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螺旋式压榨机
螺旋式压榨机设计
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螺旋式压榨机设计,螺旋式压榨机,螺旋式压榨机设计
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长 春 大 学 毕业设计（论文）纸开题报告1. 设计题目螺旋式压榨机设计2. 课题研究的目的、意义在我国，榨油机的发展已二十多年，从传统的榨油设备，到现在先进的榨油机器，中国榨油市场得到了翻天覆地的变化，随着市场上的食用油品种增多，榨油机的种类也在增加，压榨方式也各不相同，物理压榨，化学压榨，还有两者结合压榨。回首过去，榨油业在中国从无到有，有弱小逐渐强大的过程。现在市面上食用油分成浸出油和压榨油两种。浸出油是用化学溶剂浸泡油料，再经过复杂的工艺提炼而成，提炼过程中流失了油品的营养成分，而且有化学溶剂的有毒物质残留。所以大众逐渐远离。随着经济的发展，大众已经不是是以前那样只解决温饱了，吃出营养，吃出健康才是现代人的追求，所以压榨油的市场广大，考虑到个人能力的问题，选择了最简单也是最可靠的螺旋式压榨机。 在此过程中，由于强烈的挤压作用螺旋必然受到巨大的压力，考虑到传统意义上螺旋的制造工艺方法，这使得螺旋强度能否达到工作要求成为了该机压榨性能好坏的关键因素。同时在物料的传输挤压过程中，由于长时间的工作，轴体表面部分会逐渐被摩擦光滑，这使得施加给物料的摩擦力不断太小，以至于物料可能出现打滑从而造成整个压榨螺旋可能产生不当的震动，因此螺旋结构是否会发生共振现象也是需要得以验证。而目前，我国生产的大部分螺旋压榨机还存在着螺旋使用寿命较短的问题，形成了螺旋成本较高的现状。如果这些隐患未得到解决，不但会使得此系列螺旋压榨机对欲加工物料的压榨脱水作用急剧下降，甚至可能会造成螺旋叶片的变形或者断裂，使其不能完全正常的工作进而影响到后面的进一步处理。3. 国内外现状和发展趋势螺旋压榨机是目前国内外纷纷使用的固液分离压榨设备，目前来说，其在含纤维物料的压榨脱水榨汁领域已起到了越来越重要的作用。螺旋式螺旋压榨机的重要部件，其工作过程中不但受到强大的扭矩作用，并且螺旋的表面亦受到物料巨大的摩擦和挤压力，因此，螺旋的强度和耐磨性分析是其研究的要重点。1900年，用于油料榨取油脂的连续式螺旋压榨机在美国诞生，随后来自国外的Dammom-Croes、弗仑希、克虏伯、西蒙等公司先后成为了制造螺旋压榨机的厂商。在工业的大踏步发展时期，随着螺旋压榨机越来越多的应用在许多行业中，加之生产率的进一步提高，所面临工作环境和要求复杂多变，对于螺旋压榨机螺旋的要求愈来愈高。而许多公司在不改变螺旋结构的前提下，通过多螺旋表面进里来改变其强度和耐磨性。例如美国安德森公司在螺旋表面采用喷涂高铬，英国的Simo-Rosedowms公司研制了一种压力较高的螺旋压榨机，他是采用对螺旋利用渗氮技术，还有德国的C.A.PICARD公司则是利用双金属复合层结构来制造螺旋。他们存在的共同的缺陷再与没有从实际情况下分析螺旋表面的载荷分布情况，未能从根本上改变螺旋结构从而提高螺旋的压榨性能和使用寿命。在对螺旋进行应力分析探讨方面，近些年国内外对其研究有了一些成果。例如，在美国、英国、德国均有采用先进的试验方法测得了螺旋受力基本规律，他们提出了将螺旋压榨的过程分为3个阶段，即物料输送阶段，物料初压榨阶段和物料最终压榨阶段，这一理论提出时代的理论和实验得到了很好的验证，螺旋的受理分布情况从前到后逐渐加剧，同时这也很好的反应了螺旋的压榨原理。我国的螺旋压榨机是在上世纪60年代初从国外引进的，改革开放后得到了迅速的发展，由于起步较晚、各区域发展不平衡导致此行业在我国不断发展的同时，其产品的质量并不稳定。目前螺旋压榨机的发展趋势是向着其产品结构的标准化、精细化、高效化、系统化以及低噪音化的领域发展。在螺旋压榨机向着高速高效化发展的方向上，螺旋在其中有着更加重要的技术地位，它是对物料进行压榨作用的关键部件，而对其应力分析显得愈来愈重要。4. 研究内容及方案拟定4.1 设计内容本次设计主要内容是螺旋压榨机的结构设计。其中包括，榨螺轴的设计，榨笼的设计，齿轮箱的构造及入料器的构造，调节装置的设计，并进行各部件强度校核。（1）榨螺轴的设计榨螺轴是由芯轴，榨轴，出渣梢头，锁紧螺母，调整螺栓，轴承等构成。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，必须拧紧锁紧螺母，饼的厚度用旋转的调整螺栓来控制。（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。（3）齿轮箱的构造及入料器的构造齿轮箱是由齿箱盖，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，从油标处看油面高度。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。