螺旋式压榨机的设计

PAGEPAGE44黑龙江工程学院本科生毕业设计（论文）毕业设计螺旋式压榨机的设计第一章绪论 41：工作原理 52：设计榨油机的程序 63：准备阶段 64：方案设计阶段 65：技术设计阶段 7第三章螺旋榨油机的结构设计 91:榨螺轴的设计 92:榨笼的构造 93:齿轮箱的构造及入料器的构造 94:调节装置的设计 9第四章螺旋榨油机主要参数的确定 104.1：螺杆的设计及其校核 104.2:齿轮传动部分设计 184.2.1：Ⅰ轴和Ⅱ轴啮合齿轮的计算·····················184.2.2:轴的选用及强度计算和校核······················234.3：带传动的设计计算 254.3.1平型带轮的设计 254.4螺旋式压榨机的电动机选择 28第五章各轴承及键的选择及有关校核 291:键的选择设计 292：轴承的设计 303：滚动轴承的选择 31第六章结束语 33附录： 35

螺旋式压榨机的设计摘要：螺旋榨油机过去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队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ThedesignspiralpresserAbstract：Screwpressinthepastandisstilloilproductioninahost.Leachinginthemodernlegalsystemistheoilcompaniesofmostofthehighfueloilwereusedorpre-press-leachingmethodtopreparetheoil,sopre-pressmachine-oilscrewpressisstillimportantcomponentsofindustrialproduction.Screwpressofthestructureofadirectimpactonoilproductionquantityandquality.Thepressofworkisthescrewaxisandthepressingpartofthecagestructure,materialembryoaxisandsqueezedThistextthroughthespiralspacebetweenthecage-bombingbore,andbeingsqueezed.Sotheypressofthe"heart",whichdirectlyaffectsthestructureofoilpressperformance.Inthispaper,theinformationaboutpressmachine,andthencomparedpresserstructure,designitsstructure,thescrewdesignisthedesignofthemainbody,squeezingthroughontheamountofsubstanceandproductionareconstant,obtainedscrewdesignprocess,Thistextslowdownthedrivewithtwotransmission,themachineoperatesinastable.Onmachinepower,torque,andfinallysetthemotor.Alsoanimportantpartofthewholedesignandmakecheck,allowingthenormaloperationofthemachine。

Keywords:oilpress;pressedcage;;production;check第一章绪论在我国，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。

第二章螺旋榨油机的工作原理1：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。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：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。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。4：方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。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。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。本文开始对螺旋式压榨机的草图（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。

第三章螺旋榨油机的结构设计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。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。

第四章螺旋榨油机主要参数的确定4.1：螺杆的设计及其校核此处省略

