榨油机结构的设计

1、目 录摘 要 1 关键词 1 1 前言 11.1选题的背景、目的和意义 1 1.2国内外研究状况和相关领域中已有的研究成果 2 1.3方案的确定 3 1.4螺旋榨油机的工作原理 4 2 螺旋榨油机相应参数的确定52.1 榨膛的容积比 52.2 进料端榨膛容积比Vj的计算 52.3 功率消耗 52.4 榨膛压力 52.5 榨膛压缩比曲线 62.6榨螺轴的设计计算 62.6.1 榨螺轴尺寸表 72.6.2 榨螺齿型 72.6.3 榨螺材料 73 螺旋榨油机传动机构设计 73.1电动机的选取83.2 总传动比分配83.3各轴传递的功率83.4 轴和轴啮合齿轮的计算 93.4.1 齿轮的选用 93.4

2、.2 确定小齿轮的齿型参数 13 3.5 轴的计算校核 133.5.1 选材及表面预处理 133.5.2 轴的结构设计 143.6 皮带轮的设计计算 163.7 键的校核设计 163.7.1 键的选择 163.7.2 键的校核计算 173.8 轴承的设计 173.8.1 轴承寿命 173.8.2 验算轴承寿命 18 4 螺旋榨油机的结构设计 184.1 榨螺轴的设计 184.2 榨笼的构造 184.3 齿轮箱及入料器的构造 184.4 带轮的结构设计 184.5 调节装置的设计 194.6 滚动轴承的选择 204.6.1 轴上的轴承的选择 204.6.2 轴和轴的轴承 204.7 榨螺轴与齿轮

3、轴的联接设计214.8本章小结 215螺旋榨油机操作过程中出现的故障及排除 216结论 22 参考文献23致谢23榨油机的结构设计摘 要：本设计主要是对螺旋榨油机的总体结构设计。其中包括压榨部分，传动部分，机架部分，出油装置及进料等的结构设计。包括对输入端电动机功率转速的选择。带及带轮的选择及设计。变速箱中齿轮的设计，轴的设计，轴承、键、联轴器的选择及相关的计算、校核。榨螺榨笼的设计等。其中榨螺和榨笼是榨油机的主要工作部件。本机适用于榨取大豆、花生等油料作物。关键词： 榨油机；联轴器；榨笼；齿轮 The Structure Design of Oil Press Abstract：The pr

4、esent paper mainly is to the spiral oil press overall structural design. to press out the cage part. gear box part and so on the design. Including to input end electric motor power/rotational speed choice. belt choice and band pulley design. gear box intermediate gear design, axis design, bearing, k

5、ey, shaft coupling choice and correlation computation. examination, presses out the spiral to press out the cage the design and so on. in which to press out the spiral and to press out the cage is the screwy oil press main operating principle.This machine is suitable for the extraction of soybean, p

6、eanut and other oil crops.Key words: The oil press; Shaft coupling; Press out the cage; Gear wheel1 前言1.1 选题的背景、目的及意义随着我国人民生活水平不断提高，尤其是人民收入的增加，对食品的需求逐渐走向多样化、多层次化，为食品工业的发展提供了广阔的市场。作为提供食品工业装备的行业，食品机械和包装机械行业将提供多品种、高质量的产品以满足食品工业发展的需求。我国农村市场是大市场。1997年底，我国植物油加工企业有4957个，年产植物油894万吨。1998年经过调整，植物油加工企业为1513家，年

7、产植物油602万吨。目前世界人均年食用油为14kg，我国人均年食用油约为7.4kg，只有世界人平均量的二分之一。预计到2010年，我国人均年食用油可达10kg。随着人民生活水平的提高，食用油脂消费向精炼油、色 拉油、高级烹调油、调和油及营养保健油方向发展。目前适应于广大农村的油料加工机械可分为动力旋转榨油机和液压榨油机两大类，共十几个品种规格，还有清洗、脱壳、蒸炒、滤油等二十几个规格品种的配套设备，市场很大。目前城市的大型油厂采用浸出法生产，溶剂浸出工艺发展迅速，将逐渐取代机械磨榨，且生产规模日益大型化、连续化和自动化。 螺旋榨油机是利用旋转的榨螺轴将料坯在榨膛内连续推进，由于榨螺上螺旋导程逐

