毕业设计（论文）螺旋榨油机的设计（含全套CAD图纸）

1、全套cad图纸，联系qq 695132052螺旋榨油机的设计 学 生：邓 凯 指导老师：任述光（湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128）摘 要：本文主要是对螺旋榨油机的总体机构设计。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。带及带动轮的选择设计。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。榨螺部分主要由榨螺轴和榨螺，调节螺栓等组成。榨螺的设计应该满足榨螺间的装配要求。本机适应于榨取菜籽，花生仁，芝麻等植物油脂。 关键词：榨油机；花键轴;联轴器；榨

2、笼；变速箱；the design of spiral oil press author:dengkaitutor:renshuguang(oriental science technology college of hunan agricultural university, changsha 410128) abstract：this thesis is the design of the overall structure of screw press. including press parts, transmission parts, chassis parts, oil instal

3、lations and the structural design of feed and so on. including the input of the motor power / speed option. belt and pulleys of the selection and design. transmission in gear design, shaft design, bearings, keys, options and related coupling calculation, check. pressing screw pressing cage design. p

4、ressing of which is the oil press screw and pressing cage main working parts. pressing screw part of the main screw pressing and pressing bolt (of three). transfer cake first. lock nut and adjustment bolts etc. pressing bolts should be designed to meet the pressing bolt assembly between the requirem

5、ents. squeezed between the assembly must be tight spiral.this machine is suitable for the extraction of rapeseed, peanut, sesame,sunflower seeds and other plant oils.key words：oil press; spline shaft; coupling; pressing cage; transmission;1 前言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

6、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。1997年，全国粮食部门所属粮油加工企业有11297个（其中大米加工企业5777个，面粉加工企业4104个、植物油加 工企业1416个），产值为752亿元。我国农村市场是大市场，在油脂加工设备方面，有关专家认为应适当扩大规模。1997年底，我国植物油加工企业（乡及县以上）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

7、，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1。我国目前常用平转式、履带式和罐组式浸出器，近年已经又研制出了环形浸出器、平转浸出器等新产品。浸出油厂也将逐步向中、大 型发展。油料的膨化浸出是近年来出现的新工艺，可大大提高浸出能力，其加工设备我国

8、已经研制成功，今后将会逐步推广。随着人民生活水平的提高，食用油脂的质量日益受到重视，精炼油所占比重越来越大。目前我国油脂精炼机械规模较小，一般为20 50td，间歇式较多，应逐步向大型化、连续化和自动化方向发展。有关专家指出，油脂深加工技术和设备在我国发展起步较晚，规模也不大，今后会有所发展，但速度不会太快，主要还是目前常用的机械法榨油方式。机械法取油设备类型很多，按其工作原理可分成多种结构形式。如静压式（水压式）、搅拌挤压式、螺旋挤压式（螺旋榨油机）、偏心回转挤压式（回转偏心轮榨油机）以及离心力挤压分离（水浸法分离油渣）等。其中常用的有液压榨油机和螺旋榨油机两大类。而液压榨油机除特殊用途外，

9、也将逐渐由高效螺旋榨油机所取代2。液压榨油机有手动、机动以及立式、卧式等类型。立式手动液压榨油机由榨油部分和手动压力泵组成，可压榨多种油料，经预处理后的料坯经轧坯、蒸炒并制成饼坯后放入榨膛内压榨。通常液压榨油机配备制饼机（手动或液压式）。手动或电动液压榨油机的压力泵有单柱塞泵、套式柱塞泵等多种类型，其中套式泵结构简单、压力变换方便，有能满足榨油过程先快后慢，压力由小到大的工艺要求，该液压榨油机结构简单，但操作劳动强度大，不能连续作业。制浆成型半连续式液压榨油机，该榨油机压力高，压榨时间短(825min)，能自动控制，是一种适用压榨可可、芝麻、花生仁等高油分软脂油料的专用榨油机。但对设备材质、压

10、力泵、制造要求较高，成本高，一般应用范围不广。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3。利用高新技术进行米、面、油的精深加工，可使粮油资源成倍增值。以下是目前世界上较为先进的几种粮油加工高新技术。1) 机电一体化技术、光电控制技术、智能技术这三项技术是世界发达国家现

11、代米、面、油精深加工必用的高新技术，运用于粮油加工的原料储运、保鲜，产品加工、质量控制，成品储存和发放的全过程，是粮油加工达到高效、优质、低耗的重要技术手段。2) 挤压膨化技术挤压膨化技术是世界发达国家用于粮油加工、食品制作、纤维和淀粉降解、谷物和大豆蛋白组织化、谷物细胞壁破壁等生化反应器。在早餐食品、休闲食品制作和粮油深加工中有着广泛的应用前景。如米糠挤压稳定化技术，可使米糠品质稳定，延缓劣变，提高米糠的储藏性；油料挤压膨化可提高出油率；米、面等原料经挤压膨化，可以生产丰富多彩的谷物早餐食品和休闲食品；大豆经挤压膨化可生产大豆组织化食品等。 3) 生物技术生物技术是世纪高新技术中的核心技术之