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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EQ；（mm）式中：,F位榨螺轴工作时阻力，为榨螺轴所需功率；EQ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，。(3)榨螺齿形锥形根圆榨螺榨螺齿形尺寸α＝０～30°;β=15～45°,最大为β＝90°;γ<10°;榨螺最小壁厚δ=(D0-d)/2=6～20mm,取δ＝6mm.2号榨螺(4)确定熟胚压榨时作用于熟胚的单位压力由于截图不同，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圆在占据的角度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榨螺编号123开口角r82330.3(5)榨螺空腔容积计算一号榨螺的空腔容积已知：D——榨螺内径D=D+5=80mm，D——榨螺外径D=75mmD——榨螺底径D=50mmt——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=螺纹的真正长度（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，截面形状如下：，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(6)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。4.2:齿轮传动部分设计4.2.1：Ⅰ轴和Ⅱ轴啮合齿轮的计算（1）齿轮的选用选用直齿圆柱齿轮传动，７级精度。已知输入功率P1=7kw；小齿轮转速n1=418.6r/min；齿数比u=i1=2.25条件：带式输送机，工作平稳，转向不变。（2）材料选择Ⅰ轴上的小齿轮材料为45#，硬度为217～255HBS,取硬度为240HBS，啮合的中齿轮材料为QT500-5(调质)，硬度（147～241）HBS,硬度取为200HBS。（3）齿轮齿数的选择小齿轮的齿数Z1=13,中齿轮的齿数为Z2=i×Z1=29.25，取Z２=30（4）按齿面接触强度设计⑴.确定公式d1t≥2.32（2.4）公式2.4内的各计算数值①.试选载荷系数：K1=1.3②.计算小齿轮传递的转距：T1=95.5×105P1/n1=95.5×105×7/418.6=6.126×104N·mm③.齿宽系数φd=1④.由表查得材料的弹性影响系数ZE=181.4Mpa1/2⑤.由图册按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限：σHlim1=650MPa大齿轮的接触疲劳强度极限：σHlim2=550Mpa⑥.由公式计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×418.6×1×(2×8×300×10)=1.2×109N2=0.53×109⑦.接触疲劳系数KHN1=0.9，KHN2=0.87⑧.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，[σH]1=KHN1·σHlim1/s=0.9×650=585Mpa[σH]2=0.87×550=478.5Mpa⑵.计算①.试算小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]中较小的值d1t≥2.32（2.5）经计算得d1t=67.499mm②.计算圆周速度V=πd1tn1/(60×1000)=3.14×67.499×418.6/(60×1000)=1.479m/s③.计算齿宽b=φd·d1t=1×67.499=67.499mm④.齿宽与齿高之比b/h模数：mt=d1t/z1=67.499/13=5.192mm齿高：h=2.25mt=2.25×5.192=11.683mmb/h=5.778⑤.载荷系数根据v=1.479m/s,7级精度，由图册查得动载系数KV=1.08.直齿轮，假设KAFt/b<100N/mm,由表查得：KHα=KFα=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KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2)φd2+0.23×10-3b=1.12+0.18(1+0.6×12)×12+0.23×10-3×67.499=1.424由b/h=5.778,KHβ=1.424查得KFβ=1.52;故载荷系数为:K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.424=1.845按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式2.7d1=d1t=67.499×（2.6）得d1=75.85mm（5）按齿根弯曲强度设计m≥（2.7）⑴.确定公式内的各计算数值①.由图册查小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=560Mpa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=440Mpa.②.由图册查得弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.85,KFN2=0.88③.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4[σF]1=Mpa[σF]2=Mpa④.计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1×1.08×1.2×1.52=1.97⑤.查取齿形系数YFa1=3.13YFa2=2.52⑥.应力校正系数：YSa1=1.48YSa2=1.625⑦.计算大小齿轮的并加以比较：1==0.013622==0.01480大齿轮的数值大。