8、渐缩短或螺纹深度逐渐变浅，榨膛内的空间容积（榨膛容积或空余体积）逐渐减小，从而产生压榨作用，将油从榨笼缝隙中挤出，残渣压榨成饼，从出口端排出。螺旋压榨在食品生产中，由于液压榨油机取油生产的间歇性，压榨周期长，装卸料饼麻烦，而且设备笨重，占地面积大等缺点，限制了它的发展，因此，有被螺旋榨油机取代的趋势。1.2 国内外研究状况和相关领域中已有的研究成果目前，国外生产螺旋榨油机的公司很多，并且由于国外比较早就开始研究榨油技术，所以国外的技术一般都比国内的要先进。国外比较有名的公司有日本SUEHIRO EPM公司，SUEHIRO EPM公司是一家专业生产榨油机的公司。1992年，由IsobeS等人开发

9、了一种部分啮合异向旋转的平行双螺杆压榨机（专利号：JP），主要用于葵花籽仁等脱皮（壳）油料的冷热榨，还用于卷心菜和胡萝卜榨汁、从豆渣、酒糟和屠宰厂下水等高含水物料进行固液分离。1994年，法国CLEXTRAL公司通过对CLEXTRAL BC45型实验挤压机的改造,设计出了一种带有滤油筒体的双螺杆榨油机。该机采用同向旋转的双螺杆结构，预压榨段完全啮合，主压榨段完全分离。同年,Guyomard利用同类型的榨油机对脱皮菜籽仁进行压榨实验，出油率为7580，但并没有对油的质量做进一步的检测和分析。1999年，Dufaure等人也利用改造的CLEXTRALBCA5型实验挤压机进行油料的压榨实验，对影响油

10、脂质量的关键因素，如机筒结构、螺杆分布、喂料速度、螺杆转速、油料成分和压榨温度进行了深入地研究，并对饼的质量做了检测和分析。2002年，Johnston在传统的双螺杆榨油机的基础上发明了一种反向旋转的带中断螺棱的平行双螺杆榨油机，这种榨油机继承了传统单螺杆榨油机产量大和能耗少以及吸取了双螺杆榨油机的正向输送能力强和能固液分离等优点,螺杆结构和单螺杆榨油机一样，主要用于含水物料的脱水。总之，国外对双螺杆榨油机在双螺杆轴的旋向、双螺旋轴的布置形式和榨笼内孔结构形式等均进行了应用与研究。近几年,国内许多企业像湖北的东方红粮食机械有限公司，武汉新概念农业机械设备制造有限公司等也着力于对榨油机的研制和开

11、发。2003年，武汉良龙机械制造有限公司的顾强华等人设计研发出一种具有自主知识产权的SYZ系列双螺杆榨油机。该机双螺杆采用异向旋转和喂料段完全啮合而主压榨段完全分离的双阶布置的结构形式。其中榨笼上下对开，由条排集合而成，无外加热装置。该机在压榨过程中对油料的水分、温度等变化都不是很敏感，所以运行稳定，具有良好的适应性，冷榨热榨都适宜。另外，榨膛采用双阶结构能够得到很大的压缩比和强大的径向压力，这样油料就会得到更充分更彻底的压榨。在相同的工艺条件下，该机的干饼残油率比单螺杆榨油机低2%左右，出油率更高。2005年，中国农业科学院油料作物研究所的李文林等人为了解决双低菜籽脱皮后低温压榨制油的难题研

12、制出一种双螺杆冷榨机，生产试验得到的冷榨油接近菜籽三级压榨油国家标准，冷榨饼残油率在15%左右，获得了较好的冷榨油得率。2007年9月,山西省太原市帅克一埃克斯特榨油设备有限公司通过吸收消化乌克兰埃克斯特鲁得尔科研生产企业的技术，设计研发出6YIS一751200型双螺杆榨油机，该机采用双螺杆同向旋转和螺旋完全啮合的结构形式，可一次性热榨，能省去脱皮、粉碎、轧坯、蒸炒和油脂净化等工艺过程，经过一次压榨和自然沉淀就能获得优质绿色食用油，这大大降低了生产周期和劳动强度。不过，这种榨油机在压榨过程中对油料水分的变化较为敏感。当油料的水分含量在7以下或10以上时，电机功率就要加大，出油率也会降低。1.3

