.2）

10 / 10 78 . 0 7 . 0 3 3 3 ′ ′ ′ = m kg m N

5330 = 根据计算番茄在倒入筒内到达筒内另外一边大约需要2秒（在第三章再做说明） ， 我所设计的入料口体积为0.09+0.04=0.13m 3

0.13 3 3 / 10 78 . 0 m kg ′ ′ =101.4kg 1 . 0 ? T

由于番茄在筒内经过的时间为 2 秒，但在其中若经过打浆的过程必然大于 2 秒， 假设为 2 分钟（这必然是最大值），也就是说 0.1T 用了 2 分钟，那么 2.5T 就用了 50 分钟，所以满足计划的任务。

(3)出料口

产品出料口和废品出料口棍棒应满足重量轻且耐腐蚀，抗磨损的特点所以选用45 号钢（尺寸见零件图）。

2.2 本章小结

本章介绍了番茄打浆机的大体结构的总体设计方案， 进行了主要技术指标的设计、 总体方案综合评价。根据任务书中的要求，做出自己的设计方案和理念。

第 3章 打浆机设计参数的确定

3.1 滚筒的设计

根据生产能力和实际要求情况，初定筛筒内径为D =0.8m 。

初选筛孔的工作系数为0.25，导程角a =1.8度。

3.1.1 滚筒长度

(1) 由实验公式

2 0.07 tan DL n G f a

= (3.1) 得滚圆长度：

) ( 2 25 . 0 970 8 . 0 07 . 0 8 . 1 tan 2500 07 . 0 tan 米 = · · · · = · · · · = f a n D G L (3.2)

式中

G -----打浆机生产能力（公斤/时）

D -----筛筒内径（米）

L -----筛筒长度（米）

n ------刮板转速（转/分）

f -----筛筒有效截面（%）即筛孔真正工作的系数，占筛孔总数的 1/2 左右，而 筛孔占筛筒全部表面积的50%，故一般f =0.5x50%=25%

a -----导程角（度）

必须着重说明，以上公式计算出的生产能力，是指通过筛孔的产品量，而非处理 原料的量。因为若不考虑出浆率，供应再多原料也不能视为打浆机的真正生产能力， 进料再多，若来不及打浆的话，只能是从一头进去从另一头出来，没有计算的实际意

义。

3.1.2 物料在滚筒内的时间

物料在筛筒内沿棍棒运动的时间为：

s 88 . 1 8 . 1 tan 970 8 . 0 14 . 3 4 . 2 60 ntan 60 1 = · · · · = = = a p t D L V L (3.3)

式中 1 V ------物料沿棍棒运动线速度（米/秒）

3.1.3 棍棒与筛筒之间的间隙

中心截面与筛筒壁间隙最大为h =6mm 。

两端处至筛筒壁间隙最小：

2 ) ( 4 sin 2 2 2 2 1

h R L R h - + - = a (3.4) = 2 394 . 0 4 8 . 1 sin 4 . 2 8 . 0 2 2 2 ） （ + ′ - =0.0042

由于有导程角的存在，间隙之差为：6-4.2=1.8(毫米)

式中 1 h

-------棍棒最远点截面至筛筒的间隙（米） R -------筛筒内半径（米）

L -------棍棒长度（米）

a -------导程角（度）

h -------棍棒至筛筒间隙（米）

3.1.4 圆筒筛消耗功率的计算

由于是单机工作，所以取 W =4000（牛·米/公斤） 传动效率h =0.75

25004000 3703.7 3.7 360036000.75 GW w kw N h ′ ==? ′ = (3.5)