⑵.设计计算由公式2.7得：m≥=3.09mm对比计算结果，考虑到该齿轮传动为开式传动，主要失效形式为轮齿磨损和折断，故取按齿根弯曲强度设计的，m=3.09mm,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=75.85mm,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=2.25×26=58.5,取z2=59（6）几何尺寸计算①.计算分度圆直径d1=z1m=26×3=78mmd2=z2m=59×3=177mm②.计算中心距a=(d1+d2)/2=127.5mm③.齿轮宽度b=φdd1=1×78=78mm取B2=80mm,B1=85mm(7)验算Ft=2T1/d1=2×6.126×104/78=2340.77NKAFt/b=1×2340.77/78=30N/mm<100N/mm.所以，符合前面的KAFt/b<100N/mm的假设该齿轮设计符合要求。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=3×26=78mmd2=mz2=3×59=177mm②齿顶高haha=ha*m=1×3=3mm③齿根高hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×3=3.75mm④齿全高h=ha+hf=(2ha*+c*)m=3+3.75=6.75mm⑤齿顶圆直径da1=d1+2ha=(z1+2ha*)m=78+2×3=84mmda2=d2±2ha=(z2±2ha*)m=177±2×3=183mm⑦齿根圆直径df1=d1－2hf=(z1－2ha*－2c*)m=(26－2×1－2×0.25)×3=70.5mmdf2=d2±2hf=(z2±2ha*±c*)m=169.5mm⑧基圆直径db1=d1Cosα=78×Cos20o=73.296mmdb2=d2Cosα=177×Cos20o=166.326mm⑨齿距p=πm=3π=9.42mm⑩齿厚s=πm/2=3π/2=4.7mmeq\o\ac(○,11)齿槽宽e=πm/2=4.7mmeq\o\ac(○,12)中心距a=(d2±d1)/2=m(z2±z1)/2=127.5mmeq\o\ac(○,13)顶隙c=c*m=3×0.25=0.754.2.2:轴的选用及强度计算和校核（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:使淬硬层耐磨.（3）.工作条件:淬硬层深度0.5~1.5mm.（4）.轴肩高度a=(0.07~0.1)d(d为轴的直径,轴环宽度b=1.4a)(1)按扭转强度初定轴径τT=T/wT=9.55×106p/(0.2nd3)≤[τT]（2.8）其中[τT]为扭转切应力,单位是Mpa.轴45#钢[τT]=25~45MpaA0=126~103mm3（5）.轴的直径d≥=（2.9）式中取A0=105mm3轴传递的功率p=4kw,轴的转速n=418.6r/min∴d≥=22.28mm对于直径d≤100mm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=60mm,L=60mm,(L长系列60mm,短系列42mm)。(2)按弯扭合成校核合成弯矩M==474Nm校核轴的强度,按第三强度理论计算应力（2.10）对于直径为d的圆轴,弯曲应力σ=M/w,扭转切应力τ=T/wT=T/2w（2.11）其中,w(mm3)为轴的抗弯截面系数,W=式中b=6,t=4,d=28mm则轴的弯矩合成强度条件为:/1842.89=50Mpa[σ-1]对称循环应变力时，轴的许用弯曲应力经查表得[σ-1]=60Mpa∴σca<[σ-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。通常取在轴承宽度中间处。4.3：带传动的设计计算4.3.1平型带轮的设计小带轮的基准直径d1=71mm;大带轮的基准直径d2=315mm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=50mm,带轮宽B=63mm求带速d1=(60×1000×v)/(π×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δ=1.2×n,查设计手册得n=3,则δ=3.6mm.初定中心距a01.5(d1+d2)<a0<5(d1+d2)，则579<a0<1930,取a0=860mm环型带的节线长度L0P=2a0+(d1+d2)+=2350.83;由设计手册查得环型带内周长度Li=LP-实际中心距aao+=946mm;小带轮的包角=180°-=159.416>150°三角胶带的设计1.计算功率PcPc=KwPP=7Kw,Kw=1.1,n=1440r/min故Pc=7.7Kw2.选择标准三角胶带型号根据三角胶带选型图查得,型号为B3.小带轮直径D1=140mm传动比:i=n1/n2n2=140r/min,i=3n1=420r/minD2=n2iD2=480mm4.验算速度v=πD1n1/60000v=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)<a0<2(D1+D2)434<a0<1240a0=800mmL0=2a0+π/2(D1+D2)+(D2-D1)2/4a0L0=2609mmLp=2530mm实际中心距a=a0+(Lp-Lo)/2a=760mmamin=a-0.015Lpamin=722mmamax=a+0.03Lpamax=836mm6.核算小带轮包角=180°-(D2-D1)/a57.3°=154.4°>120°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=28.