13、 方案的确定目前国内外使用的压榨机种类比较多，现就最常用的几种压榨机作比较确定最佳的方案。（1）离心压榨机离心压榨机是利用离心力对物料进行连续压榨的机器，适用于榨取水果和蔬菜汁。离心压榨机能连续、高效地榨取优质的果汁或蔬菜汁，但它所排出的榨渣中尚有一定数量的液汁，需用其它压榨机进一步榨取。（2）轧辊压榨机轧辊压榨机通常有排列成品字形的三个压榨辊组成。上部的棍子称顶辊，在它两端的轴承上装有弹簧或液压缸，以产生必要地压榨力。前部的轧辊称进料辊，后部的轧辊称排料辊，进料辊与排料辊之间装有托板。其压榨范围不大，操作有些难度，性价比不太高。（3）螺旋压榨机螺旋榨油机是种使用较广泛的连续性压榨机，具有结构

14、简单、体型小、出油率高、操作方便等特点。螺旋榨油机能连续作业，劳动强度小，出油后的渣饼薄而小，便于综合利用；但榨膛内的主要工作部件易磨损，需经常拆换，增加了作业成本。通过上面压榨机机构特点的分析，根据各种压榨机的特点，再根据螺旋压榨机不同类型所具有的特点，最后形成本设计方案选择螺旋榨油机最佳。其结果如下图所示1.进料部分 2.齿轮箱部分 3.榨笼部分 4.榨螺部分 5.机架部分图1 螺旋榨油机1 Feeding part 2 Gear box 3 Squeezing cage part 4 Screw part 5 Frame partFig 1 Screw press1.4 螺旋榨油机的工作

15、原理螺旋榨油机的工作原理概括为：榨油机运转时，预处理好的料胚从料斗进入榨膛，榨膛由榨条和榨圈组成。料胚由榨螺的螺旋逐渐推进受到二次压榨，压榨力的来源是：料胚由1-2节榨螺向前推进到3节榨螺，由于3节榨螺根径逐渐增大（即牙形高度逐渐减小）螺纹逐渐加宽，从而榨螺与榨圈间的容积逐渐减小，进而将料胚推进到4节榨螺与5节榨螺处，榨膛容积增大，料胚被松散后继续向前推进。通过调节调饼头与出饼圈之间的间隙，控制出饼厚度，由于榨膛的特殊结构，料胚在榨膛产生复杂的相对运动和很大的摩擦力，致使油料的纤维的胶体遭受破坏，在巨大的压力下，油就从榨条缝隙和榨圈的出油槽中挤出来。2. 螺旋榨油机相应参数的确定 此处省略NN

16、NNNNNNNNNN字。如需要完整说明书和设计图纸等.请联系扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩2.4榨膛压力P=(2471n5.5)/e0.022w (kPa) （4）将数据代入公式(4)得：P=(24710.000853.255.5)/e0. 0223.5=1372.94 kPa2.5 榨膛压缩比曲线本设计的螺旋榨油机，是二级压榨型，其曲线如图： 3 4 5 6 7 8 图2 榨膛压缩比曲线Fig 2 The squeezing chamber compression ratio curve Figu Figure 2-1 of exploding co

17、mpression ratio curve re 2-1 of exploding compression ratio curveFigure 2-1 of exploding compression ratio curveFigure 2-1 of exploding compression ratio curve75604530152.6 榨螺轴的设计计算榨螺轴是螺旋榨油机的主要工作部件之一，榨螺轴的结构参数、转速、材质的选择对形成榨膛压力、油与饼的质量，生产率和生产成本有很大关系。在设计中，采用套装式变导程二级压榨型榨螺轴，如图（2），它将榨螺分成若干段，套装在芯轴上用螺母压紧，连续型榨