式中 G -----生产能力（公斤/时）

W -----打浆机操作的能量消耗比率（牛×米/公斤）其值决定于原料的种

类、温度、棍棒转速和筛筒的有效截面等。若概略计算，单机时可取平均值

W =3920-4410（牛 x 米/公斤），联动时取 W =4900-5800（牛 x 米/公斤）

h -------传动效率（0.7-0.8）

3.2 电动机的选择

该电动打浆机的生产能力为2.5T /h ， 每天两班制， 每班八小时， 工作寿命为5年， 轴转速为970转/分。

查阅机械设计手册和考虑实际生产条件，取带传动效率为0.7，，则所需电动机的功率 为：

3.7/0.7 5.28 P kw

== （3.6）

考虑电动机的效率问题和意外情况，初选电动机为 Y132M -4

电动机的参数如下：

功率：7.5KW

电流：15.4A

转速：1460r /min

效率：87%

功率因数：0.85

重量：84 3.3 本章小结

本章主要对圆筒、筒内打浆部分和电机做了初步的设计。

第 4章 主要零件的结构设计与计算

4.1 皮带轮的设计与计算

由上述可知，电动机的额定转速为1460r /min ,额定功率为15KW ，传动比 5 . 1

= t ， 一台运转时间大于10h 。

（1）设计功率

机器每天工作小时数≥16h ，载荷变动较大，查阅机械设计手册表 6-1-11K A 得

=1.4。

. 1.47.510.5

d A P K P ==′= （4.1）

（2）选定带型

根据 d P =10.5kw 和 1 n =1460r /min ，查阅机械设计手册图6-1-3得：

选择B 带型

（3）传动比 2 1 21 1460 1.5 970

p p d n i n d ==== （4.2）

其中: 2 n 为大带轮的转速

1 p d 为小带轮节圆直径

2 p d 为大带轮节圆直径 （4）小带轮基准直径 1

p d 为了提高V 带的寿命在结构允许条件下，宜选较大的基准直径。

由机械设计手册表6-1-22和表6-1-23选定 1 d d ≥ min

d d min =125mm 所以取 1 d d =200mm

（5）大带轮基准直径 2

d d mm 300 200 5 . 1 ) 1 ( 1 2 1 2 = ′ = - =

e d d d n n d （4.3）

查机械设计手册表6-1-22得： 2 d d =315mm

（6）带速V

s / m 3 . 15 100 60 1460 200 14 . 3 1000 60 n d 1 1 d = ′ ′ ′ = ′ ′ = p V （4.4）

max 25~30 V = 符合要求

说明：为了充分发挥V 带的传动能力，一般 V 不要低于5m /s ，不大于20m /s （7）初定轴间距 0

a 0.7（d 1 d +d 2 d ）≤ 0 a ≤2（d 1 d +d 2 d ） （4.5）

360.5￡ 0

a ￡1030 初选轴间距=600

（8）所需带的基准长度 0

d L 2

21 00 0

12 () 2() 24 d d d d d d d a a L d d p - =+++ （4.6） = 600

4 200 31

5 315 200 2 600 2 2

′ + + + ′ ） － （ ） （ p =2015

由表6-1-19选择带的基准长度 L d =2000mm

（9）实际轴间距a

0 0 2000

2015

600592.5

22 d d L L a a - - ?+=+= （4.7） （10）小带轮包角 1

a 21

1 18057.3169

d d d d a a - =°-′°=° （4.8） 一般 1 a ≥120 ° ，最小不低于90 ° ，如果 1 a 较小，应增大或用张紧轮

（11）单根V 带的基本额定功率P 1

根据带的型号， 1 p d 和 1 n 普通V 带查表得

1 P =5.14kw

单根普通V 带额定功率的增量D 1 P =0.41

0.98 K a = 0.98

L K = 于是 L

K K P P P ′ ′ D + = a ） （ 1 1 r （4.9） (5.140.41)0.980.98 5.54kw

=+′′= （12）V 带的根数 Z

8

. 3 79 . 3 54

. 5 21 ? = = = r d

P P Z （

4.10） 所以取4跟皮带

（13）单根V 带的预紧力

2 0 2.5 500(1) d P F mv K ZV a =-+ （4.11）

= 2 3 . 15 17 . 0 17

. 0 8 . 3 21 ) 1 98 . 0 5 . 2 ( 500 ′ + ′ - =2520N

（14）作用在轴上的力

1 0 2sin

2 Q F Z F a =′′ （4.12）

（15）带轮的结构和尺寸 设计Ｖ带轮时应满足的要求有：质量小，结构工艺性好，无过大的铸造内应力； 质量分布均匀，轮槽工作面要精细加工（表面粗糙度一般应为3.2）,以减少带的磨损； 各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。

