螺旋榨油機設計,螺旋,榨油機,設計
目 錄
目錄………………………………………………………………………………………1
摘要 ………………………………………………………………………………3
第1章 前言 ……………………………………………………………………4
1.1選題的背景、目的和意義 ………………………………………………4
1.2螺旋榨油機的工作原理 …………………………………………………4
1.3 榨油的工藝流程 ………………………………………………………4
1.4設計榨油機的程序 ……………………………………………………5
1.4.1 計劃階段 ………………………………………………………5
1.4.2 方案設計階段 …………………………………………………5
1.4.3 技術設計階段 …………………………………………………6
第2章 螺旋榨油機的設計計算 …………………………………………………7
2.1 電動機的選取 …………………………………………………………7
2.2 螺旋榨油機主要參數的確定 …………………………………………7
2.2.1 榨膛的容積比ε ………………………………………………7
2.2.2 進料端榨膛容積比Vj的計算 …………………………………8
2.2.3 功率消耗 ………………………………………………………8
2.2.4 榨堂壓力 ………………………………………………………8
2.3 榨螺軸的設計計算 ……………………………………………………8
2.3.1 榨螺軸尺寸表 …………………………………………………9
2.3.2 榨螺齒型 ………………………………………………………9
2.3.3 榨螺材料 ………………………………………………………10
2.4 Ⅰ軸和嚙合齒輪的計算 ……………………………………………10
2.4.1 齒輪的選用 ……………………………………………………10
2.4.2 確定小齒輪的齒型參數 ………………………………………14
2.5 軸的計算校核 …………………………………………………………15
2.5.1 選材及表面預處理 ……………………………………………15
2.5.2 軸的強度計算和校核 ………………………………………………16
2.6帶輪的設計計算 ……………………………………………………17
2.7 鍵的選擇設計 …………………………………………………………20
2.7.1 鍵的選擇 ………………………………………………………20
2.7.2 鍵的校核計算 …………………………………………………20
2.8 軸承的設計 ……………………………………………………………21
2.8.1 軸承壽命 ………………………………………………………21
2.8.2 驗算軸承壽命 …………………………………………………21
第3章 螺旋榨油機的結構設計 …………………………………………21
3.1 榨螺軸的設計 …………………………………………………………22
3.2 榨籠的構造 ……………………………………………………………22
3.3 齒輪箱的構造及入料器的構造 ………………………………………22
3.4 帶輪的結構設計 ………………………………………………………22
3.5 調節(jié)裝置的設計 ………………………………………………………23
3.6 鍵的選擇 ………………………………………………………………23
3.6.1 Ⅰ軸上的鍵 ……………………………………………………23
3.6.2 Ⅱ軸上的鍵 ……………………………………………………24
3.6.3 芯軸上的鍵Ⅰ …………………………………………………24
3.6.4 芯軸上的鍵Ⅱ …………………………………………………24
3.7 滾動軸承的選擇 ………………………………………………………24
3.7.1 Ⅲ軸上的軸承的選擇 …………………………………………24
3.7.2 Ⅰ軸和Ⅱ軸的軸承 ……………………………………………25
3.8 榨螺軸與齒輪軸的聯接設計…………………………………………25
第 4 章 結束語 ………………………………………………………………26
參考文獻 ………………………………………………………………………27
摘 要
本論文主要是對螺旋榨油機的總體結構設計。其中包括壓榨部分，傳動部分，機架部分，出油裝置及進料等的結構設計。包括對輸入端電動機功率／轉速的選擇。帶及帶輪的選擇及設計。變速箱中齒輪的設計，軸的設計，軸承、鍵、聯軸器的選擇及相關的計算、校核。榨螺榨籠的設計等。其中榨螺和榨籠是榨油機的主要工作部件。榨螺部分主要有榨螺軸和榨螺（共3節(jié)）．調餅頭．鎖緊螺母和調節(jié)螺栓等組成．榨螺的設計應滿足榨螺間的裝配要求．榨螺間裝配必須嚴密．用鎖緊螺母將其夾緊．防止油餅滲入榨螺孔內，影響榨螺的順利拆卸．榨籠的榨膛由兩部分組成．前段由榨條組成，后段落由榨圈組成．變速箱的設計應注意互相間的配合關系，傳動比及扭矩是否滿足工作條件等．
本機適用于榨取菜籽、花生仁、芝麻、棉籽仁、大豆、椰子、茶籽、葵花籽等植物油脂。（根據用戶需要，可更換榨螺，用于榨取米糠等含油的油料。）
關鍵詞： 榨油機；花鍵軸；聯軸器；榨籠；變速箱；
Abstract
This thesis is the design of the overall structure of screw press. Including press parts, transmission parts, chassis parts, oil installations 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. Pressing 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 requirements. Squeezed between the assembly must be tight spiral. With a lock nut to clamp. Pressing screw to prevent infiltration of oil cake, the impact of the successful demolition of pressing bolts. Squeeze cage squeeze chamber composed of two parts. Formed by the preceding article pressing, pressing circle formed by the following paragraph. Transmission should be designed with attention to mutual relations between the transmission ratio and torque meets the working conditions.