18、螺轴的相邻榨螺紧接，没有距圈，结构较简单，榨膛压力较大，回料少，但齿型复杂，加工须配置专用机床，适用于较小型榨油机 图 3 榨螺轴 Fig 3 Screw axis2.6.1 连续型榨螺轴尺寸如下表所示：表1 榨螺轴尺寸表Table 1 Screw shaft size table榨螺号1234567节长1201108030454545导程42423631.531.5螺旋外径70707070707070螺旋内径505050/6769.2/6759/64.364.3/69.669.6/76.6齿顶宽/齿根宽6/166/166/168/9.911.7/13.62.6.2 榨螺齿形锥形根圆榨螺榨螺齿

19、形尺寸030;=1545,最大为90;10;榨螺最小壁厚=(D0-d)/2=620 mm,取6 mm . 图 4 3号榨螺Fig 4 3 Screw2.6.3 榨螺材料榨螺用15或20号低碳钢经气体渗碳（渗碳层厚度为1.52mm）,淬火、回火处理后，表面硬度为HRC5862 。3 螺旋榨油机传动机构设计3.1电动机的选取本次设计适于大豆、花生等多种油料作物，对象是中、小型油厂，因此选取的电机功率不高。电机型号 Y160L-8 额定功率 7.5kw同步转速n=750r/min 额定转速n0 =720r/min 质量m=145kg3.2 总传动比分配 考虑到本设计传动路线有两条，其一：一轴到二轴再

20、到三轴传动：其二：一轴到四轴再到立轴。综合齿轮带轮常用传动比的取值范围并考虑到本设计的要求，取总传动比i=6.8第一条路线传动比分配i=i1 i2 =2.25x3.02=6.8;第二条路线传动比分配i= ia i2 =3x2.26=6.83.3各轴传递的功率取齿轮传动效率齿 =0.96，皮带轮传递效率皮 =0.97传递路线一：（1）各轴的转速 I轴： n1 = n0 =720r/min 轴： n2 =n1/ i1 =720/2.25=320r/min 轴： n3 = n2/ i2 =320/3.02=106r/min（2）各轴的传动的功率 I轴： p1 =pe =7.5kw 轴： p2 = p

21、1 齿 =7.2kw 轴： p3 = p2 齿 =6.91kw（3）各轴的转矩 I轴： T1 =95.5105P1/n1 =95.51057.5/720=9.945104 Nmm 轴： T2 =95.5105P2/n2=2.148105 Nmm 轴： T3 =95.5105P3/n3=6.226105 Nmm 传递路线二： （1）各轴的转速 轴： n4 = n1/ ia =240r/min 立轴： n5 = n4/ ib =106r/min（2）各轴的传动的功率 轴：p4 = p1 皮 =7.275kw 立轴：p5 = p4 齿 =6.984kw（3）各轴的转矩 轴：T4 =95.5105P4

22、/n4 =2.895x105 Nmm 立轴：T5 =95.5105P5/n5 =6.292105 Nmm3.4轴和轴啮合齿轮的计算3.4.1 齿轮的选用选用直齿圆柱齿轮传动，级精度。输入功率P1=7.5 kw ； 小齿轮转速n1=720r/min;齿数比u=i1=2.25 条件：带式输送机，工作平稳，转向不变。1、材料选择轴上的小齿轮材料为45#，硬度为217255HBS,取硬度为240HBS，啮合的中齿轮材料为QT500-5(调质)，硬度（147241）HBS,硬度取为200HBS 。2、齿轮齿数的选择小齿轮的齿数Z1=13,中齿轮的齿数为Z2=iZ1=29.25，取Z=303、按齿面接触强

23、度设计. 确定公式 d1t2.32 （5）公式（5）内的各计算数值. 试选载荷系数：K1=1.3. 计算小齿轮传递的转距：T1 =95.5105P1/n1 =95.51057/418.6=9.945104 Nmm. 齿宽系数d=1. 由表查得材料的弹性影响系数ZE=181.4 Mpa1/2. 由图册按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim1= 650 MPa大齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim2= 550 Mpa. 由公式计算应力循环次数N1 = 60 n1jLh = 607201( 2830010) = 2.07109N2 =0.92109. 接触疲劳系数 KHN1=0.9 ，KHN