带轮上带速N ≤25m /s ，所以选用HT150材料制作。

查机械设计手册6-1-22：

小带轮的直径为208mm 带轮的直径为323mm

查手册表6-1-27得：

选小带轮的孔径 0 d =50 则小带轮为实心轮

大带轮的孔径 1

0 d =55

带轮宽度的选择：

查机械设计手册表6-1-21得，对于 B 槽型

基准宽度 d b =14

基准线上槽深 min a h =3.5

取 a h =4

基准线下槽深 min f h =10.8或14.0

取 f h =14

槽间距e =19±0.4

取e =19.4

槽边距 min f =11.5

取 min f =14

最小轮缘厚 min t =7.5

取t =9

带轮宽 B =（Z -1） e ′ 2 + f =(4-1)x19.4+2x14=86.2

（4.13）

所以小带轮的直径为： 1 a d = 1 d d + 1 2 a h =208

大带轮的直径为： 2 a d = 2 d d + 1 2 a h =323

小带轮直接与电动机相连，无较大载荷 0 d =50的孔径可以安全工作

大带轮的的重量 mg ≤ hp r 2 p =3.14x157.5x0.0862x7.8=52371N 4.2 传动主轴的结构设计与计算

传动轴在番茄打浆机中有着非常重要的作用， 它关系到打浆机能否完成工作需要。

4.2.1 初步计算轴的直径

根据强度扭转发初步估算轴的直径

3 0 P d A N

= （4.14） P =6.24KW

n =970r /min 式中P 为轴传递的功率，kw ; n 为轴的转速，r /min ; 0 A 为由轴的材料和受载情 况确定的系数。轴用45号钢材料， 0 A 取120。

计算得最小直径为 min d =22mm

有一个键槽时，轴径增大3%～5%，于是 min d =23.5

轴端接在大带轮上，考虑到轴上打有螺孔和上面查表得到的参考值取轴的最小值 min d =55mm

4.2.2 轴的结构设计

（1）实心轴的设计

实心轴零件图从左至右起第1段端部装有大带轮，轴上开有键槽，考虑安装方便， 此段长度取110mm ，直径为轴最小直径55mm 。

第 2 段上安装有轴承，轴承安装在轴承座里面，通过毡圈密封，轴承座通过螺栓

固定在机架上，此段长取145mm ,直径为60mm 。

第3段上装有螺旋推进器和破碎物料用的破碎桨叶， 此段轴大部分位于滚筒里面， 考虑到夹持器的轴肩定位，此轴的长度取 968mm ,直径为 74mm ，在距离此段左端 632mm 处有轴肩，用于破碎桨叶的定位。

第 4 段插入空心轴以便与之相连，轴上开有一个 10mm 的螺栓孔，用于连接实心 轴和空心轴,此段的直径取为40mm ，全轴长度为1426mm 。

（2）空心轴的设计

空心轴开有 1662mm 的空心孔，这样能节省材料也减轻机身重量，如装配图空心 轴所示。

从左至右第一段的长度为 1498mm ，此段装有夹持器，直径为 70mm ，空心部分 直径为40mm 。

第二段上也装有夹持器，考虑到有轴肩定位，此段长度取493，直径为63mm 。

第三段装有轴承，有轴肩定位，此段长度取82mm ，直径为最小直径55mm 。

4.3 轴上零件的定位

(1)实心轴与大带轮的连接采用平键连接， 根据机械设计手册表5-2-1普通平键 A 型式和尺寸(GB /T1096-79),d =55mm 所选用的键b ×h 为16x10, 键槽用键槽铣刀加工, 键的长度取60mm 。