This machine is suitable for the extraction of rapeseed, peanut, sesame, cotton seeds, soybean, coconut, tea seeds, sunflower seeds and other plant oils. (According to user needs, pressing worms can be replaced, for the extraction of rice bran oil and other oil-bearing.)
Keywords: oil press; spline shaft; coupling; pressing cage; transmission;
第1章 前言
1.1選題的背景、目的及意義
隨著我國人民生活水平不斷提高，尤其是人民收入的增加，食用油需用量將會不斷增加。
目前世界人均年食用油為14kg，我國人均年食用油約為7.4kg，只有世界人平均量的二分之一。預計到2010年，我國人均年食用油可達10kg。我國農村是個大市場，在油脂加工設備方面，目前適應于廣大農村的油料加工機械應當是中小型的較為適用。因此，螺旋榨油機即為此而設計的。
螺旋榨油機是利用旋轉的榨螺軸將料坯在榨膛內連續(xù)推進，由于榨螺上螺旋導程逐漸縮短或螺紋深度逐漸變淺，榨膛內的空間容積（榨膛容積或空余體積）逐漸減小，從而產生壓榨作用，將油從榨籠縫隙中擠出，殘渣壓榨成片狀餅，從出口端排出。
1.2 螺旋榨油機的工作原理
螺旋榨油機的工作原理概括為：榨油機運轉時，預處理好的料胚從料斗進入榨膛，榨膛由榨條和榨圈組成。料胚由榨螺的螺旋逐漸推進受到二次壓榨，壓榨力的來源是：料胚由1-2節(jié)榨螺向前推進到3節(jié)榨螺，由于3節(jié)榨螺根徑逐漸增大（即牙形高度逐漸減?。┞菁y逐漸加寬，從而榨螺與榨圈間的容積逐漸減小，進而將料胚推進到4節(jié)榨螺與5節(jié)榨螺處，榨膛容積增大，料胚被松散后繼續(xù)向前推進。通過調節(jié)調餅頭與出餅圈之間的間隙，控制出餅厚度，由于榨膛的特殊結構，料胚在榨膛產生復雜的相對運動和很大的摩擦力，致使油料的纖維的膠體遭受破壞，在巨大的壓力下，油就從榨條縫隙和榨圈的出油槽中擠出來。
1.3榨油的工藝流程
油料在進入油機前，需要過一系列的預處理，現以大豆為例，大豆的預處理為工序為：
大豆－清選－破碎（分離）－（粗軋）－軟化－軋胚－蒸炒－壓榨－毛油（豆餅）
1.4 設計榨油機的程序
一部機器的質量基本上決定于設計質量。制造過程對機器質量所起的作用，本質上就在于實現設計時所規(guī)定的質量。因此，機器的設計階段是決定機器好壞的關鍵。
1.4.1 計劃階段
在根據生產或生活的需要提出所要設計的新機器后，計劃階段只是一個預備階段。此時，對所要設計的機器僅有一個模糊的概念。
本設計是畢業(yè)設計，考慮到時間有限，難度不能太大。于是在寒假開始，做了較多的社會調查，使畢業(yè)設計盡量結合社會需求，與生產實際相結合。最后選螺旋式榨油機。
1.4.2 方案設計階段
方案設計階段對設計能否很好的完成起著關鍵作用。在這一階段中曾選擇過多個方案，并分別進行了分析。
機械取油設備有多種，其工作原理也不盡相同。如靜壓式，攪拌擠壓式，偏心回轉擠壓式，離心擠壓分離式等。經過分析，上述機械取油設備都較為復雜，工作量較大，在畢業(yè)設計規(guī)定的時間內難于完成。
經過比較，在老師的指導下，最后選擇了螺旋式榨油機，該機器相對簡單一些，又適合我國農村廣大市場的需要。因此，選擇該方案既接近我們的水平，也符合社會需要。