24、2=0.87. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，H1 =KHN1Hlim1/s =0.9650 = 585 MpaH2 =0.87550 = 478.5 Mpa. 计算. 试算小齿轮分度圆直径 d1t , 代入H中较小的值d1t2.32 （6）经计算得 d1t=67.499 mm . 计算圆周速度V =d1tn1/(601000) = 3.1467.499720/(601000) =2.543m/s.计算尺宽b = dd1t = 167.499 = 67.499 mm. 齿宽与齿高之比 b/h模数： mt= d1t/z1 = 67.499/13 = 5.192 mm

25、齿高： h=2.25 mt =2.255.192 =11.683 mmb/h = 5.778. 载荷系数根据v=2.543 m/s , 7级精度，由图册查得动载系数 KV =1.08.直齿轮，假设 KAFt / b 100 N/mm ,由表查得：KH=KF=1.2 ;由表查得：使用系数KA=1 ; 由表查得：7级精度，小齿轮相对支承，非对称布置时KH =1.12+0.18(1+0.6d2) d2 + 0.2310-3b =1.12+0.18(1+0.612)12+0.2310-367.499=1.424由b/h=5.778, KH=1.424 查得 KF=1.52 ; 故载荷系数为:K=KAK

26、VKHKH =11.081.21.424 =1.845按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式（7）d1 = d1t = 67.499 （7）得 d1 = 75.85 mm. 计算模数 m= d1/z1 =75.85/13 =5.835 mm4、按齿根弯曲强度设计m （8）. 确定公式内的各计算数值. 由图册查小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=560 Mpa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=440 Mpa. 由图册查得弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.85 , KFN2 =0.88. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4F1= MpaF2= Mpa. 计算载荷系数K=KAKV

27、KFKF=11.081.21.52=1.97. 查取齿形系数YFa1=3.13 YFa2=2.52. 应力校正系数：YSa1=1.48 YSa2=1.625. 计算大小齿轮的并加以比较：1=0.013622=0.01480 大齿轮的数值大。. 设计计算由公式（8）得：m=3.09 mm对比计算结果，取按齿根弯曲强度设计的，m=3.09 mm,就近圆整为标准值 m=3 , 按接触疲劳强度计算分度圆直径 d1=75.85 mm ,从而计算出小齿轮齿数 z1=d1/m=75.85/3=25.28=26大齿轮齿数 z2=uz1=2.2526=58.5 ,取 z2=595、几何尺寸计算. 计算分度圆直径

28、d1=z1m=263=78 mmd2=z2m=593=177 mm. 计算中心距a=(d1+d2)/2=127.5 mm. 齿轮宽度b=dd1=178=78 mm取 B2=80 mm , B1=85 mm6、验算Ft=2T1/d1=29.945104/78=2550NKAFt/b=12550/78=32.6N/mm 100 N/mm.所以，该齿轮设计符合要求。3.4.2 确定小齿轮的齿形参数 标准直齿圆柱齿轮几何尺寸：分度圆直径d :d1=mz1=326=78 mmd2=mz2=359=177 mm齿顶高haha=ha*m=13=3 mm齿根高 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)3=3

29、.75 mm齿全高 h=ha+hf =(2ha*+c*)m=3+3.75=6.75 mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha=(z1+2ha*)m=78+23=84 mmda2=d22ha=(z22ha*)m=17723=183 mm齿根圆直径 df1 =d12hf=(z12ha*2c*)m=(262120.25)3=70.5 mmdf2=d22hf=(z22ha*c*)m=169.5 mm基圆直径 db1=d1Cos=78Cos20o=73.296 mmdb2=d2Cos=177Cos20o=166.326mm齿距p=m=3=9.42 mm齿厚s=m/2=3/2=4.7 mm齿槽宽e=m/2=4