(2)螺旋输送采用焊接方式连接在轴上，螺旋桨叶采用轴套套在轴上，左端用开口 销定位，右端用轴肩定位，滚动轴承安装在轴承座里面，轴承座通过螺栓连接在机架 上定位。

4.4 确定轴上的圆角和倒角

参考机械设计书表15-2可知圆角和倒角（C 或R ）大于（1.2或1.6），取245 ′°

。 4.5 轴承的选取

打浆机在高速运动时,会产生较大的轴向力和径向力,在轴的两端各安装一个圆锥 滚子轴承,可以抵消轴向力的同时也能承受较大载荷,由于安装轴承位置的轴径大小分 别为55mm 和60mm ,于是选择 0基本游隙组、轴承代号为30211 和30212的圆锥滚子 轴承，它们的基本尺寸d D T ′′ 分别为5510022.75 ′′ 和6011023.75 ′′ ，成对安装在 轴承座内。

轴承的润滑方式采用脂润滑。

4.6 本章小结

本章阐述了番茄打浆机系统的原理及系统的特点，并进行了设计和计算，对其特 点也进行了说明。

第 5章 主要零件的校核

5.1 轴的强度校核计算

5.1.1按扭转强度条件计算

轴的扭转强度条件为:

3 2 . 0 9550000 d n p W T T T ?

= t =

85 . 1 55 2 . 0 970 24 . 6 9550000 3 =

′ ′ ′ MP a （

5.1）

式中： T t —扭转切应力，单位为MP a ；

T —轴所受的扭矩，单位为N ?mm ；

T W —轴的抗扭截面系数，单位为 mm 3 ；

n —轴的转速，单位为r /min ；

P —轴传递的功率，单位为KW ；

d —计算截面处轴的直径，单位为mm

[

T t ]—许用扭转切应力，单位为MP a 轴的材料为45号钢，查机械设计书表15-3 [ T t ]的值在25-45 MP a 之间。 可知轴的扭转强度是合适的

中心转轴承受4根皮带的张力和带轮本身的重量

max 0max 4 F F mg

=·+ （5.2）

4299970523711252251N =′+= 皮带轮距离轴承的距离￡200

则中心轴承受的弯矩：

M FL = 12522510.2250450.2 N N =′= （5.3）

大带轮的孔径为55mm

则对实心轴的剪力

Q P S = 2 250450.2 61 (0.055) Mpa p == （5.4）

61Mpa ￡ [

] 1 t - =135Mpa 能满足设计要求

根据轴的受力情况知轴的最大危险截面在左端轴承截面处

圆筒筛的体积 2 V Sh r h

p ==′ （5.5）

23 0.4 2.4 1.2m p =′′? 经测算得西红柿的密度为0.78×10 3 kg /m 3

假设西红柿全部装满圆筒，此时的重量:

G V g r =·· （5.6）

3 33 0.7810/10

1.2 kg m m ′′′ = 9360N

= 运行时的最大扭矩为:

max 93600.43744 N m N m

T =′=· （5.7）

3744 3.744 3.8 N m KN m KN m =·=·?· 轴的最大剪应变：

max t T

w

t = （5.8） 2 3 06

. 0 14 . 3 16 3800 16 3800 ′ ′ = =

D p 5378627/ N m

= 5.4Mpa ? 60Mpa

t éù ?? <= 是可以满足设计要求的。

5.1.2按弯扭合成强度条件计算

该扭转切应力为静应力时，取a ?0.3

22 () ca M T W

a s + = （5.9） = 22 3 250450.2(0.33800) 0.10.06 +′ ′ =5.38≤60MP a 轴的材料为45号钢，由机械设计书表15-1查得[