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=30.3mm,槽间距e=120.3，取e=12.3mm.第一对称面至端面的距离f=81,取f=9.15mm,基准线上槽深ha=2.0mm,外径da=dd+2ha=334mm,最小轮缘厚=5.5mm,取=10mm.基准下槽深hf=9.0mm,轮槽角φ=38°.基准宽度bd=8.5mm.d1=(1.8～2)d=44mm,d2=da-2(ha+hf+)=292mm,h1=290=38.77mm,h2=0.8h1=31.01mm,b1=0.4h1=15.508mm,b2=0.8b1=12.4064mm,f1=0.2h1=7.754mm,f2=0.2h2=6.202mm,L=(1.5～2)d=30.3mm.4.4螺旋式压榨机的电动机选择本设计适于大豆、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。由于本设计需要一个功率在5KW以上，参考以往设计，通过慎重考虑，重量不能太大并且采用连续周期工作制的（S6）异步电动机，其安装形式为V13011，通过查机械设计手册选得：电动机Y132-2，技术数据如下：额定功率5.5KW，转速1450r/min，额定电流13.4A，效率92%，功率因数0.78，最大转距/额定转距为2.0，堵转转距/额定转距为2.0，堵转电流/额定电流为6.5，转子转动惯量GD²为0.535N*㎡，重量为8.4㎏。

第五章各轴承及键的选择及有关校核1:键的选择设计键是一种标准零件，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。1三角带轮键的选择键的截面尺寸b×h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，即键长等于或略短于轮毂的长度。I轴：d=30mm处选用普通平键键宽b×键高hb×h=8×7.键L,L1=25mm,L2=56mm,轴深度t=4.0mm（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σp=2T×103/(kld)≤[σp]（2.12）T传递的转矩为T=9.126×104N·mmK键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h=0.5×6=3mml键的工作长度，圆头平键l=L-b=56-8=48mmd轴的直径d=30mm[σp]许用挤压应力[σp]=100～120Mpa,查表取[σp]=110Mpa将数值代入公式σp=2×9.126×10×103/(3×56×22)=55.309Mpa≤[σp]=110Mpa符合标准。挤压强度够了，剪切强度也够了。故，键的标记为：键8×56.2Ⅰ轴上的键轴径d=22mm,b×h=8×7,L=180mm,轴径d=28mm处的为普通平键，公称尺寸b×h=8×7,键长L=70mm;3Ⅱ轴上的键轴径d=28mm,b×h=8×7,键长L=55mm;4芯轴上的键Ⅰ,轴径d=35mm,b×h=10×8,键长L=80mm;轴的深度t=5.0mm.5芯轴上的键Ⅱ,轴径d=35mm,b×h=10×8,键长L=450mm.2：轴承的设计（1）轴承寿命Lh=106/(60n)(c/p)ε（2.13）对于滚子轴承，ε=10/3,我们计算I轴的滚动轴承为圆锥滚子轴承32306。已知：n=418.6r/min,预期计算寿命Lh＇=5000h.由公式得出，C求比值Fa/Fr=1284.3/2966=0.43<e因此查表得，径基本额定动载荷C=P（2.14）计算当量动载荷pp=(XFr+YFa)（2.15）fp向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y，分别为X=1,Y=0载荷系数fp由表查得fp=1.0~1.2取fp=1.2.则p=1.2×(1×2966+0×1284.3)=3559.2N代入上述公式2.15中，C=15193.5N,按照设计手册选择C，选C=32000N符合设计要求。（2）验算轴承寿命 Lh==13557.7h>Lh′=5000h（2.16）故所选轴承为圆锥滚子轴承32306,满足寿命要求。3.43：滚动轴承的选择（1）Ⅲ轴上的轴承的选择Ⅲ轴上的大齿轮B=95mm,B200,d=34mm,内径D=34mm,D1=1.8D=63,轮毂厚t,t==14mm,L=(1.2～1.5)D=52.5mm,=(2.5～4)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=63mm,选调心滚子轴承，型号为22212,尺寸如下：d=60mm,D=110mm,B=28mm,Cr=81.8KN,COr=122,脂润滑n=3200r/min,重量W=1.22kg.d2=75.7mm,D2=93.5mm,rmin=1.5,安装尺寸damin=69mm,Damax=101mm,ramax=1.5;计算系数e=0.28,Y1=2.4,Y2=3.6,YO=2.4.（2）Ⅰ轴和Ⅱ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=25mm,基本尺寸d=25mm,D=42mm,T=12mm,B=12mm,C=9,COr=21,Cr=16,W=0.064kg;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,=10°～18°,取=15