30、.7 mm中心距a=(d2d1)/2=m(z2z1)/2=127.5 mm顶隙 c=c*m=30.25=0.753.5 轴的计算校核3.5.1 选材及表面预处理1.材料:轴主要用碳钢,本设计从经济实用角度选用45#钢.2.热处理: 高频淬火,表面强化处理喷丸,提高轴的抗疲劳强度,45#钢热处理调质 .轴表面淬火处理: 淬硬层深度耐磨.3.工作条件: 载荷不大,深度 0.51.5 mm.3.5.2 轴的结构设计 图5 高速轴（I轴） Fig 5 High speed axis (I axis)1.轴肩高度 a=(0.070.1)d (d为轴的直径,轴环宽度b=1.4a)按扭矩强度条件计算T=T/

31、wT=9.55106p/( 0.2nd3 )T （9）其中 T 为扭转切应力,单位是 Mpa.轴45#钢 T=2545 Mpa A0=126103 mm32.轴的直径 d= （10） 式中取A0=105 mm3轴传递的功率 p=4 kw,轴的转速 n=720r/mind=22.28 mm对于直径d100 mm的轴,有一个键槽时,轴径增大5%7%,为将轴径圆整为标准直径, d= mm, L=60 mm 。 下面为轴的校核计算, 图6 轴的强度校核 Fig 6 Check the strength of shaft总弯矩 M=474 N .m校核轴的强度,按第三强度理论计算应力 （11）对于直径为

32、d的圆轴,弯曲应力=M/w,扭转切应力 =T/wT=T/2w （12）其中,w (mm3) 为轴的抗弯截面系数,W=式中 b=6,t=4,d=28 mm则轴的弯矩合成强度条件为:/1842.89=50 Mpa-1对称循环应变力时，轴的许用弯曲应力经查表得-1=60 Mpaca-1 符合强度要求. 轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点，作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。3.6 皮带轮的设计计算小带轮的基准直径 d1=71 mm， 大带轮的基准直

33、径 d2=315 mm，平带传动在传动中心距较大的情况下平带的材质选用帆布芯平带。带轮带宽b=50 mm， 带轮宽 B=63 mm， i=n1/n4 =3，初定中心距 a0 1.5(d1+d2) a05(d1+d2)， 则579 a01503.7 键的计算校核 3.7.1 键的校核计算键的截面尺寸bh由轴的直径d由标准中选定。I轴 ：根据d=22mm查表得键的截面尺寸为：宽带b=6mm,高度h=6mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=56mm. 假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件为p=2T103/(kld) p （13）T 传递的转矩为 T=9.126104 N m

34、mK 键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h=0.56=3 mmL 键的工作长度，圆头平键l=L-b=56-6=50mmd 轴的直径 d=22 mmp 许用挤压应力 查表取 p =100120 Mpa, 取 p=110 Mpa将数值代入公式 p=29.12610103/(35622)=55.309Mpap=110 Mpa 符合标准。故，键的标记为： 键66 .3.7.2 键的选择（1）轴上的键 轴径 d=22 mm , bh=66 ,键长 L=56 mm ; （2）轴上的键 轴径 d=28 mm , bh=87 , 键长 L=140 mm ; （3）芯轴上的键, 轴径 d=35 mm , bh=

35、108 , 键长 L=180 mm ;.（4）芯轴上的键, 轴径 d=35 mm , bh=108 , 键长 L=450 mm .3.8 轴承的设计3.8.1 轴承寿命 Lh=106/(60n)(c/p) （14）对于滚子轴承，=10/3,我们计算I轴的滚动轴承为圆锥滚子轴承32905。已知： n=418.6 r/min ,预期计算寿命Lh=5000h. 由公式得出，C求比值 Fa/Fr=1284.3/2966=0.43Lh （17）故所选轴承为圆锥滚子轴承32905 ,满足寿命要求 。4 螺旋榨油机的结构设计4.1 榨螺轴的设计榨螺轴是由芯轴，榨轴，出渣梢头，销紧螺母，调整螺栓，轴承等构成。