12、一。在粮油加工中有着广泛的应用前景，其中各种生物酶制剂是深加工必不可少的，谷物转化淀粉糖、超纯度米淀粉、多孔淀粉、高蛋白米粉、高纯度米蛋白、米糠蛋白、米糠营养素、肌醇，酶法制油、脂交换等深加工产品的生产都需要生物技术和淀粉酶、糖化的酶、蛋白酶、脂肪酶、纤维素的酶、植酸酶等多种酶制剂和酶工程技术。4) 膜分离、离子交换、色谱分离技术这三项技术是粮油深加工和副产品综合利用必不可少的高新技术，油料和谷物蛋白及其功能肽的制备，谷物细胞壁多糖及粮油资源中各种功能性活性物质的分离、纯化、制备等高附加值产品的生产都必需利用超滤、钠米滤等膜分离高新技术4。2 总体方案的拟定2.1 工作原理分析 螺旋榨油机的工

13、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5。2.2 设计内容 在根据生产或生活的需要提出所要设计的新机器

14、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。在计划阶段中，对所设计的机器的需求情况作充分的调查研究和分析。通过分析，进一步明确机器所应有的功能，并为以后的决策提出由环境、经济、加工以及时限等各个方面所确定的约束条件。在此基础上，明确地写出设计任务的全面要求及细节，最后形成设计任务书，作为本阶段的总结。设计任务书大体上应包括：机器的功能，经济性及环保性的估计制造方面的大致估计，基本使用要求，以及完成设计任务的预计期限等。此时，对这些要求及条件一般也只能给出一个合理的范围，而不是准确的数字。例如可以用必须达到的要求、最低要求、希望达到的要求等方式予以确定6。2.3 方案

15、与技术设计本阶段对设计的成败起关键作用。在这一阶段中也充分地表现出设计工作有多个解（方案）的特点。机器功能得分析，就是要对设计任务书提出的机器功能中必须达到的要求、最低要求及希望达到的要求进行综合分析，即这些功能能否实现，多项功能间有无矛盾，相互间能否替代等。最后确定出功能参数，作为进一步设计的依据。在这一步骤中，要恰当处理需要与可能、理想与现实、发展目标与当前目标等之间可能产生的矛盾问题。确定功能参数后，即可提出可能的解决办法，亦即提出可能采用的方案。寻找方案时，可按原动部分、传动部分及执行部分分别进行讨论。较为常用的办法是先从执行部分开始讨论。进行机器评价时，还必须对机器的可靠性进行分析，

16、把可靠性作为一项评价的指标。从可靠性的观点来看，盲目的追求复杂的结构往往是不明智的。一般地讲，系统越复杂，则系统的可靠性就越低。为了提高复杂系统的可靠性，就必须增加并联设备系统，而这不可避免地提高机器的成本。通过方案评价，最后进行决策，确定一个根据进行下步技术设计的原理图或机构运动简图7。在方案设计阶段，要正确地处理好借鉴与创新的关系。同类机器成功的先例应当借鉴，原先薄弱环节及不符合现有任务要求的部分应当加以改进或者根本改变。既要积极创新，反对保守和照办原有设计，也要反对一味求新而把合理的原由经验弃置不用这两种错误倾向。技术设计阶段的目标是产生总装配图及部件装配草图。通过草图设计确定出各部件及

17、其零件的外形及基本尺寸，包括各部件之间的连接零、部件的外形及基本尺寸。最后绘制零件的工作图、部件装配图和总装图。为了确定主要零件的基本尺寸，必须做以下工作： 1) 机器的运动学设计根据确定的结构方案，确定原动机的参数（功率、转速、线速度等）。然后，做运动学的计算，从而确定各运动构件的运动参数（转速、速度、加速度）。2) 机器的动力学计算结合个部件的结构及运动参数，计算各主要零件所受载荷的大小及特性。此时求出的载荷，由于零件尚未设计出来，因而知识作用于零件上的公称或名义载荷。3) 零件的工作能力设计已知主要零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

18、部件的一般失效情况、工作特性、环境条件等合理地拟定，一般有强度、刚度、振动稳定性、寿命等准则。通过计算或类比，即可决定零部件的基本尺寸。4) 部件装配草图及总装配草图的设计根据已定出的主要零部件的基本尺寸，设计出部件装配图及总装配草图。草图上需对所有零件的外形及尺寸进行结构化设计。在此步骤中，需要很好的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。 5) 主要零件的校核有一些零件，在上述第三部中由于具体的结构未定，难于进行详细的工作能力计算，所以，只能作初步计算及设计。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，相互邻接的零件之间