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，使旋合螺纹间始终受到附加的压力和摩擦力的作用，工作载荷有变动时该摩擦力仍然存在。4.2 总体方案拟定（1）是利用榨螺轴根径由大到小或者螺旋导程逐渐缩小，炸膛内的容积也就是说空余体积逐渐缩小，压缩逐渐增大，而使油料的油脂被挤压出来。工作过程是现将料胚加入料斗，由转动的榨螺送入炸膛。由于榨螺轴作旋转运动，带动油料在炸膛内运动，互相摩擦，温度升高。又由于榨螺轴根径不断增大，炸膛容积越来越小，压力越来越大，从而挤出料中的油脂。油脂在榨条间缝隙中流出，经出油口至接油盘；油饼从出饼圈挤出；油渣从排渣口挤出。取油一般分为三段：1进料端，2 主压榨段，3成饼段。油料在进入油机前，需要过一系列的预处理，现以大豆为例，大豆的预处理为工序为：大豆清选破碎（分离）（粗轧）软化轧胚蒸炒压榨毛油（豆饼）预榨改变了物料的容量，缩小物料的体积，提高了浸出器的生产能力和输送设备的输送能力。预榨浸出生产工艺改变了料胚形状，在某些方面有利于浸出：1)预榨浸出生产大豆油，入浸物料由片状改变为块状，密度增加，溶剂渗透的阻力小。只要掌握好预榨饼的破碎粒度，就有利于溶剂的渗透、浸泡和滴干三者的结合；2)在大豆一次浸出中要求物料胚片轧得越薄越好，因胚越薄，细胞组织越破坏越彻底，浸出油路越短，细胞组织破坏越彻底，浸出油路越短，扩散阻力越小，浸出效果越好。但在实际生产中，胚轧的越薄，粉末度就会增加。当增加到一定程度（20%）时，浸出过程中的溶剂渗透性能就会降低，波残油就会升高。采用预榨浸出，物料的强度增大，较一次浸出物料的粉末度易于控制。另外，物料在炸膛内经高温挤压、摩擦等外力作用，在软化、轧胚的基础上，细胞结构又进一步被破坏。因此，预榨浸出法生产对轧胚的要求没有一次浸出生产那么严格，可以避免轧薄胚所增加的电能消耗和设备磨损。 3）采用预榨浸出，不仅避免了加工高水分大豆经常遇到的问题，就是加工标准水分大豆也可以更好地调整入浸水分。物料入炸膛后，在高温高压下，有部分水分汽化，通过榨条间隙逸出，榨条出膛后冷却，又有排出部分水分。4）预榨浸出可降低容积比，一般控制在1:0、6左右，在产量提高的情况下，不增加或稍增加溶剂循环量即可达到浸出效果，节省了溶剂。5）预榨浸出，由于日处理量增加，加工成本有所下降。 （2）方案设计阶段结束后，进入技术设计阶段，技术设计阶段的工作如下：1）机器的动力学计算结合零部件的结构及运动参数，初步计算各主要零件所受载荷的大小及特性。2）零部件的工作能力设计已知主要零部件所受的公称载荷的大小和特性，即可做零部件的初步设计。设计所依据的工作能力准则，需参照零部件的一般失效情况、工作特性、环境条件等合理地拟定，本设计对主要零件的强度和轴承寿命等进行了计算。通过计算决定零部件的基本尺寸。3）机器的运动学设计根据确定的结构方案，做出运动学的计算，从而确定各运动构件的运动参数（转速、速度等），然后选定原动机的参数（功率、转速、线速度等）。4）部件装配草图及总装配草图的设计本阶段的主要目标是设计出部件装配图及总装配草图。再由装配图对所有零件的外形及尺寸进行结构化设计。在此步骤中，需要协调各零部件的结构及尺寸，全面地考虑所设计的零部件的结构工艺性，使全部零件有最好的构形。如图1所示，螺旋式压榨机草图图1 螺旋式压榨机草图5. 毕业设计进度安排04.24-05.12 调研、开题报告05.15-05.19 总体方案设计05.22-05.26 压榨机的结构及减速器的设计、计算分析05.27-05.31 装配图、部件图设计06.01-06.05 零件图设计06.08-06.09 撰写设计说明书06.10-06.17 提交设计说明书、设计图纸，资格审查，答辩材料审阅修改06.18-06.20 答辩6. 参考文献1吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册M.北京：高等教育出版社，20042成大先.机械设计手册第四卷M.北京：化学工业出版社，20023陈斌.食品加工机械与设备M.北京：机械工业出版社，20024陆振曦，陆守道.食品机械原理与设计M.北京：中国轻工业出版社，20015卢耀祖，郑惠强.机械结构设计M.上海：同济大学出版社，20046刘鸿文.简明材料力学M.北京：高等教育出版社，20037胡继强.食品机械与设备M.北京：中国轻工业出版社，19988蒋迪清，唐伟强.食品通用机械与设备M.广州：华南理工大学出版社，20039胡继强，食品机械与设备M.北京：中国轻工业出版社，199810刘玉德，食品加工设备选用手册M.