] 1 s - ＝60MP a 所以是安全的。

5.2 轴的扭转刚度校核计算

轴的扭转变形用每米长的扭转角f 来表示，阶梯轴的计算公式：

j ＝5.73×10 4 LG 1 ? = Z 1 τ t t t p I L T （5.10）

式中：T —轴所受的扭矩，单位为N ?mm

G —轴的材料的剪切弹性模量， 单位为MP a ， 对于钢材， G =8.1×10 4 MP a

P I —轴截面的极惯性矩，单位为 mm 4 ，对于圆轴， 32

4

d I p p = L —阶梯轴受扭转作用的长度，单位为 m .

t T 、 t L

、 t p I —分别代表阶梯轴第t 段上所受的扭矩、长度和极惯性矩，单位同前 Ｚ—阶梯轴受扭转作用的轴段数

综合上式计算出 32 . 0 = j ； [j ]为轴每米长的允许扭转角，与轴的使用均合有关，对 于一般的传动轴，可取[j ]=0.5-1( ) ° /m ；对于精密传动轴可取[j ]=0.25-0.5( ) ° /m 。 对于精度要求不高的轴，[j ]可大于1( ) ° /m 。显然对于本设计中所涉及的轴为一般的 传动轴，j ≤[j ]，符合扭转刚度要求。综上所述，该轴是满足设计要求的。

5.3 轴承寿命的校核

5.3.1 30211轴承

（1）相关参数的查取

传动轴转速 970 = n r /min

查机械设计手册6-6得轴承的, 0r C =90.8kN , 0 C =115kN

（2）计算轴承的径向载荷 1 r F 、 2

r F 由静力学公式计算轴承支反力，得 1 r F =605.9N ； 2 r F =1825.1N

（3）计算轴承的当量载荷

易知

1 X =0.5， 1 Y =1.5； 由

() p r a P f XF YF =+ 取 p f =1.8 （5.11） 即

1.8 1.81825.1 r P F =′=′ =3285N （5）计算轴承的使用寿命

计算得 28800 = h

L h 3 10 6 6 3285 90800 970 60 10 60 10 ÷ ? ? ? è ? ′ = ÷ ? ? ? è ? = e P C n L h =36298＞ h L （5.12）

所以，选轴承30211符合要求。

5.3.2 30212轴承

（1）相关参数的查取

传动轴转速 970 = n r /min

查机械设计手册6-6得轴承的, 0r C ==102kN , 0 C =130kN

（2）计算轴承的径向载荷 1 r F 、 2

r F 由静力学公式计算轴承支反力，得 1 r F =703.6N ； 2 r F =2034.5N

（3）计算轴承的当量载荷

易知

1 X =0.5， 1 Y =1.5； 由

() p r a P f XF YF =+ 取 p f =2.2； 即

4235 5 . 2034 2 . 2 2 . 2 r = ′ = ′ = F P N （5）计算轴承的使用寿命

计算得 28800 = h

L h 3

10 6 6 4235 102000 970 60 10 60 10 ÷ ? ? ? è ? ′ = ÷ ? ? ? è ? = e P C n L h =39763＞ h L 所以，选轴承30212符合要求。

5.4 键的校核

（1）传动轴上键的校核

带轮传递的转矩为T =61435N ·mm ，根据轴径直径d =55mm ，

查机械设计手册8.1查得：键高及键长、键宽分别为：

h =10mm ,，l =60mm ，b =16mm

键工作长度 l =L -b =60-16=44mm

挤压面高度 h 1 =h /2=10/2=5mm

根据键连接的挤压强度公式，它的挤压应力 p s 为

88 . 11 5 44 55 61435 2 2

= ′ ′ ′ = = dhl T p s MPa ≤[ ] p s （5.13）

查机械设计手册16-1查得[ ]

p s =60～90MPa 。

所选键满足强度条件。 5.5 本章小结

本章主要对轴的强度和刚度以及轴上零件的校核。通过校核能确定该零件是否合