第六章结束语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，因此所需要得零件的精度要求不高，但榨螺轴的成本比较高，为了提高榨油机的工作寿命，要求配合精度高一些。2.本机械设计思想是连续型，因此出渣不能成饼状，为了降低成本，设有设计接渣斗。3．设计采用二级减速器，这样提高了出油效率。在进料斗和机架的设计中，通过观察成品机械，在不改变性能的情况下，尽量是机器灵便，占地面积小。在压榨过程中，采用套装式变导程二级压榨，这比传统的榨油机在性能上有了很大的改进。本论文是在指导老师文美纯的精心指导下完成的。从论文的选课、课题讲解、资料收集到最后的论文出稿、图纸完成，文老师都给予了极大的帮助和支持，同时还有刘吉普老师一遍又一遍不厌其烦的讲解、分析，让我深深感动。导师严谨认真的作风给我留下了深刻印象。在此我对导师付出的辛勤劳动和提供的良好学习环境表示衷心的感谢。在本论文进行中，同组同学也给了热情的帮助，在此表示诚挚的谢意。

参考文献[1]吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册：高等教育出版社，2004[2]成大先.机械设计手册第四卷：化学工业出版社，2002[3]陈斌.食品加工机械与设备：机械工业出版社，2002[4]陆振曦，陆守道.食品机械原理与设计：中国轻工业出版社，2001[5]卢耀祖，郑惠强.机械结构设计：同济大学出版社，2004[6]刘鸿文.简明材料力学：高等教育出版社，2003[7]胡继强.食品机械与设备：中国轻工业出版社，1998[8]蒋迪清，唐伟强.食品通用机械与设备：华南理工大学出版社，2003[9]胡继强.食品机械与设备：中国轻工业出版社，1998附录：并联位移机器人的设计JacquesM.HERVEECELECENTRALEPARIS92295CHATENAYMALABRYCEDEXFRANCE摘要:本文目的是对偶具有人性化机器人的应用做一个完全的介绍,并将着重讨论并行机器人特别是那些能够进行空间平移的机器人。在许多工业的应用过程中这种机器人被证明其末端执行器在空间上的定位是没必要的。这个方法的优点是我们能系统地导出能预期得到位移子群的所有运动学链。因此，我们调查了机器人的整个家族。T-STAR机器人现在就是一台工作装置。而H-ROBOT,PRISM-ROBOT是新的可能的机器人。这些机器人能满足现代生产快节奏工作中价格低以及符合挑选的工作环境，如选料、安排、包装、装配等发日益增长的需求。关键词：运动学,并行机器人引言群论可以运用于一系列位移当中。根据这个理论，如果我们能够证明群{D}包含所有的可能的位移，那么{D}就具有群结构。刚体的最显著运动是由群{D}表现出来的。这方法导致机械装置的分类[1]。建立这样的一个分类的主要的步骤是将位移群的所有子群导出。这能通过检验所有具有旋转和平移特性的[2]产品直接推理出。然而,一个更有效的方法存在于假设群论[3],[4]中。假设群论是在取决于许多有限实参数的全纯映射的基础上定义的。位移群{D}是六维假设群的一个特例。假设理论在假设群论的框架内,我们将用于补偿李代数的微元变换与通过其前面幂运算得到的有限运算结合起来。连续群通过与群微元变换有关的微分幂运算描述出来。另外，群体特性通过微分运算及其逆运算所得到的李代数的代数结构而得到了解释。让我们回忆一下李代数主要的定义公理：一个李代数是一个具有封闭乘积的反对偶称双线性的矢量空间。众所周知[5]，螺旋速度场是在给定点N的条件下通过运算得到的一个六维的矢量空间。由下面［3］中步骤表明，我们能得完整的欧几里得位移{D}子群列表（见大纲表1）。该列表是通过首先定义一个与速度场有关的微分运算符得到的。然后，通过幂运算，得到了李代数有限位移的表达式。此表达式相当于仿射的直接归一正交变换。螺旋速度场的子李代数是对偶位移子群组的直接描述。{X(w)}子群为了利用平行机理得到空间平移，我们需要找到所有位移子群的交集——空间平移子群{T}。我们考虑的子群交集将严格的包含于两个“平行”子群内。此类别的最重要的情况是2个{X(w)}子群和2个不同矢量方向w和w’的平行关系。这很容易证明：{X(w)}{X(w’)}={T},w≠w’子群{X(w)}在机制设计起一个很重要的作用。该子群由带有旋转运动的空间平移组成,其旋转主轴方向与所给定的矢量w的方向始终平行。{X(w)}机械联系的实际实施是通过子群{X(w)}代表的系列运动学对偶中的命令实现的。实际上棱柱对偶和旋转对偶P,R,H都用于构造机器人(圆柱体对偶C以紧凑的方式结合棱柱对偶和旋转对偶)。产生的这些运动学对偶的所有可能组合由子群组{X(w)}在[6]中给出。同时它们必须连续的满足两种几何情况：旋转轴与螺旋轴要与给定的矢量w平行；不是被动运动。{X{w}}子群的位移运算符,在M点的作用是:M→N+ａu+bv+cw+exp(hw^)NM^是矢量乘积标志。点N和矢量u,v,w组成了空间的正交标架的基准。a,b,c,h为具有四维空间的子群的四个参数。空间平移的并联机器人当两子群组{X(w)}和{X(w’)},w≠w’,满足w≠w’，但矢量平行时，在移动平台和固定马达之间，其机械生成元就足以能产生空间平移。三个子群组{X(w)},{X(w’)},{X(w’’)},w≠w’时其生成元同样也能产生空间平移。P，R或H的任何系列组成群组{X(w)}生成元的对偶的空间平移都能被实现。此外，这3种机械生成元可以是不同或一样但都取决于所需的运动学结果。这种组合范围很广，使得整个能进行空间平移的机器人家族成员得到了增加。最有趣的是建筑的模拟能容易地是完成，机器手的选择也能适应委员的需要。Clavel的Delta机器人属于这个家族，因为它基于相同的运动学原理[7]。并行操作机器人Y-STARSTAR[16]由3个能产生{X(u)},{X(u’)},{X(u’’)}(fig1)子群组的协作操作臂组成。3只机械臂是相同且每只都能通过一系列的RHPaR生成一个子群{X(u)}，其中Pa代表循环平移协作，此平移协作由一块绞接的平行四边形的两对偶立的杆控制决定。