北京：化学工业出版社，200611J.A.WARD. Processing High Oil Content Seeds in Continuous Screw Presses.England.2008.Sonja Djilas. Shelf Life of Cold-Pressed Pumpkin(Cucurbita pepo L.)Seed Oil Obtained with a Screw Press. Jam Oil Chem Soc.2010 87:1497-1505.12ROBERTS A W. The influence of granular vortex motion on the volumetric performance of enclosed screw conveyors J.Powder Technology,1999,104:56-6713ZAVADSKAYA G A. Use of criteria design of experiments to operation of an auger drill conveyer J .Journal of Mining Science,1981,17(2):136-139共 5 页 第 5 页螺旋式压榨机设计摘要 螺旋榨油机无论过去还是现在仍然是油脂生产中的一台主机。就是在近代的浸出法制油中对高含油份油料大多采用还是预榨 浸出工艺方法来制备油脂，所以预榨机螺旋榨油机仍然是油脂工业生产中的重要部件。螺旋榨油机的结构直接影响到油脂生产的数量和质量。而榨油机的工作部分是螺旋轴和榨笼构成，料胚经过螺旋轴和榨笼之间的空间炸膛，而受到压榨。所以它们是榨油机的“心脏”，它们的结构直接影响到榨油机的性能。本文通过了解压榨机的资料，然后比对压榨机的结构，设计其结构，螺杆的设计是整个设计的主体，通过对压榨物质和生产量的取定，得出螺旋杆的设计过程，本文的传动采用两级减速传动，使机器运作稳定。通过对整机功率，转矩，最后定出电机。还要对整个设计重要部件做出校核，能够让机器正常运作。关键词 榨油机 榨笼 生产量 校核The design spiral presser Abstract Screw press in the past and is still oil production in a host. Leaching in the modern legal system is the oil companies of most of the high fuel oil were used or pre-press - leaching method to prepare the oil, so pre-press machine - oil screw press is still important components of industrial production. Screw press of the structure of a direct impact on oil production quantity and quality. The press of work is the screw axis and the pressing part of the cage structure, material embryo axis and squeezed This text through the spiral space between the cage - bombing bore, and being squeezed. So they press of the heart, which directly affects the structure of oil press performance. In this paper, the information about press machine, and then compared presser structure, design its structure, the screw design is the design of the main body, squeezing through on the amount of substance and production are constant, obtained screw design process, This text slow down the drive with two transmission, the machine operates in a stable. On machine power, torque, and finally set the motor. Also an important part of the whole design and make check, allowing the normal operation of the machine。 