一般來說，機器較為簡單的話，可靠性也相對好一些。相反，機器越復雜，保證可靠性的難度就越大。
本方案主要結合本專業(yè)三年來學習的課程，綜合運用學習過的知識和技能，學習解決實際問題。
1.4.3 技術設計階段
方案設計階段結束后，進入技術設計階段，技術設計階段的工作如下：
⑴ 機器的運動學設計
根據確定的結構方案，確定原動機的參數（功率、轉速、線速度等）。然后，做運動學的計算，從而確定各運動構件的運動參數（轉速、速度等）。
⑵ 機器的動力學計算
結合零部件的結構及運動參數，初步計算各主要零件所受載荷的大小及特性。
⑶ 零部件的工作能力設計
已知主要零部件所受的公稱載荷的大小和特性，即可做零部件的初步設計。設計所依據的工作能力準則，需參照零部件的一般失效情況、工作特性、環(huán)境條件等合理地擬定，本設計對主要零件的強度和軸承壽命等進行了計算。通過計算決定零部件的基本尺寸。
⑷ 部件裝配草圖及總裝配草圖的設計
本階段的主要目標是設計出部件裝配圖及總裝配草圖。再由裝配圖對所有零件的外形及尺寸進行結構化設計。在此步驟中，需要協調各零部件的結構及尺寸，全面地考慮所設計的零部件的結構工藝性，使全部零件有最好的構形。
⑸ 主要零件的校核
在繪制部件裝配草圖及總裝配草圖以后，所有零件的結構及尺寸均為已知，在此條件下，再對一些重要的零件進行精確的校核計算，并修改零件的結構及尺寸，直到滿意為止。
按最后定型的零件工作圖上的結構及尺寸，繪制部件裝配圖及總裝配圖。
第2章螺旋榨油機的設計計算
2.1 電動機的選取
本設計適于大豆、菜籽等多種油料作物，對象是中、小型油廠，因此選取的電機功率不高。
電機型號 YL-112M-7
額定功率 7.5KW ;
額定電流=8.8A ;
額定轉速 =1440 r/min ;
效率 η=84 % ;
功率因數 cos?=0.82 ;
T max/TN =（最大轉矩）/（額定轉矩） = 2.3 ；
Tmin/TN =1.5 ;
總傳動比 í=6.98
2.2 螺旋榨油機主要參數的確定
2.2.1 榨膛容積比ε
ε＝ＶＪ／Ｖch （2.1）
查設計手冊得坯實際壓縮比εP=2.39 ;
實際壓縮比εn=3.25
本設計的螺旋榨油機對象是大豆，其總壓縮比ε＝7.5～14 ,取ε＝14
2.2.2 進料端榨膛容積Vj的計算
根據設計能力等參數，可按下式計算：
Vj=QBm/60KfKnrmn (2.2)
將數據代入公式3.2得：
Vj=(300kg/h×0.9×1000)/(60×0.6×0.7×0.7×60r/min)=255.102 cm3
因此 VJ=255.102 ㎝3;
出坯率?。耺=0.9 ;
料坯充滿系數 Kf=0.6 ;
系 數 Kn=0.7 ;
入榨料坯容重 rm=0.7㎏/㎝3 ;
出口端榨膛容積Vch ,由公式2.1 ε＝VJ/Vch 推出 Vch= VJ/ε=18.22 cm3
2.2.3 功率消耗
在食品加工機械中，對于中小型機器 Ｎr=5～7 kw ;
取 Ｎr=6 kw
2.2.4 榨膛壓力
P=(2471·?·εn5.5)/e0.022w (kPa) （2.3）
將數據代入公式2.3得：
P=(2471×0.00085×3.255.5)/e0. 022×3.5﹪=1372.94 kPa
2.3 榨螺軸的設計計算
榨螺軸是螺旋榨油機的主要工作部件之一，榨螺軸的結構參數、轉速、材質的選擇對形成榨膛壓力、油與餅的質量，生產率和生產成本有很大關系。
在設計中，采用套裝式變導程二級壓榨型榨螺軸，如圖2.2，它將榨螺分成若干段，套裝在芯軸上用螺母壓緊，連續(xù)型榨螺軸的相鄰榨螺緊接，沒有距圈，結構較簡單，榨膛壓力較大，回料少，但齒型復雜，加工須配置專用機床，適用于較小型榨油機。