两旋转对偶轴与螺旋对偶轴必须平行以保证能生成{X(u)}子群组。每条机械臂，第一个2对偶,即同轴旋转对偶和螺旋对偶组成固定机器人的固定部分，同时形成处于相同平面的轴的机械结构，将其分为三个相同部分，从而形成了Y行状。因此任意两轴之间的角度都占整个空间角度的2/3。机器人的移动部分由PaR系列组成，都能集中于移动平台做指定的某点位置。平台与参考平面保持平行，不能绕垂直于参考平面的轴旋转。任何的一种专有的末端执行器都能是放置在这流动的平台上。所得到的反应移动平台的{T}子群仅能在空间进行平移,在[8]中给出。H型机器人大部分并型机器人包括Delta机器人和YStar机器人，其末端执行器的工作空间与整个装置相比较小。这是此类机器人的一个缺陷。为了避免这种工作空间的限制，对偶此装置安装具有平行轴的电动千斤顶。与YStar相似的机器人臂不能使用：三个相同集{X(v)}的交集等于{X(v)}而不是{T}。因此，在计新的H机器人[16]时，我们选择与Y-Sta相同的两条手臂，第三条手臂可与Delta手臂相比。这第三条机械臂开始形成带有与第一个两电动千斤顶平行的机动化柱状对偶的固定框架。继以之绞接的二维平行四边形，此四边形由于其中一根杆的缘故能绕垂直于P对偶的轴转动。与此杆相对偶的杆经由平行轴的旋转对偶R被连结到移动平台上。当平行四边形形状变化时，这个性质被保持(自由度为一)。此机器人的第一个样机有一个团队的学生在Pastoré教授的指导下于法国“IUTdeVilleD’Avray”完成的。此H型机器人安装了具有3种系统的螺杆(1)／大间距的螺母(2)，能允许快速移动。它由轴承(6)通过执行机构M控制。三个绞接的平行四边形位于（4）的两端，在（5）的中间将螺母与水平平台（3）连接。机架（7）支撑着整个结构（图2）。边螺旋杆允许沿着其轴转动和移动。中心螺母则不允许平行四边形构架的转动。移动平台与半气缸相似，其自由度为3。这装置的主要优点是那工作空间是直接与平行轴长度成比例，能得到一个较大工作空间。柱状-机器人滑动对偶偶P较好的性有能在在工业机械元件上得到应用的可能。一个平行四边形能够利用四转动对偶偶R得到一个移动自由度。因此，利用柱状对偶偶代替平行四边形（Star机器人）进行机器人设计是一个经济可行的方法。人们想象出了由CPR三重次序组成的很多几何排列（圆柱形对偶偶C可能能被RP代替以得到一电动千斤顶）。轴C必须在每次排列中与R轴平行。P对偶偶的方向可以是任意的。柱状机器人的草图见图3。两固定电动千斤顶是同轴的。第三个电动千斤顶为垂直安装。实际上，这些轴都是水平的。两柱状对偶偶相对偶于前两轴呈45度角。第三柱状对偶偶与第三轴垂直。移动平台在不需要人为调节的条件下在较大工作空间内自行移动。结论很多资料[10],[11],[12],[13],[14],[15]表明了假设群论的，特别是其动力学的重要性。通过对偶新的并行机器人的查证能够对偶我们进行机器人原型的构造有很大帮助。其机械性能的日益增加和制造费用的降低用使得机器人在当今工业制造中越来越具有吸引力。这种新机器人具有通用并行机器人在定位、灵敏性和马达定位安装方面的优点，可代替DELTA机器人。简写列表1置换组的子群{E}恒等。{t(D)}对直线D的平移。{R(N,u)}绕轴旋转装置.(或同等物对N',和NN的u'^u=O){H(N,u,p)}转轴(N,u,p)=2k的螺旋运动。{t(P)}对平面P的平移。{C(N,u)}沿轴平移的组合旋转装置.(N,u){t}空间的平移。{G(P)}对平面P的平行平面运动。{Y(w,p)}平面垂直平移到w所允许的平移旋转和沿任何轴平行到w的旋转动作。{S(N)}在点N周围的额球状的旋转装置。{X(w)}允许空间和沿任一轴旋转到w的平移旋转装置运动。综合刚体运动。DesignofparallelmanipulatorsviathedisplacementgroupJacquesM.HERVEECELECENTRALEPARIS92295CHATENAYMALABRYCEDEXFRANCEAbstract:OuraimistogiveacompletepresentationoftheapplicationofLifeGroupTheorytothestructuraldesignofmanipulatorrobots.Wefocusedourattentiononparallelmanipulatorrobotsandinparticularthosecapableofspatialtranslation.Thisisjustifiedbymanyindustrialapplicationswhichdonotneedtheorientationoftheend-effectorsinthespace.Theadvantageofthismethodisthatwecanderivesystematicallyallkinematicschainswhichproducethedesireddisplacementsubgroup.Hence,anentirefamilyofrobotsresultsfromourinvestigation.TheT-STARmanipulatorisnowaworkingdevice.H-ROBOT,PRISM-ROBOTarenewpossiblerobots.Thesemanipulatorsrespondtotheincreasingdemandoffastworkingrhythmsinmodernproductionatalowcostandaresuitedforanykindofpickandplacejobslikesorting,arrangingonpalettes,packingandassembly.Keywords:Kinematics