榨油機的結(jié)構(gòu)設計【螺旋榨油機的總體結(jié)構(gòu)設計】
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榨油機的結(jié)構(gòu)設計
摘 要：本設計主要是對螺旋榨油機的總體結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)設計。包括對輸入端電動機功率／轉(zhuǎn)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(lián)軸器的選擇及相關(guān)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。本機適用于榨取大豆、花生等油料作物。
關(guān)鍵詞： 榨油機；聯(lián)軸器；榨籠；齒輪
The Structure Design of Oil Press
Abstract：The present 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, key, 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, peanut and other oil crops.
Key words: The oil press; Shaft coupling; Press out the cage; Gear wheel
1 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，對食品的需求逐漸走向多樣化、多層次化，為食品工業(yè)的發(fā)展提供了廣闊的市場。作為提供食品工業(yè)裝備的行業(yè)，食品機械和包裝機械行業(yè)將提供多品種、高質(zhì)量的產(chǎn)品以滿足食品工業(yè)發(fā)展的需求。
我國農(nóng)村市場是大市場。1997年底，我國植物油加工企業(yè)有4957個，年產(chǎn)植物油894萬噸。1998年經(jīng)過調(diào)整，植物油加工企業(yè)為1513家，年產(chǎn)植物油602萬噸。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。隨著人民生活水平的提高，食用油脂消費向精煉油、色 拉油、高級烹調(diào)油、調(diào)和油及營養(yǎng)保健油方向發(fā)展。目前適應于廣大農(nóng)村的油料加工機械可分為動力旋轉(zhuǎn)榨油機和液壓榨油機兩大類，共十幾個品種規(guī)格，還有清洗、脫殼、蒸炒、濾油等二十幾個規(guī)格品種的配套設備，市場很大。目前城市的大型油廠采用浸出法生產(chǎn)，溶劑浸出工藝發(fā)展迅速，將逐漸取代機械磨榨，且生產(chǎn)規(guī)模日益大型化、連續(xù)化和自動化。
螺旋榨油機是利用旋轉(zhuǎn)的榨螺軸將料坯在榨膛內(nèi)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(nèi)的空間容積（榨膛容積或空余體積）逐漸減小，從而產(chǎn)生壓榨作用，將油從榨籠縫隙中擠出，殘渣壓榨成餅，從出口端排出。
螺旋壓榨在食品生產(chǎn)中，由于液壓榨油機取油生產(chǎn)的間歇性，壓榨周期長，裝卸料餅麻煩，而且設備笨重，占地面積大等缺點，限制了它的發(fā)展，因此，有被螺旋榨油機取代的趨勢。
1.2 國內(nèi)外研究狀況和相關(guān)領域中已有的研究成果
目前，國外生產(chǎn)螺旋榨油機的公司很多，并且由于國外比較早就開始研究榨油技
術(shù)，所以國外的技術(shù)一般都比國內(nèi)的要先進。國外比較有名的公司有日本SUEHIRO EPM公司，SUEHIRO EPM公司是一家專業(yè)生產(chǎn)榨油機的公司。1992年，由IsobeS等人開發(fā)了一種部分嚙合異向旋轉(zhuǎn)的平行雙螺桿壓榨機（專利號：JP2251397），主要用于葵花籽仁等脫皮（殼）油料的冷熱榨，還用于卷心菜和胡蘿卜榨汁、從豆渣、酒糟和屠宰廠下水等高含水物料進行固液分離。1994年，法國CLEXTRAL公司通過對CLEXTRAL BC45型實驗擠壓機的改造,設計出了一種帶有濾油筒體的雙螺桿榨油機。該機采用同向旋轉(zhuǎn)的雙螺桿結(jié)構(gòu)，預壓榨段完全嚙合，主壓榨段完全分離。同年,Guyomard利用同類型的榨油機對脫皮菜籽仁進行壓榨實驗，出油率為75％～80％，但并沒有對油的質(zhì)量做進一步的檢測和分析。1999年，Dufaure等人也利用改造的CLEXTRALBCA5型實驗擠壓機進行油料的壓榨實驗，對影響油脂質(zhì)量的關(guān)鍵因素，如機筒結(jié)構(gòu)、螺桿分布、喂料速度、螺桿轉(zhuǎn)速、油料成分和壓榨溫度進行了深入地研究，并對餅的質(zhì)量做了檢測和分析。2002年，Johnston在傳統(tǒng)的雙螺桿榨油機的基礎上發(fā)明了一種反向旋轉(zhuǎn)的帶中斷螺棱的平行雙螺桿榨油機，這種榨油機繼承了傳統(tǒng)單螺桿榨油機產(chǎn)量大和能耗少以及吸取了雙螺桿榨油機的正向輸送能力強和能固液分離等優(yōu)點,螺桿結(jié)構(gòu)和單螺桿