圖 2.2 榨螺軸
2.3.1 連續(xù)型榨螺軸尺寸如下表所示：
表2.3.1 榨螺軸尺寸表
榨螺號
1
2
3
4
5
6
7
節(jié)長
120
110
80
30
45
45
45
導程
42
42
36
——
31.5
31.5
——
螺旋外徑
70
70
70
70
70
70
70
螺旋內徑
50
50
50/67
69.2/67
59/64.3
64.3/69.6
69.6/76.6
齒頂寬/齒根寬
6/16
6/16
6/16
——
8/9.9
11.7/13.6
——
2.3.2 榨螺齒形
錐形根圓榨螺
榨螺齒形尺寸α＝０～30°;
β=15～45°,最大為β＝90°;
γ<10°;
榨螺最小壁厚δ=(D0-d)/2=6～20 mm,取δ＝6 mm .
圖2.3 3號榨螺
2.3.3 榨螺材料
榨螺用20Cr氣體滲碳（滲碳層厚度為1.5～2mm）,淬火、回火處理后，表面硬度為HRC58～62 。
2.4 Ⅰ軸和Ⅱ軸嚙合齒輪的計算
2.4.1 齒輪的選用
選用直齒圓柱齒輪傳動，７級精度。
已知輸入功率P1=7 kw ；
小齒輪轉速n1=418.6 r/min ；
齒數比u=i1=2.25
條件：帶式輸送機，工作平穩(wěn)，轉向不變。
1、材料選擇
Ⅰ軸上的小齒輪材料為45#，硬度為217～255HBS,取硬度為240HBS，嚙合的中齒輪材料為QT500-5(調質)，硬度（147～241）HBS,硬度取為200HBS 。
2、齒輪齒數的選擇
小齒輪的齒數Z1=13,中齒輪的齒數為Z2=i×Z1=29.25 ，取Z２=30
3、按齒面接觸強度設計
⑴. 確定公式
d1t≥2.32 （2.4）
公式2.4內的各計算數值
①. 試選載荷系數：K1=1.3
②. 計算小齒輪傳遞的轉距：
T1 =95.5×105P1/n1
=95.5×105×7/418.6
=6.126×104 N·mm
③. 齒寬系數φd=1
④. 由表查得材料的彈性影響系數ZE=181.4 Mpa1/2
⑤. 由圖冊按齒面硬度查得：
小齒輪的接觸疲勞強度極限：σHlim1= 650 MPa
大齒輪的接觸疲勞強度極限：σHlim2= 550 Mpa
⑥. 由公式計算應力循環(huán)次數
N1 = 60 n1jLh
= 60×418.6×1×( 2×8×300×10)
= 1.2×109
N2 =0.53×109
⑦. 接觸疲勞系數 KHN1=0.9 ，KHN2=0.87
⑧. 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為 1%，
安全系數為 S=1，
[σH]1 =KHN1·σHlim1/s =0.9×650 = 585 Mpa
[σH]2 =0.87×550 = 478.5 Mpa
⑵. 計算
①. 試算小齒輪分度圓直徑 d1t ,
代入[σH]中較小的值
d1t≥2.32 （2.5）
經計算得 d 1t=67.499 mm
②. 計算圓周速度
V =πd1tn1/(60×1000)
= 3.14×67.499×418.6/(60×1000)
=1.479 m/s
③.計算齒寬
b = φd·d1t = 1×67.499 = 67.499 mm
④. 齒寬與齒高之比 b/h
模數： mt= d1t/z1 = 67.499/13 = 5.192 mm
齒高： h=2.25 mt =2.25×5.192 =11.683 mm
b/h = 5.778
⑤. 載荷系數
根據v=1.479 m/s , 7級精度，
由圖冊查得動載系數 KV =1.08.