,ParallelRobot.IntroductionThemathematicaltheoryofgroupscanbeappliedtothesetofdisplacements.Ifwecancall{D}thesetofallpossibledisplacements,itisproved,accordingtothistheory,that{D}haveagroupstructure.Themostremarkablemovementsofarigidbodyarethenrepresentedbysubgroupsof{D}.Thismethodleadstoaclassificationofmechanism[1].Themainstepforestablishingsuchaclassificationisthederivationofanexhaustiveinventoryofthesubgroupsofthedisplacementgroup.Thiscanbedonebyadirectreasoningbyexaminingallthekindsofproductsofrotationsandtranslations[2].However,amuchmoreeffectivemethodconsistsinusingLieGroupTheory[3],[4].LieGroupsaredefinedbyanalyticaltransformationsdependingonafinitenumberofrealparameters.Thedisplacementgroup{D}isaspecialcaseofaLieGroupofdimensionsix.Lie’sTheoryWithintheframeworkofLie’Theory,weassociateinfinitesimaltransformationsmakingupaLiealgebrawithfiniteoperationswhichareobtainedfromthepreviousonesbyexponentiation.Continuousanalyticalgroupsaredescribedbytheexponentialofdifferentialoperatorswhichcorrespondtotheinfinitesimaltransformationsofthegroup.Furthermore,grouppropertiesareinterpretedbythealgebraicstructureofLiealgebraofthedifferentialoperatorsandconversely.WerecallthemaindefinitionaxiomofaLiealgebra:aLiealgebraisavectorspaceendowedwithabilinearskewsymmetricclosedproduct.Itiswellknow[5],thatthesetofscrewvelocityfieldsisavectorspaceofdimensionsixforthenaturaloperationsatagivenpointN.Byfollowingthestepsindicatedin[3]wecanproducetheexhaustivelistoftheLiesubgroupofEuclideandisplacements{D}(seesynopticallist1).Thisisdonebyfirstdefiningadifferentialoperatorassociatedwiththevelocityfield.Then,byexponentiation,wederivetheformalLieexpressionoffinitedisplacementswhichareshowntobeequivalenttoaffinedirectorthonormaltransformations.Liesub-algebrasofscrewvelocityfieldsleadtothedescriptionofthedisplacementsubgroups.The{X(w)}subgroupInordertogeneratespatialtranslationwithparallelmechanisms,weareledtolookfordisplacementssubgroupstheintersectionofwhichisthespatialtranslationsubgroup{T}.Wewillconsideronlythecasesforwhichtheintersectionsubgroupisstrictlyincludedinthetwo“parallel”subgroups.Themostimportantcaseofthissortistheparallelassociationoftwo{X(w)}subgroupswithtwodistinctvectordirectionswandw’.Itiseasytoprove:{X(w)}{X(w’)}={T},w≠w’Thesubgroup{X(w)}playsaprominentroleinmechanismdesign.Thissubgroupcombinesspatialtranslationwithrotationaboutamovableaxiswhichremainsparalleltogivendirectionw,welldefinedbytheunitvectorw.Physicalimplementationsof{X(w)}mechanicalliaisonscanbeobtainedbyorderinginserieskinematicspairsrepresentedbysubgroupsof{X(w)}.PracticallyonlyprismaticpairandarevolutepairP,R,Hareusetobuildrobots(thecylindricpairCcombinesinacompactwayaprismaticpairandarevolutepair).Acompletelistofallpossiblecombinationsofthesekinematicspairsgeneratingthe{X(w)}subgroupisgivenin[6].Twogeometricalconditionshavetobesatisfiedintheseries:therotationaxesandthescrewaxesareparalleltothegivenvectorw;thereisnopassivemobility.Thedisplacementoperatorforthe{X{w}}subgroup,actingonpointMis:M→N+ａu+bv+cw+exp(hw^)NM^isthesymbolofthevectorproduct.PointNandthevectorsu,v,wmakeupanorthogonalframeofreferenceinthespaceanda,b,c,harethefourparametersofthesubgroupwhichhasthedimension4.ParallelrobotsforspatialtranslationToproducespatialtranslationitissufficienttoplacetwomechanicalgeneratorsofthesubgroups{X(w)}and{X(w’)},w≠w’,inparallel,betweenamobileplatformandafixedmotorsthenthreegeneratorsofthethreesubgroups{X(w)},{X(w’)},{X(w’’)},w≠w’,isneeded.AnyseriesofP,RorHpairswhichconstituteamechanicalgeneratorofthe{X(w)}subgroupcanbeimplemented.Morever,thesethreemechanicalgeneratorsmaybedifferentorthesamedependingonthedesiredkinematicsresults.Thiswiderangeofcombinationsgivesrisetoanentirefamilyofrobotscapableofspatialtranslation.Simulationofthemostinterestingarchitecturescaneasilybeachievedandthechoiceoftherobottobeconstructedcanthereforemeettheneedsofthecommissioner.Clavel’sDeltarobotbelongstothisfamilyasitisbasedonthesamekinematicsprinciples[7].TheparallelmanipulatorY-STARSTAR[16]ismadeupbythreecooperatingarmswhichgeneratethesubgroups{X(u)},{X(u’)},{X(u’’)},(fig1).Thethreearmsareidenticalandeachonegeneratesasubgroup{X(u)}bytheseriesRHPaRwhereParepresentsthecirculartranslationliaisondeterminedbythetwooppositebarsofaplanarhingedparallelogram.Theaxesofthetworevolutepairsandofthescrewpairmustbeparallelinordertogeneratea{X(u)},subgroup.Foreacharm,thefirsttwopairs,i.e.thecoaxialrevolutepairandthescrewpair,constitutethefixedpartoftherobotandformatthesametimethemechanicalstructureofanaxeslieonthesameplaneanddivideitintothreeidenticalpartsthusformingaYshape.Hencetheanglebetweenanytwoaxesisalways2/3.ThemobilepartoftherobotismadeupbythreePaRseriesthatallconvergetoacommonpointbelowwhichthemobileplatformislocated.Theplatformstaysparalleltothereferenceplaneandcannotrotateabouttheaxisperpendiculartothisplane.Anykindofappropriateendeffectorscanbeplacedonthismobileplatform.Thederivationofthe{T}subgroup,whichprovesthemobileplatformcanonlytranslateinthespace,isgivenin[8].