36、装配榨轴时，榨螺与榨螺之间必须压紧，防止榨螺之间出现塞饼现象，必须拧紧销紧螺母，饼的厚度用旋转的调整螺栓来控制。6个榨螺型号不同，材料为20# .4.2 榨笼的构造榨笼是由上下榨笼内装有条排圈，条排，元排所构成。条排24件，元排17件，还有压紧螺母内装有出饼圈，榨膛的两端分别于齿轮箱和机架相连接。4.3 齿轮箱的构造及入料器的构造齿轮箱是由齿箱盖，齿箱体，圆柱齿轮，传动轴，轴承，皮带轮等构成，可从顶部油塞孔加机油，从油标处看加油高度。入料器的组成主要有立轴，锥齿轮，轴承支座，固定板，锥斗等，使用自动进料器可以节省劳动力，提高生产效率。4.4 带轮的结构设计图7 带轮示意图Fig 7 Schem

37、atic diagram of belt wheel大三角带轮的结构尺寸基准直径 dd=330mm ,带轮宽B=(Z-1)e+2f=30.3 mm,槽间距e=120.3 ，取e=12.3 mm .第一对称面至端面的距离 f=81 ,取f=9.15 mm ,基准线上槽深 ha=2.0 mm ,外径 da=dd+2ha=334 mm ,最小轮缘厚 =5.5 mm ,取=10 mm .基准下槽深 hf=9.0 mm , 轮槽角=38 .基准宽度 bd=8.5 mm .d1=(1.82)d=44 mm ,d2=da-2(ha+hf+)=292 mm ,h1=290=38.77 mm ,h2=0.8h1

38、=31.01 mm ,b1=0.4h1=15.508 mm ,b2=0.8b1=12.4064 mm ,f1=0.2h1=7.754 mm ,f2=0.2h2=6.202 mm ,L=(1.52)d=30.3 mm .4.5 调节装置的设计调节装置的主要目的是调节出渣的粗细，相应的改变榨膛的压力机构，为抵饼圈整轴移动或出饼圈同芯轴一起做轴向移动。其结构简单，操作方便，机架的受力能在运转中调节，但芯轴的轴2头易损坏。由于采用整轴移动或夹饼圈，因此螺栓连接松脱现象比较严重，此装置平稳，低速重载的静载荷，因此采用对顶螺母，两螺母对顶拧紧后，使旋合螺纹间始终受到附加的压力和摩擦力的作用，工作载荷有变动

39、时该摩擦力仍然存在。4.6 滚动轴承的选择4.6.1 轴上的轴承的选择轴上的大齿轮 B=95 mm ,B200 , d=35 mm ,内径 D=35 mm ,D1=1.8D=63 , 轮毂厚t ,t=14 mm ,L=(1.21.5)D=52.5 mm , =(2.54)mn=108 , H1=0.8D=28 ,H2=0.8H1=22.4 ,C=H1/5=5.8 ,但要求 C10 ,取 C=10 ,S=H1/6 ,取 S=10 ； 选用芯轴上的轴承时，依据D1来选，D1=63 mm ,选调心滚子轴承，型号为22212 ,尺寸如下：d=60 mm ,D=110 mm ,B=28 mm ,Cr=8

40、1.8 KN ,COr=122 ,脂润滑 n=3200 r/min ,重量 W=1.22 kg .d2=75.7 mm ,D2=93.5 mm ,rmin=1.5 ,安装尺寸 damin=69 mm ,Damax=101 mm ,ramax=1.5 ;计算系数 e=0.28 ,Y1=2.4 ,Y2=3.6 ,YO=2.4 .4.6.2 轴和轴的轴承选用相同型号的轴承，圆锥滚子轴承，型号为32905 ;轴径 d=25 mm ,基本尺寸 d=25 mm ,D=42 mm ,T=12 mm ,B=12 mm ,C=9 ,COr=21 ,Cr=16 ,W=0.064 kg ;计算系数 e=0.32 ,

41、Y=1.9 ,YO=1 ,其他尺寸 a=8.7 ,rmin=0.3 ,r1min=0.3 ,ramax=rbmax=0.3 ,=1018,取=154.7 榨螺轴与齿轮轴的联接设计为了拆装方便，本设计齿轮箱与榨笼采用法兰盘连接。而榨螺轴与齿轮轴采用凸缘连轴器联接，它是一种刚性联轴器，其所要求联接的两轴必须严格对中，因此对机器安装精度要求较高，否则会在轴中引起很大的附加应力。本设计利用绞制孔用螺栓联接来实现两轴的队中，靠螺栓杆部承受剪切和挤压来传递转距。安装时不用移动轴，但绞孔加工较麻烦。4.8 本章小结本章主要为螺旋榨油机的总体设计，和标准件的选择。标准件的选用使得榨油机的易损零件更换起来更加容