直齒輪，假設 KAFt / b < 100 N/mm ,
由表查得：KHα=KFα=1.2 ;
由表查得：使用系數KA=1 ;
由表查得：7級精度，小齒輪相對支承，非對稱布置時
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 ;
故載荷系數為:
K=KAKVKHαKHβ =1×1.08×1.2×1.424 =1.845
按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由公式2.7
d1 = d1t = 67.499× （2.6）
得 d1 = 75.85 mm
4、按齒根彎曲強度設計
m≥ （2.7）
⑴. 確定公式內的各計算數值
①. 由圖冊查小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=560 Mpa ;
大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=440 Mpa.
②. 由圖冊查得彎曲疲勞壽命系數：
KFN1=0.85 , KFN2 =0.88
③. 計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數 S=1.4
[σF]1= Mpa
[σF]2= Mpa
④. 計算載荷系數
K=KAKVKFαKFβ=1×1.08×1.2×1.52=1.97
⑤. 查取齒形系數
YFa1=3.13 YFa2=2.52
⑥. 應力校正系數：
YSa1=1.48 YSa2=1.625
⑦. 計算大小齒輪的并加以比較：
1==0.01362
2==0.01480
大齒輪的數值大。
⑵. 設計計算
由公式2.7得：
m≥=3.09 mm
對比計算結果，考慮到該齒輪傳動為開式傳動，主要失效形式為輪齒磨損和折斷，故取按齒根彎曲強度設計的，m=3.09 mm,就近圓整為標準值 m=3 , 按接觸疲勞強度計算分度圓直徑 d1=75.85 mm ,從而計算出
小齒輪齒數 z1=d1/m=75.85/3=25.28=26
大齒輪齒數 z2=uz1=2.25×26=58.5 ,取 z2=59
5、幾何尺寸計算
①. 計算分度圓直徑
d1=z1m=26×3=78 mm
d2=z2m=59×3=177 mm
②. 計算中心距
a=(d1+d2)/2=127.5 mm
③. 齒輪寬度
b=φdd1=1×78=78 mm
取 B2=80 mm , B1=85 mm
6、驗算
Ft=2T1/d1=2×6.126×104/78=2340.77 N
KAFt/b=1×2340.77/78=30 N/mm <100 N/mm.