榨油機一樣，主要用于含水物料的脫水?？傊?，國外對雙螺桿榨油機在雙螺桿軸的旋向、雙螺旋軸的布置形式和榨籠內(nèi)孔結(jié)構(gòu)形式等均進行了應用與研究。
近幾年,國內(nèi)許多企業(yè)像湖北的東方紅糧食機械有限公司，武漢新概念農(nóng)業(yè)機械設備制造有限公司等也著力于對榨油機的研制和開發(fā)。2003年，武漢良龍機械制造有限公司的顧強華等人設計研發(fā)出一種具有自主知識產(chǎn)權(quán)的SYZ系列雙螺桿榨油機。該機雙螺桿采用異向旋轉(zhuǎn)和喂料段完全嚙合而主壓榨段完全分離的雙階布置的結(jié)構(gòu)形式。
其中榨籠上下對開，由條排集合而成，無外加熱裝置。該機在壓榨過程中對油料的水分、溫度等變化都不是很敏感，所以運行穩(wěn)定，具有良好的適應性，冷榨熱榨都適宜。另外，榨膛采用雙階結(jié)構(gòu)能夠得到很大的壓縮比和強大的徑向壓力，這樣油料就會得到更充分更徹底的壓榨。在相同的工藝條件下，該機的干餅殘油率比單螺桿榨油機低2%左右，出油率更高。2005年，中國農(nóng)業(yè)科學院油料作物研究所的李文林等人為了解決雙低菜籽脫皮后低溫壓榨制油的難題研制出一種雙螺桿冷榨機，生產(chǎn)試驗得到的冷榨油接近菜籽三級壓榨油國家標準，冷榨餅殘油率在15%左右，獲得了較好的冷榨油得率。2007年9月,山西省太原市帥克一?？怂固卣ビ驮O備有限公司通過吸收消化烏克蘭?？怂固佤?shù)脿柨蒲猩a(chǎn)企業(yè)的技術(shù)，設計研發(fā)出6YIS一75×1200型雙螺桿榨油機，該機采用雙螺桿同向旋轉(zhuǎn)和螺旋完全嚙合的結(jié)構(gòu)形式，可一次性熱榨，能省去脫皮、粉碎、軋坯、蒸炒和油脂凈化等工藝過程，經(jīng)過一次壓榨和自然沉淀就能獲得優(yōu)質(zhì)綠色食用油，這大大降低了生產(chǎn)周期和勞動強度。不過，這種榨油機在壓榨過程中對油料水分的變化較為敏感。當油料的水分含量在7％以下或10％以上時，電機功率就要加大，出油率也會降低。
1.3 方案的確定
目前國內(nèi)外使用的壓榨機種類比較多，現(xiàn)就最常用的幾種壓榨機作比較確定最佳的方案。
（1）離心壓榨機
離心壓榨機是利用離心力對物料進行連續(xù)壓榨的機器，適用于榨取水果和蔬菜汁。離心壓榨機能連續(xù)、高效地榨取優(yōu)質(zhì)的果汁或蔬菜汁，但它所排出的榨渣中尚有一定數(shù)量的液汁，需用其它壓榨機進一步榨取。
（2）軋輥壓榨機
軋輥壓榨機通常有排列成品字形的三個壓榨輥組成。上部的棍子稱頂輥，在它兩端的軸承上裝有彈簧或液壓缸，以產(chǎn)生必要地壓榨力。前部的軋輥稱進料輥，后部的軋輥稱排料輥，進料輥與排料輥之間裝有托板。其壓榨范圍不大，操作有些難度，性價比不太高。
（3）螺旋壓榨機
螺旋榨油機是種使用較廣泛的連續(xù)性壓榨機，具有結(jié)構(gòu)簡單、體型小、出油率高、操作方便等特點。螺旋榨油機能連續(xù)作業(yè)，勞動強度小，出油后的渣餅薄而小，便于綜合利用；但榨膛內(nèi)的主要工作部件易磨損，需經(jīng)常拆換，增加了作業(yè)成本。
通過上面壓榨機機構(gòu)特點的分析，根據(jù)各種壓榨機的特點，再根據(jù)螺旋壓榨機不同類型所具有的特點，最后形成本設計方案選擇螺旋榨油機最佳。其結(jié)果如下圖所示
1.進料部分 2.齒輪箱部分 3.榨籠部分 4.榨螺部分 5.機架部分
圖1 螺旋榨油機
1 Feeding part 2 Gear box 3 Squeezing cage part 4 Screw part 5 Frame part
Fig 1 Screw press
1.4 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(zhuǎn)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（即牙形高度逐漸減小）螺紋逐漸加寬，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(diào)節(jié)調(diào)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(jié)構(gòu)，料胚在榨膛產(chǎn)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。