Keywords Oil press Pressed cage Production Check 目 录绪 论1第1章 螺旋式压榨机21.1 螺旋式压榨机的工作原理21.2 设计榨油机的程序31.3 准备阶段31.4 案设计阶段31.5 技术设计阶段3第2章 螺旋榨油机的结构设计52.1 榨螺轴的设计52.2 榨笼的构造52.3 齿轮箱的构造及入料器的构造52.4 调节装置的设计5第3章 螺旋榨油机主要参数的确定63.1 螺杆的设计及其校核，如图一所示63.2 带传动的设计计算143.2.1平型带轮的设计143.2.2三角带轮的结构设计15第4章 减速器的设计184.1 电动机的选择184.2 传动装置的运动和动力参数184.3 齿轮传动的设计计算及核算194.4 低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）224.5 轴的设计264.5.1低速轴的设计264.5.2 中间轴的设计294.5.3 高速轴的设计294.6 校 核30总 结32致 谢33参考文献34共 I 页 第 I 页绪 论在我国，榨油机的发展已二十多年，从传统的榨油设备，到现在先进的榨油机器，中国榨油市场得到了翻天覆地的变化，随着市场上的食用油品种增多，榨油机的种类也在增加，压榨方式也各不相同，物理压榨，化学压榨，还有两者结合压榨。回首过去，榨油业在中国从无到有，有弱小逐渐强大的过程。现在市面上食用油分成浸出油和压榨油两种。浸出油是用化学溶剂浸泡油料，再经过复杂的工艺提炼而成，提炼过程中流失了油品的营养成分，而且有化学溶剂的有毒物质残留。所以大众逐渐远离。随着经济的发展，大众已经不是是以前那样只解决温饱了，吃出营养，吃出健康才是现代人的追求，所以压榨油的市场广大，考虑到个人能力的问题，选择了最简单也是最可靠的螺旋式压榨机。第1章 螺旋式压榨机1.1 螺旋式压榨机的工作原理是利用榨螺轴根径由大到小或者螺旋导程逐渐缩小，炸膛内的容积也就是说空余体积逐渐缩小，压缩逐渐增大，而使油料的油脂被挤压出来。工作过程是现将料胚加入料斗，由转动的榨螺送入炸膛。由于榨螺轴作旋转运动，带动油料在炸膛内运动，互相摩擦，温度升高。又由于榨螺轴根径不断增大，炸膛容积越来越小，压力越来越大，从而挤出料中的油脂。油脂在榨条间缝隙中流出，经出油口至接油盘；油饼从出饼圈挤出；油渣从排渣口挤出。取油一般分为三段：1进料端，2 主压榨段，3成饼段。油料在进入油机前，需要过一系列的预处理，现以大豆为例，大豆的预处理为工序为：大豆清选破碎（分离）（粗轧）软化轧胚蒸炒压榨毛油（豆饼）预榨改变了物料的容量，缩小物料的体积，提高了浸出器的生产能力和输送设备的输送能力。预榨浸出生产工艺改变了料胚形状，在某些方面有利于浸出：（1）预榨浸出生产大豆油，入浸物料由片状改变为块状，密度增加，溶剂渗透的阻力小。只要掌握好预榨饼的破碎粒度，就有利于溶剂的渗透、浸泡和滴干三者的结合；（2）在大豆一次浸出中要求物料胚片轧得越薄越好，因胚越薄，细胞组织越破坏越彻底，浸出油路越短，细胞组织破坏越彻底，浸出油路越短，扩散阻力越小，浸出效果越好。但在实际生产中，胚轧的越薄，粉末度就会增加。当增加到一定程度（20%）时，浸出过程中的溶剂渗透性能就会降低，波残油就会升高。采用预榨浸出，物料的强度增大，较一次浸出物料的粉末度易于控制。另外，物料在炸膛内经高温挤压、摩擦等外力作用，在软化、轧胚的基础上，细胞结构又进一步被破坏。因此，预榨浸出法生产对轧胚的要求没有一次浸出生产那么严格，可以避免轧薄胚所增加的电能消耗和设备磨损。 3：采用预榨浸出，不仅避免了加工高水分大豆经常遇到的问题，就是加工标准水分大豆也可以更好地调整入浸水分。物料入炸膛后，在高温高压下，有部分水分汽化，通过榨条间隙逸出，榨条出膛后冷却，又有排出部分水分。（3）预榨浸出可降低容积比，一般控制在1:0、6左右，在产量提高的情况下，不增加或稍增加溶剂循环量即可达到浸出效果，节省了溶剂。（4）预榨浸出，由于日处理量增加，加工成本有所下降。1.2 设计榨油机的程序一部机器的质量基本上决定于设计质量。制造过程对机器质量所起的作用，本质上就在于实现设计时所规定的质量。因此，机器的设计阶段是决定机器好坏的关键。1.3 准备阶段在根据生产或生活的需要提出所要设计的新机器后，计划阶段只是一个预备阶段。此时，对所要设计的机器仅有一个模糊的概念。通过在这大四有限的时间里， 我对螺旋式压榨机做了一些基本的了解，对它的性能方面也着重的研究。1.4 案设计阶段 螺旋式压榨机的主要区别体现在螺杆上，榨螺的设计是整个压榨机的主体，由于查到的知识对螺旋式压榨机的设计方法很多，所以决定采用多段式的压榨方式，这样对螺杆的设计和制造方面可以更好的处理，采用螺旋式的压榨方式虽然比较传统，但对于压榨这个行业还是有无限的空间。螺杆设计采用的是三段式压榨结构，如图一所示。图1 螺杆结构图对于机器，其实越简单，出错的可能性就越小，对于螺旋式压榨机，结构简单，操作方便。对于一些小型的榨油厂是首选。1.5 技术设计阶段方案设计阶段结束后，进入技术设计阶段，技术设计阶段的工作如下：（1） 机器的动力学计算结合零部件的结构及运动参数，初步计算各主要零件所受载荷的大小及特性。（2） 零部件的工作能力设计已知主要零部件所受的公称载荷的大小和特性，即可做零部件的初步设计。设计所依据的工作能力准则，需参照零部件的一般失效情况、工作特性、环境条件等合理地拟定，本设计对主要零件的强度和轴承寿命等进行了计算。通过计算决定零部件的基本尺寸。（3） 机器的运动学设计根据确定的结构方案，做出运动学的计算，从而确定各运动构件的运动参数（转速、速度等），然后选定原动机的参数（功率、转速、线速度等）。