所以，符合前面的KAFt/b <100 N/mm的假設該齒輪設計符合要求。
2.4.2 確定小齒輪的齒形參數
標準直齒圓柱齒輪幾何尺寸：
① 分度圓直徑d :
d1=mz1=3×26=78 mm
d2=mz2=3×59=177 mm
② 齒頂高ha
ha=ha*m=1×3=3 mm
③ 齒根高 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×3=3.75 mm
④ 齒全高 h=ha+hf =(2ha*+c*)m=3+3.75=6.75 mm
⑤ 齒頂圓直徑
da1=d1+2ha=(z1+2ha*)m=78+2×3=84 mm
da2=d2±2ha=(z2±2ha*)m=177±2×3=183 mm
⑦ 齒根圓直徑
df1 =d1－2hf=(z1－2ha*－2c*)m
=(26－2×1－2×0.25)×3=70.5 mm
df2=d2±2hf=(z2±2ha*±c*)m=169.5 mm
⑧ 基圓直徑
db1=d1Cosα=78×Cos20o=73.296 mm
db2=d2Cosα=177×Cos20o=166.326mm
⑨ 齒距p=πm=3π=9.42 mm
⑩ 齒厚s=πm/2=3π/2=4.7 mm
齒槽寬e=πm/2=4.7 mm
中心距a=(d2±d1)/2=m(z2±z1)/2=127.5 mm
頂隙 c=c*m=3×0.25=0.75
2.5 軸的計算校核
2.5.1 選材及表面預處理
1.材料:
軸主要用碳鋼,本設計從經濟實用角度選用45#鋼.
2.熱處理:
高頻淬火,表面強化處理噴丸,提高軸的抗疲勞強度,45#鋼熱處理調質 .軸表面淬火處理: 使淬硬層耐磨.
3.工作條件:
淬硬層深度 0.5~1.5 mm.
2.5.2 軸的強度計算和校核
1.軸肩高度
a=(0.07~0.1)d (d為軸的直徑,軸環(huán)寬度b=1.4a)
(1)按扭轉強度初定軸徑
τT=T/wT=9.55×106p/( 0.2nd3 )≤[τT] （2.8）
其中 [τT] 為扭轉切應力,單位是 Mpa.
軸45#鋼 [τT]=25~45 Mpa A0=126~103 mm3
2.軸的直徑
d≥= （2.9）
式中取A0=105 mm3
軸傳遞的功率 p=4 kw,
軸的轉速 n=418.6 r/min
∴d≥=22.28 mm
對于直徑d≤100 mm的軸,有一個鍵槽時,軸徑增大5%~7%,為將軸徑圓整為標準直徑, d=60 mm, L=60 mm,( L長系列60 mm,短系列42 mm) 。
(2)按彎扭合成校核
合成彎矩 M==474 Nm
校核軸的強度,按第三強度理論計算應力
（2.10）
對于直徑為d的圓軸,彎曲應力σ=M/w,
扭轉切應力
τ=T/wT=T/2w （2.11）
其中,w (mm3) 為軸的抗彎截面系數,
W=
式中 b=6,t=4,d=28 mm
則軸的彎矩合成強度條件為:
/1842.89=50 Mpa
[σ-1]對稱循環(huán)應變力時，軸的許用彎曲應力經查表得
[σ-1]=60 Mpa
∴σca<[σ-1] 符合強度要求.
軸所受的載荷是從軸上零件傳來的。計算時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點，作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當作置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。通常取在軸承寬度中間處。
2.6 帶傳動的設計計算
平型帶輪的設計
小帶輪的基準直徑 d1=71 mm ;
大帶輪的基準直徑 d2=315 mm
平帶傳動 在傳動中心距較大的情況下平帶的材質選用帆布芯平帶。
帶寬b=50 mm ,
帶輪寬 B=63 mm
求帶速 d1=(60×1000×v)/(π×n1)
V=1.56m/s
其中n1=418.6r/min ,d1=71mm ;
i=n1/n2
150°
三角膠帶的設計
1.計算功率Pc
Pc=KwP
P=7Kw,Kw=1.1,n=1440r/min
故Pc=7.7 Kw
2.選擇標準三角膠帶型號
根據三角膠帶選型圖查得,
型號為B
3.小帶輪直徑
D1=140mm
傳動比:i=n1/n2
n2=140r/min,i=3
n1=420r/min
D2=n2i
D2=480mm
4.驗算速度
v=πD1n1/60000
v=10.5m/s
B型膠帶最大允許范圍為25m/s,v=10.5m/s,故,符合要求.