2. 螺旋榨油機相應參數(shù)的確定
2.1 榨膛容積比ε
ε＝ＶＪ／Ｖch （1）
查表 坯實際壓縮比εP=2.39 ;
實際壓縮比εn=3.25
本次設計的螺旋榨油機對象是大豆，其總壓縮比ε＝7.5～14 ,取ε＝7.5
2.2 進料端榨膛容積Vj的計算
根據(jù)設計能力等參數(shù)，可按下式計算：
Vj=QBm/60KfKnrmn (2)
將數(shù)據(jù)代入公式（2）得：
Vj=(100kg/h×0.9×1000)/(60×0.6×0.7×0.7×60r/min)=85.034cm3
因此 VJ=85.034 ㎝3;
出坯率?。耺=0.9 ;
料坯充滿系數(shù) Kf=0.6 ;
系 數(shù) Ke=0.7 ;
入榨料坯容重 rm=0.7㎏/㎝3 ;
出口端榨膛容積Vch ,由公式（1）ε＝VJ/Vch 推出 Vch= VJ/ε=11.338 cm3
2.3 功率消耗
理論公式
Nr=(q·n·Rp)/6000 (kw) （3）
對于中小型機器?。蝦=5～7 kw ;
取 Ｎr=6 kw
2.4 榨膛壓力
P=(2471·?·εn5.5)/e0.022w (kPa) （4）
將數(shù)據(jù)代入公式(4)得：
P=(2471×0.00085×3.255.5)/e0. 022×3.5﹪=1372.94 kPa
2.5 榨膛壓縮比曲線
本設計的螺旋榨油機，是二級壓榨型，其曲線如圖：
3 4 5 6 7 8
圖2 榨膛壓縮比曲線
Fig 2 The squeezing chamber compression ratio curve
Figu Figure 2-1 of exploding compression ratio curve
re 2-1 of exploding compression ratio curve
Figure 2-1 of exploding compression ratio curve
Figure 2-1 of exploding compression ratio curve
75
60
45
30
15
2.6 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(jié)構(gòu)參數(shù)、轉(zhuǎn)速、材質(zhì)的選擇對形成榨膛壓力、油與餅的質(zhì)量，生產(chǎn)率和生產(chǎn)成本有很大關(guān)系。
在設計中，采用套裝式變導程二級壓榨型榨螺軸，如圖（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(jié)構(gòu)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 3 榨螺軸
Fig 3 Screw axis
2.6.1 連續(xù)型榨螺軸尺寸如下表所示：
表1 榨螺軸尺寸表
Table 1 Screw shaft size table
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(nèi)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
——
2.6.2 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 4 3號榨螺
Fig 4 3 Screw
2.6.3 榨螺材料
榨螺用15或20號低碳鋼經(jīng)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 。
3 螺旋榨油機傳動機構(gòu)設計
3.1電動機的選取
本次設計適于大豆、花生等多種油料作物，對象是中、小型油廠，因此選取的電機功率不高。
電機型號 Y160L-8
額定功率 7.5kw
同步轉(zhuǎn)速n=750r/min 額定轉(zhuǎn)速n0 =720r/min 質(zhì)量m=145kg
3.2 總傳動比分配
考慮到本設計傳動路線有兩條，其一：一軸到二軸再到三軸傳動：其二：一軸到四軸再到立軸。綜合齒輪帶輪常用傳動比的取值范圍并考慮到本設計的要求，取總傳動比i=6.8第一條路線傳動比分配i=i1 i2 =2.25x3.02=6.8;第二條路線傳動比分配i=
ia i2 =3x2.26=6.8
3.3各軸傳遞的功率
取齒輪傳動效率η齒 =0.96，皮帶輪傳遞效率η皮 =0.97
傳遞路線一：
（1）各軸的轉(zhuǎn)速
I軸： n1 = n0 =720r/min
Ⅱ軸： n2 =n1/ i1 =720/2.25=320r/min