（4） 部件装配草图及总装配草图的设计本阶段的主要目标是设计出部件装配图及总装配草图。再由装配图对所有零件的外形及尺寸进行结构化设计。在此步骤中，需要协调各零部件的结构及尺寸，全面地考虑所设计的零部件的结构工艺性，使全部零件有最好的构形。如图2为螺旋式压榨机的草图。图2 螺旋式压榨机草图（5） 主要零件的校核在绘制部件装配草图及总装配草图以后，所有零件的结构及尺寸均为已知，在此条件下，再对一些重要的零件进行精确的校核计算，并修改零件的结构及尺寸，直到满意为止。按最后定型的零件工作图上的结构及尺寸，绘制部件装配图及总装配图。第2章 螺旋榨油机的结构设计2.1 榨螺轴的设计榨螺轴是由芯轴，榨轴，出渣梢头，锁紧螺母，调整螺栓，轴承等构成。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，必须拧紧锁紧螺母，饼的厚度用旋转的调整螺栓来控制。2.2 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。2.3 齿轮箱的构造及入料器的构造齿轮箱是由齿箱盖，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，从油标处看油面高度。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。2.4 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，使旋合螺纹间始终受到附加的压力和摩擦力的作用，工作载荷有变动时该摩擦力仍然存在。第3章 螺旋榨油机主要参数的确定3.1 螺杆的设计及其校核，如图一所示 图3 榨膛相对长度（曲线1为一次压榨，曲线2预榨（适合于高油份）。）参照小型螺旋式压榨机主要参数的选择，在6YL78型，螺杆直径76.5mm，螺杆转速105120转/分，生产量为60kg/时，配套动力为5,5千瓦。本设计的螺旋榨油机对象是大豆，其总压缩比7.514 ,取12。先预计设计生产是45kg/h，转速为60r/min。（1）榨螺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4，它将榨螺分成若干段，套装在芯轴上用螺母压紧，连续型榨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4 榨螺轴连续型榨螺轴设计当榨螺轴的支撑点未决定前，先按扭转强度条件计算出跟圆直径 ；（mm） 式中：,Fw为榨螺轴工作时阻力，为榨螺轴所需功率；为榨螺轴工作时的转速（）。代入公式得=15mm套装式： （mm），因，代入上式，可求出榨螺轴外径：mm ，方便设计 便定螺杆底径为50mm，螺齿高为：（mm） H=(75-15)/2=30mm，榨螺轴的受力分析图5 榨螺受力分析图 作用在榨螺上的周向分力 当计算及榨螺螺面上摩擦力时：=（N） 式中：T为扭矩=9550（N） =1049（N） 作用在榨螺面上的周向力P为 由于是采用变径榨螺杆，所以是圆柱形榨螺：F=F（0.428cos（N） 作用在螺旋面上的径向力P=(N) 作用在榨螺轴上的轴向分力F=（N） 作用在螺旋面上的轴向力PaP= （N） 以上各式中：为榨螺齿推料面倾角，为背面倾角，。(2)榨螺齿形锥形根圆榨螺榨螺齿形尺寸30;=1545,最大为90;10;榨螺最小壁厚=(D0-d)/2=620 mm,取6 mm .如图6榨螺简图。 图6 榨螺简图(3)确定熟胚压榨时作用于熟胚的单位压力，如图所示，熟胚的单位压力图。 图7 熟胚单位压力图 由于截图不同，所以图上的符号有些差别，希望老师谅解。 计算确定各节榨螺螺旋线的开口角。螺纹始端弦长L3在D3圆上占据的角度r3，由于榨螺螺纹底圆较大，弦长近似弧长。 =， 螺纹终端弦长在D圆上占据的角度r， r2在外圆上的角度，而在底圆上为0，平均直径上位r/2。 榨螺螺纹平均直径上的开口角 如表3.1所示表3.1 榨螺编号与对应的开口角榨螺编号123开口角r82330.3(4)榨螺空腔容积计算，如下图 图8 榨螺空腔容积 一号榨螺的空腔容积已知：D空腔内径 D=D+5=80mm D榨螺外径 D=75mm D榨螺底径 D=50mm t螺距 t=100mm， r螺纹开口角 r=8榨笼的容积：V=0.4233L榨笼内装满的容积：1）榨螺实心部分容积 V=2500*3.14*100/4000000=0.146L2）榨螺螺纹的容积V螺纹的平均直径 D =62.5mm从螺纹的断面上，以平均直径展开的螺纹平均长度：l=196.25mm螺纹的总长度：l=纹的真正长度（因为有开口角，所以会短些） L=395.33mm螺纹的截面面积可以看做近似梯形，上底6mm，下底16mm，高12.5mm，F=1.37螺纹容积：V=L*F=0.05L第一节榨螺的空腔容积为：=0.219L第二节榨螺空腔体积计算方法同上，=0.049L如表3.2所示，对应编号对应的容积与压缩比表3.2 对应编号对应的容积与压缩比榨螺编号123空腔容积L0.2190.0490.0185压缩比1.004.472.65 确定各节榨螺螺纹侧面角 榨螺推杆面应用倾角小的侧面，截面形状如图9所示： 图9 截面形状图 ， 因为榨螺编号123L（mm）211h（mm）12.512.512.5t（mm）1006030(mm)62.562.562.5螺杆长度（mm）25413091(5)螺杆轴强度计算及校核各节螺杆用长键和螺母固定在榨螺上，当榨轴回转时，熟胚经过各节榨胚的螺旋，产生扭转（因榨螺上作用圆周力，径向力），而且产生拉伸，因榨螺上作用轴向力）。