19、的关系也为已知。只有在这时，才可以较为精确的定出作用在零件上的载荷，决定影响零件工作能力的各个细节因素。只有在此条件下，才有可能并且必须对一些重要的或者外形及受力情况复杂的零件进行精确的校核计算。根据校核的结果，反复地修改零件的结构及尺寸，直到满意为止。草图设计完成以后，即可根据草图业已确定的零件基本尺寸，设计零件的工作图。此时，仍有大量的零件结构细节要加以推敲和确定。设计工作图时，要充分考虑到零件的加工和装配工艺性、零件在加工过程中和加工完成后的检验要求和实施方法等。有些细节安排如果对零件的工作能力有值得考虑的影响时，还需返回去重新校核工作能力。最后绘制除标准以外的全部零件的工作图。按最后定

20、型的零件工作图上的结构及尺寸，重新绘制部件装配图及总装配图。通过这一工作，可以检查出零件工作图中可能隐藏的尺寸和结构的错误。人们把这一工作通俗地称为“纸上装配”8。3 螺旋榨油机的设计计算3.1 电动机的选取本次设计适于大豆、菜籽等多种油料作物，对象是中、小型油厂，因此选取的电机功率不高。电机型号 yl-112m-7 额定功率 7.5kw ;额定电流=8.8a ; 效率 =84 % ;功率因数 cos=0.82 ;tmax/tn =（最大转矩）/（额定转矩） = 2.3 ； tmin/tn =1.5 ; 总传动比 =6.98 3.2 螺旋榨油机主要参数的确定3.2.1 榨膛容积比 ch （1）

21、查表15. 5-1坯实际压缩比p=2.39 ; 实际压缩比n=3.25本次设计的螺旋榨油机对象是大豆，其总压缩比7.514 ,取7.53.2.2 进料端榨膛容积vj的计算根据设计能力等参数，可按下式计算：vj=qbm/60kfknrmn (2)将数据代入公式3.2得： vj=(300kg/h0.91000)/(600.60.70.760r/min)=255.102 cm因此vj=255.102 ;出坯率m=0.9 ; 料坯充满系数kf=0.6 ;系 数ke=0.7; 入榨料坯容重rm=0.7/ ;出口端榨膛容积vch ,由公式3.1 vj/vch 推出 vch= vj/=18.22 cm3.2

22、.3 功率消耗理论公式nr=(qnrp)/6000 (kw) （3）对于中小型机器r=57 kw ;取 r=6kw 3.2.4 榨膛压力p=(2471n5.5)/e0.022w (kpa) （4）将数据代入公式3.4得：p=(24710.000853.255.5)/e0. 0223.5=1372.94 kpa3.2.5 榨膛压缩比曲线本设计的螺旋榨油机，是二级压榨型，其曲线图1 ：3.3 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。 图1 榨膛压缩比曲线fig 1 the pressing c

23、hamber compression ratio curve在设计中，采用套装式变导程二级压榨型榨螺轴，如图3.2，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9。 图2 榨螺轴fig.2 squeezing screw shaft3.3.1 连续型榨螺轴尺寸如下表所示：3.3.2 榨螺齿形表1 榨螺轴尺寸表table .1 squeezing screw shaft dimensions table榨螺号 节长 导程 螺旋外径 螺旋内径 齿顶宽/齿根宽 1 120 42

24、70 50 6/16 2 110 42 70 50 6/16 3 80 36 70 50/67 6/16 4 30 70 69.2/67 5 45 31.5 70 59/64.3 8/9.9 6 45 31.5 70 64.3/69.6 11.7/13.6 7 45 70 69.6/76.6 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 . 图3 3号榨螺fig.3 3 pressing screw3.3.3 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

25、 。3.4 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。已知输入功率p1=7 kw ； 小齿轮转速n1=418.6 r/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 9。 (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=30芯轴转速n=60r/min(3)按齿面接触强度设计。 1) 确定公式 d1t2.32 （5）公式

26、3.5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=6.126104 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 = 60418.61( 2830010) = 1.2109n2 =0.53109. 接触疲劳系数 khn1=0.9 ，khn2=0.87. 计算接触疲劳许用应力取失效概

27、率为 1%，安全系数为 s=1，h1 =khn1hlim1/s =0.9650 = 585 mpah2 =0.87550 = 478.5 mpa 2）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) = 3.1467.499418.6/(601000) =1.479 m/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齿高： h=2.25 mt =2.