5.計算中心距和膠帶極限長度Lp
初定中心距
0.7(D1+D2)120°
合格
7.膠帶根數
P0=3.78
Z=P0/(P0+P0)KKlKq
K=0.92, Kl=1.03,Kq=0.8
Z=1.95
所以Z=2
2.7 鍵的選擇設計
2.7.1 鍵的選擇
鍵的截面尺寸b×h由軸的直徑d由標準中選定。
鍵的長度L一般可按輪轂的長度而定，即鍵長等于或略短于輪轂的長度。
I軸 ：d=30 mm 處選用普通平鍵
鍵寬b×鍵高h b×h =8×7 .
鍵L , L1=25mm,L2=56mm,
軸深度 t=4.0 mm
2.7.2 鍵的校核計算
假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵連接的強度條件為
σp=2T×103/(kld) ≤[σp ] （2.12）
T傳遞的轉矩為 T=9.126×104 N· mm
K鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h=0.5×6=3 mm
l鍵的工作長度，圓頭平鍵l=L-b=56-8=48mm
d軸的直徑 d=30mm
[σp] 許用擠壓應力 [σp ] =100～120 Mpa,
查表取 [σp]=110 Mpa
將數值代入公式
σp=2×9.126×10×103/(3×56×22)=55.309Mpa≤[σp]=110 Mpa
符合標準。擠壓強度夠了，剪切強度也夠了。
故，鍵的標記為： 鍵8×56 .
2.8 軸承的設計
2.8.1 軸承壽命
Lh=106/(60n)(c/p)ε （2.13）
對于滾子軸承，ε=10/3,我們計算I軸的滾動軸承為圓錐滾子軸承32306。
已知： n=418.6 r/min ,預期計算壽命Lh＇=5000h.
由公式得出，C
求比值 Fa/Fr=1284.3/2966=0.43Lh′=5000h （2.16）
故所選軸承為圓錐滾子軸承32306 ,滿足壽命要求 。
第3章 螺旋榨油機的結構設計
3.1 榨螺軸的設計
榨螺軸是由芯軸，榨軸，出渣梢頭，鎖緊螺母，調整螺栓，軸承等構成。裝配榨軸時，榨螺與榨螺之間必須壓緊，防止榨螺之間出現塞餅現象，必須擰緊鎖緊螺母，餅的厚度用旋轉的調整螺栓來控制。6個榨螺型號不同，材料為20# .
3.2 榨籠的構造
榨籠是由上下榨籠內裝有條排圈，條排，元排所構成。條排24件，元排17件，還有壓緊螺母內裝有出餅圈，榨膛的兩端分別于齒輪箱和機架相連接。
3.3 齒輪箱的構造及入料器的構造
齒輪箱是由齒箱蓋，箱體，圓柱齒輪，傳動軸，軸承，皮帶輪等構成，可從頂部油塞孔加機油，從油標處看油面高度。
入料器的組成主要有立軸，錐齒輪，軸承支座，固定板，錐斗等，使用自動進料器可以節(jié)省勞動力，提高生產效率。
3.4 帶輪的結構設計
大三角帶輪的結構尺寸
基準直徑 dd=330mm ,
帶輪寬B=(Z-1)e+2f=30.3 mm,
槽間距e=120.3 ，取e=12.3 mm .
第一對稱面至端面的距離 f=81 ,取f=9.15 mm ,
基準線上槽深 ha=2.0 mm ,
外徑 da=dd+2ha=334 mm ,
最小輪緣厚 =5.5 mm ,取=10 mm .
基準下槽深 hf=9.0 mm , 輪槽角φ=38° .
基準寬度 bd=8.5 mm .
d1=(1.8～2)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=(1.5～2)d=30.3 mm .