式中：拉应力：剪应力求拉伸应力1 榨螺危险断面面积：F10*5=1913.5mm轴向力=4532.2公斤拉应力237（公斤/）确定扭转剪应力1）抗扭端面模数WW式中：d=5cm，b=1cm，t=0.25cm，W= 22.5扭转力矩M=式中榨轴上圆周力的力矩 -榨轴上径向力产生的摩擦力矩： M=24294公斤剪应力=835（公斤/）简化应力 = =1269（公斤/） 确定安全系数 材料45钢，经调质处理，淬火处理。经过计算安全系数为1.6，基本安全。3.2 带传动的设计计算3.2.1平型带轮的设计小带轮的基准直径 d1=71 mm ; 大带轮的基准直径 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。带宽b=50 mm ,带轮宽 B=63 mm 求带速 d1=(601000v)/(n1) V=1.56m/s 其中n1=418.6r/min ,d1=71mm ; i=n1/n2 imax ,查设计手册得i=3 ，则n2=139.53r/min ;带厚=1.2n ,查设计手册得 n=3 ,则=3.6mm .初定中心距 a0 1.5(d1+d2) a05(d1+d2) ，则579 a01503.2.2三角带轮的结构设计三角胶带的设计（1)计算功率PcPc=KwPP=7Kw,Kw=1.1,n=1440r/min故Pc=7.7 Kw（2）选择标准三角胶带型号根据三角胶带选型图查得,型号为B（3）小带轮直径D1=140mm传动比:i=n1/n2n2=140r/min,i=3n1=420r/minD2=n2iD2=480mm（4）验算速度v=D1n1/60000v=10.5m/sB型胶带最大允许范围为25m/s,v=10.5m/s,故,符合要求.（5）计算中心距和胶带极限长度Lp初定中心距0.7(D1+D2)a02(D1+D2)434a0120合格（7）胶带根数P0=3.78Z=P0/(P0+P0)KKlKqK=0.92, Kl=1.03,Kq=0.8Z=1.95所以Z=2（8）带轮的结构设计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=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 m第4章 减速器的设计4.1 电动机的选择（1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132M-4系列笼型三相异步电动机。卧式封闭结构。（2）电动机容量电动机所需工作功率为 Pd=Pw/a=Fv/1000a KW 由电动机至运输带的传动总效率为 电动机的输出功率： 取（3）电动机的转速根据课程设计指导书表的推荐的传动比合理范围，取二级圆柱齿轮减速器传动比i=840，则从电动机到滚筒轴的总传动比合理范围为ia= i。故电动机转速的可选范围为nd=ianW =(840) 114.65=458.6-2866.25 r/min单级圆柱齿轮传动比范围。则总传动比范围为 ，由于=114.65 . r/min,可得=1440/114.65=12.56。选电动机型号为Y132M-44.2 传动装置的运动和动力参数（1）传动装置传动比 按展开式二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比i1=（1.31.5）i2，取i1=1.4i2，得i1=4.05 i2=i/ i1=11.71/4.05=2.89（2）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数因传递功率不大，转速不高，材料按表10-1选取，都采用40Cr，并经调质及表面淬火，均用硬齿面。齿轮精度用7级，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=24 则Z2=95 （3）设计计算（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计。（4）各轴转速（5）各轴输入功率（6）各轴转矩4.3 齿轮传动的设计计算及核算（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数因传递功率不大，转速不高，材料按表10-1选取，都采用40Cr，并经调质及表面淬火，均用硬齿面。