28、255.192 =11.683 mmb/h = 5.778. 载荷系数根据v=1.479 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=kakvkhkh =11.081.21.

29、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7d1 = d1t = 67.499 （7）得 d1 = 75.85 mm. 计算模数 m= d1/z1 =75.85/13 =5.835 mm （4）按齿根弯曲强度设计 m （8） 1）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=kakvkfkf=11.081.21.

30、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。 2）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=59 （5）几何尺寸计算. 计算分度圆直径d1=z1m=263=7

31、8 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 mm （6）验算ft=2t1/d1=29.126104/78=2340.77 nkaft/b=12340.77/78=30 n/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： 1）分度圆直径d :d1=mz1=326=78 mmd2=mz2=359=177 mm2）齿顶高haha=ha*m=13=3 mm3）齿根高 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)

32、3=3.75 mm4）齿全高 h=ha+hf =(2ha*+c*)m=3+3.75=6.75 mm5）齿顶圆直径 da1=d1+2ha=(z1+2ha*)m=78+23=84 mmda2=d22ha=(z22ha*)m=17723=183 mm6）齿根圆直径 df1 =d12hf=(z12ha*2c*)m=(262120.25)3=70.5 mmdf2=d22hf=(z22ha*c*)m=169.5 mm7）基圆直径 db1=d1cos=78cos20o=73.296 mmdb2=d2cos=177cos20o=166.326mm8）齿距p=m=3=9.42 mm9）齿厚s=m/2=3/2=4

33、.7 mm10）齿槽宽e=m/2=4.7 mm11）中心距a=(d2d1)/2=m(z2z1)/2=127.5 mm12）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10。 (3)工作条件: 载荷不大,深度 0.51.5 mm.3.5.2 轴的结构设计 (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/wt=9.5510

34、6p/( 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 mm3 (2)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=418.6 r/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,( l长系列60 mm,短系列42 mm) 。 此处为轴的校核图形,图4 轴的受力图fig.4 axial force总弯矩 m=474 nm校核轴的强度,按第三强度理论计算应力 (11）对于直径为d的圆

35、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 ; 大带轮的基准直径

36、 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 求带速 d1=(601000v)/(n1) 其中n1=418.6r/min ,d1=71mm ; i=n1/n2 imax ,查表13-1-42 取i=3 ，则n2=139.53r/min ;带厚=1.2n ,查表13-1-45 n=3 ,则=3.6mm .初定中心距 a0 1.5(d1+d2) a05(d1+d2) ，则579 a01503.7 键的选择设计 3.7.1 键的选择键的截面尺寸bh由轴的直径d由标准中选定。键的长度l一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或

37、略短于轮毂的长度。i轴 ：d=22 mm 处选用普通平键键宽b键高h bh =66 . 键l , =25mm,=56mm,轴深度 t=4.0 mm3.7.2 键的校核计算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 mmk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 p =100120 mpa, 查表取 p=110 mpa将数值代入公式 p=29.12610103/(35622)=55.309mp

38、ap=110 mpa 符合标准。故，键的标记为： 键656 .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。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

39、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=

40、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 .=(1.82)d=44 mm ,=da-2(ha+hf+)=292 mm ,=290=38.77 mm ,=0.8h1=31.01 mm ,=0.4h1=15.508 mm ,=0.8b1=12.4064 mm ,=0.2h1=7.754 mm ,=0.2h2=6.202 mm ,l=(1.

41、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，工作载荷有变动时该摩擦力仍然存在。4.6 键的选择键是一种标准零件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定，以传递转矩，有的还能实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动的导向。4.6.1 轴上的键 轴径 d=22 m

42、m , bh=87 ,l=180 mm ,轴径 d=28mm处的为普通平键，公称尺寸 bh=87 ,键长 l=70 mm ;4.6.2 轴上的键 轴径 d=28 mm , bh=87 , 键长 l=140 mm ;4.6.3 芯轴上的键, 轴径 d=35 mm , bh=108 , 键长 l=180 mm ;轴的深度 t=5.0 mm .4.6.4 芯轴上的键, 轴径 d=35 mm , bh=108 , 键长 l=450 mm .4.7 滚动轴承的选择4.7.1 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 ,

43、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=81.8 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

44、=69 mm ,damax=101 mm ,ramax=1.5 ;计算系数 e=0.28 ,y1=2.4 ,y2=3.6 ,yo=2.4 .4.7.2 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 ,y=1.9 ,yo=1 ,其他尺寸 a=8.7 ,rmin=0.3 ,r1min=0.3 ,ramax=rbmax=0.3 ,=1018,取=154.8 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。如图3.1是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。5 结论 (1)在设计螺旋榨油机的过程中，设计的对象主要是大豆等油料作物，适用于中小油厂，因此所需要得零