3.5 調節(jié)裝置的設計
調節(jié)裝置的主要目的是調節(jié)出渣的粗細，相應的改變榨膛的壓力機構，為抵餅圈整軸移動或出餅圈同芯軸一起做軸向移動。其結構簡單，操作方便，機架的受力能在運轉中調節(jié)，但芯軸的軸2頭易損壞。由于采用整軸移動或夾餅圈，因此螺栓連接松脫現象比較嚴重，此裝置平穩(wěn)，低速重載的靜載荷，因此采用對頂螺母，兩螺母對頂擰緊后，使旋合螺紋間始終受到附加的壓力和摩擦力的作用，工作載荷有變動時該摩擦力仍然存在。
3.6 鍵的選擇
鍵是一種標準零件，通常用來實現軸與輪轂之間的周向固定，以傳遞轉矩，有的還能實現軸上零件的軸向固定或軸向滑動的導向。
3.6.1 Ⅰ軸上的鍵
軸徑 d=22 mm ,
b×h=8×7 ,
L=180 mm ,
軸徑 d=28mm處的為普通平鍵，
公稱尺寸 b×h=8×7 ,
鍵長 L=70 mm ;
3.6.2 Ⅱ軸上的鍵
軸徑 d=28 mm ,
b×h=8×7 ,
鍵長 L=140 mm ;
3.6.3 芯軸上的鍵Ⅰ,
軸徑 d=35 mm ,
b×h=10×8 ,
鍵長 L=180 mm ;
軸的深度 t=5.0 mm .
3.6.4 芯軸上的鍵Ⅱ,
軸徑 d=35 mm ,
b×h=10×8 ,
鍵長 L=450 mm .
3.7 滾動軸承的選擇
3.7.1 Ⅲ軸上的軸承的選擇
Ⅲ軸上的大齒輪 B=95 mm ,B200 , d=35 mm ,內徑 D=35 mm ,D1=1.8D=63 , 輪轂厚t ,t==14 mm ,L=(1.2～1.5)D=52.5 mm , =(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 ；
選用芯軸上的軸承時，依據D1來選，D1=63 mm ,選調心滾子軸承，型號為22212 ,尺寸如下：
d=60 mm ,D=110 mm ,
B=28 mm ,
Cr=81.8 KN ,COr=122 ,
脂潤滑 n=3200 r/min ,
重量 W=1.22 kg .
d2=75.7 mm ,D2=93.5 mm ,rmin=1.5 ,
安裝尺寸 damin=69 mm ,Damax=101 mm ,ramax=1.5 ;
計算系數 e=0.28 ,Y1=2.4 ,Y2=3.6 ,YO=2.4 .
3.7.2 Ⅰ軸和Ⅱ軸的軸承
選用相同型號的軸承，圓錐滾子軸承，型號為32905 ;
軸徑 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 ;
計算系數
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
3.8 榨螺軸與齒輪軸的聯接設計
為了拆裝方便，本設計齒輪箱與榨籠采用法蘭盤連接。而榨螺軸與齒輪軸采用凸緣連軸器聯接，它是一種剛性聯軸器，其所要求聯接的兩軸必須嚴格對中，因此對機器安裝精度要求較高，否則會在軸中引起很大的附加應力。
如圖3.1是利用絞制孔用螺栓聯接來實現兩軸的隊中，靠螺栓桿部承受剪切和擠壓來傳遞轉距。安裝時不用移動軸，但絞孔加工較麻煩。
第四章 結束語
1．在設計螺旋榨油機的過程中，設計的對象主要是大豆等油料作物，適用于中小油廠，因此所需要得零件的精度要求不高，但榨螺軸的成本比較高，為了提高榨油機的工作壽命，要求配合精度高一些。
2．設計采用二級減速器，這樣提高了出油效率。在進料斗和機架的設計中，通過觀察成品機械，在不改變性能的情況下，盡量是機器靈便，占地面積小。在壓榨過程中，采用套裝式變導程二級壓榨，這比傳統的榨油機在性能上有了很大的改進。
3. 本機械設計思想是連續(xù)型，因此出渣不能成餅狀，為了降低成本，設有設計接渣斗，如果為節(jié)省費用，用編織袋代替亦能滿足要求。
4．出油口的設計，由于出油的位置是在壓力最大的地方，如果設計出油孔太大，渣亦會進入油內，影響油的質量。
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