42、易和方便。5 螺旋榨油机操作过程中出现的故障及排除一般常见故障及排除（1）榨油机榨油过程中，出现一般卡死现象时，可采用反搬三角带方法排除。如果反搬三角带轮也无济于事，那就扭下机架底角螺栓、松动下榨笼，拆下上榨笼，再送动压紧螺栓，依次松动圆排。并能清出饼结块，一直到能拉出榨轴为止，这一过程必须趁榨膛没有降温的情况下完成。（2）突然停车，螺旋轴卡死现象。压榨初期，榨膛未磨热即大量投料引起，可用热的油料籽（也可用加热水的干饼）缓缓进料，反复磨机，使温度升高。压榨过程中，榨膛断料，然后又大量投料，造成排料不畅，榨膛被油料堵塞引起。因此，加料时应连续均匀，饼不能太薄。一旦发生故障，应立即关闭电源，将进料

43、调节板插死，停止进料，并将排料板打开，倒开螺旋轴，使之退出。然后清除膛内油料，重新压榨。油料未清选，有石子、金属等硬异物进入榨膛引起。（3）新榨油机或者是新换榨轴时，往往有不走料现象，有时不出饼或者是少量出饼，此时只要投入少量的残饼渣，慢慢投料，并调整出饼厚度即可。（4）不出油或出油率过低原料不湿或太干，受潮发霉，籽料不饱，杂质过多引起。须重新清选油料，并高速好油料水分。排油缝被油渣堵塞或榨条装配得太紧引起。应根据含油量高低，调整榨条的松紧度。开榨初期，榨膛温度低，出饼太薄或太厚、零件磨损等都会引起不出油或出油率过低。压榨过程中，有时会出现油析不出来的现象，有时不出饼或者是少量出饼，此时只要投

44、入少量的残饼渣，情况就会好转。挺了一班后再榨油，机膛内油排不出来。此时可能是圆排的油槽被枯饼堵死，应拆开上榨笼，取出圆排，在热水中浸泡十余分钟，用钢丝刷将油槽洗净。（5） 当压榨含油量高或是粘度较大的油料时，应拆出排骨圈，重新装配条排。增大其间隙来解决排油问题。（6） 易损件，如榨轴、出饼圈、导饼环、圆排等，当作业一个时期后，磨损过于严重就不能再用了，应及时更换。（7）跑渣过多榨油过程中，榨条间少量跑渣是正常现象。若跑渣过多，可能有如下原因：个别榨条弯曲或间隙过大。此时，可卸下榨条，用纱布或油石将甲型榨条三凸方打磨，调直榨条重装，必要时垫些薄铁皮，使间隙保持在0.050.08毫米范围内。油料塑

45、性不好，出饼困难，使机膛压力增加。此时，应将油料适量拌水，并进行磨机，提高机温以提高油料塑性。如果出饼太薄。应按说明书要求适当加大出饼厚度。（8）出饼不顺原因之一是饼的厚薄不适宜，应调整出饼厚度；之二是由于有干饼或石子、铁块等硬异物进入机膛，应立即停机，抽出榨螺，检查并清除饼圈和机膛内的干饼、杂物。并根据出饼圈磨损情况，修理或更换新配件。（9）回油可能是因油缝堵塞或油缝太小表面不光引起。前者应拆除榨条进行清洗，后者应调整榨条间隙，用油石磨光油缝。（10） 不进料油料的水分过多，应进行日晒或炒干。榨螺表面不光，应用砂布打磨榨螺轴或用干渣磨光。榨条磨损，榨条多边形被破坏，可翻转使用或损榨条。（11） 烧膛原因为油料水分偏低，榨螺转速偏高，机温过高等引起，应提高油料水分含量，改换皮带