齿轮精度用7级，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=24 则Z2=95 （2）设计计算1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2）按齿面接触疲劳强度设计。3）确定公式内的各计算数值试取由图10-21e查得计算解除疲劳许用应力（失效概率1%，安全系数S=1）试选，由图10-26得4）计算计算小齿轮分度圆直径计算圆周速度计算齿宽及模数计算纵向重合度 计算载荷系数由图10-13得按实际的载荷系数校正算得的分度圆直径计算模数 （3）按齿根弯曲强度设计1）确定计算参数计算载荷系数由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力 计算大小齿轮的并加以比较2）设计计算（4）几何尺寸计算1）计算中心距2）算修正螺旋角3）计算大小齿轮的分度圆直径4）齿宽4.4 低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数因传递功率不大，转速不高，材料按表10-1选取，都采用40Cr，并经调质及表面淬火，均用硬齿面。齿轮精度用7级，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=24则Z2=77 （2）设计计算 1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2）按齿面接触疲劳强度设计。 3）确定公式内的各计算数值试取由图10-21e查得计算解除疲劳许用应力（失效概率1%，安全系数S=1）试选，由图10-26得 (3)计算1）计算小齿轮分度圆直径 2）计算圆周速度 3）计算齿宽及模数 4）计算纵向重合度 5）计算载荷系数由图10-13 得 6）按实际的载荷系数校正算得的分度圆直径 7）计算模数（4）按齿根弯曲强度设计1）确定计算参数计算载荷系数由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力计算大小齿轮的并加以比较2）设计计算（5）几何尺寸计算1）计算中心距2）算修正螺旋角3）计算大小齿轮的分度圆直径4）齿宽总结 （6）计算机校核输出结果低速级设计传递功率 /kW: 7.12800小轮最高转速 /(r/min): 1439.98小轮最大扭矩 /(N.mm): 47273.00预期工作寿命 /h: 48000第公差组精度(运动精度) : 7第公差组精度(运动平稳性): 7第公差组精度(接触精度) : 7名义传动比 : 3.95实际传动比 : 3.96使用系数 : 1.00动载系数 : 1.10接触强度齿间载荷分配系数 : 1.69接触强度齿向载荷分布系数 : 1.37弯曲强度齿间载荷分配系数 : 1.69弯曲强度齿向载荷分布系数 : 1.32支承方式 : 对称支承传动方式 : 闭式传动齿面粗糙度Rz /m : 3.20润滑油运动粘度V40/(mm2/s): 22.00小轮齿数z1 : 24小轮齿宽b1 /mm: 49.00小轮变位系数x1 /mm: 0.0000螺旋角 (): 14.0900小轮分度圆直径 /mm: 49.49齿轮法向模数mn /mm: 2.00小轮计算接触应力 /MPa: 570.54小轮接触疲劳许用应力 /MPa: 671.40小轮接触疲劳极限应力 /MPa: 840.00小轮计算弯曲应力 /MPa: 115.64小轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 330.23小轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 305.00小轮材料及热处理方式 : 合金钢调质小轮齿面硬度 /HV10 : 360.00大轮齿数z2 : 95中心距 /mm: 122.691大轮齿宽b2 /mm: 49.00大轮变位系数x2 /mm: 0.0000大轮分度圆直径 /mm: 195.89大轮计算接触应力 /MPa: 570.54大轮接触疲劳许用应力 /MPa: 611.45大轮接触疲劳极限应力 /MPa: 765.00大轮计算弯曲应力 /MPa: 115.67大轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 282.11大轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 255.00大轮齿面硬度 /HV10 : 360.00大轮材料及热处理方式 : 合金铸钢调质极限传递功率 (kW): 8.18695高速级设计传递功率 /kW: 6.77600小轮最高转速 /(r/min): 364.56小轮最大扭矩 /(N.mm): 177504.00预期工作寿命 /h: 48000第公差组精度(运动精度) : 7第公差组精度(运动平稳性): 7第公差组精度(接触精度) : 7名义传动比 : 3.19实际传动比 : 3.20使用系数 : 1.00动载系数 : 1.07接触强度齿间载荷分配系数 : 1.68接触强度齿向载荷分布系数 : 1.39弯曲强度齿间载荷分配系数 : 1.68弯曲强度齿向载荷分布系数 : 1.33支承方式 : 对称支承传动方式 : 闭式传动齿面粗糙度Rz /m : 3.20润滑油运动粘度V40/(mm2/s): 22.00小轮齿数z1 : 35小轮齿宽b1 /mm: 72.00小轮变位系数x1 /mm: 0.0000螺旋角 (): 15.0900小轮分度圆直径 /mm: 72.50齿轮法向模数mn /mm: 2.00小轮计算接触应力 /MPa: 627.14小轮接触疲劳许用应力 /MPa: 651.04小轮接触疲劳极限应力 /MPa: 840.00小轮计算弯曲应力 /MPa: 190.09小轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 332.40小轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 305.00小轮材料及热处理方式 : 合金钢调质小轮齿面硬度 /HV10 : 360.00大轮齿数z2 : 112中心距 /mm: 152.250大轮齿宽b2 /mm: 72.00大轮变位系数x2 /mm: 0.0000大轮分度圆直径 /mm: 232.00大轮计算接触应力 /MPa: 627.14大轮接触疲劳许用应力 /MPa: 630.94大轮接触疲劳极限应力 /MPa: 765.00大轮计算弯曲应力 /MPa: 196.27大轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 282.81大轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 255.00大轮齿面硬度 /HV10 : 360.00大轮材料及热处理方式 : 合金铸钢调质极限传递功率 (kW): 6.858344.5 轴的设计4.5.1低速轴的设计（1）求输出轴上的功率，转速，转矩（2）求作用在齿轮上的力力的方向如下图10所示 图10 作用力的方向（3）初步确定轴的最小直径选取材料为45钢，调质处理。取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了所选的轴直径与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，选用GYH6凸缘联轴器，其公称转矩为900000N/mm.半联轴器的直径为45mm,故取，半联轴器与轴配合的毂孔长度（4）轴的结构设计，如图11所示 图11 轴的结构简图 1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度。现取。初步选取滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用6012深沟球轴承。其尺寸，故取；右端滚动轴承用轴肩轴肩进行轴向定位。；。取10-11的直径；齿轮的左端用轴肩定位，；。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。2）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。齿轮选用的平键为，选用齿轮轮毂与轴的配合为；半联轴器选用的平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。3）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为。（5）求轴上的载荷载荷水平面垂直面支反力 弯 总弯矩扭矩（6）按弯扭合成应力校核轴的强度前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因为，所以安全。4.5.2 中间轴的设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1-2段装轴承，因为选用深沟球轴承6006，所以，；轴承右端用套筒定位，第3-4段装齿轮，齿轮右端用轴肩定位，第5-6段装大齿轮，轴承右端用轴套定位，最后装轴承，轴承左端用轴套定位，。（2）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。大小齿轮选用的平键为，选用齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4.5.3 高速轴的设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了所选的轴直径与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。
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