Ⅲ軸： n3 = n2/ i2 =320/3.02=106r/min
（2）各軸的傳動的功率
I軸： p1 =pe =7.5kw
Ⅱ軸： p2 = p1 η齒 =7.2kw
Ⅲ軸： p3 = p2 η齒 =6.91kw
（3）各軸的轉(zhuǎn)矩
I軸： T1 =95.5×105P1/n1 =95.5×105×7.5/720=9.945×104 N·mm
Ⅱ軸： T2 =95.5×105P2/n2=2.148×105 N·mm
Ⅲ軸： T3 =95.5×105P3//n3=6.226×105 N·mm
傳遞路線二：
（1）各軸的轉(zhuǎn)速
Ⅳ軸： n4 = n1/ ia =240r/min
立軸： n5 = n4/ ib =106r/min
（2）各軸的傳動的功率
Ⅳ軸：p4 = p1 η皮 =7.275kw
立軸：p5 = p4 η齒 =6.984kw
（3）各軸的轉(zhuǎn)矩
Ⅳ軸：T4 =95.5×105P4/n4 =2.895x105 N·mm
立軸：T5 =95.5×105P5/n5 =6.292×105 N·mm
3.4Ⅰ軸和Ⅱ軸嚙合齒輪的計算
3.4.1 齒輪的選用
選用直齒圓柱齒輪傳動，７級精度。
輸入功率P1=7.5 kw ；
小齒輪轉(zhuǎn)速n1=720r/min;
齒數(shù)比u=i1=2.25
條件：帶式輸送機，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)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(diào)質(zhì))，硬度（147～241）HBS,硬度取為200HBS 。
2、齒輪齒數(shù)的選擇
小齒輪的齒數(shù)Z1=13,中齒輪的齒數(shù)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 （5）
公式（5）內(nèi)的各計算數(shù)值
①. 試選載荷系數(shù)：K1=1.3
②. 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距：
T1 =95.5×105P1/n1
=95.5×105×7/418.6
=9.945×104 N·mm
③. 齒寬系數(shù)φd=1
④. 由表查得材料的彈性影響系數(shù)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(shù)
N1 = 60 n1jLh
= 60×720×1×( 2×8×300×10)
= 2.07×109
N2 =0.92×109
⑦. 接觸疲勞系數(shù) 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(shù)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 （6）
經(jīng)計算得 d 1t=67.499 mm
②. 計算圓周速度
V =πd1tn1/(60×1000)
= 3.14×67.499×720/(60×1000)
=2.543m/s
③.計算尺寬
b = φd·d1t = 1×67.499 = 67.499 mm
④. 齒寬與齒高之比 b/h
模數(shù)： 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(shù)
根據(jù)v=2.543 m/s , 7級精度，
由圖冊查得動載系數(shù) 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(shù)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(shù)為:
K=KAKVKHαKHβ =1×1.08×1.2×1.424 =1.845
按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由公式（7）
d1 = d1t = 67.499× （7）
得 d1 = 75.85 mm
⑥. 計算模數(shù)
m= d1/z1 =75.85/13 =5.835 mm
4、按齒根彎曲強度設計
m≥ （8）
⑴. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)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(shù)：
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(shù) S=1.4
[σF]1= Mpa
[σF]2= Mpa
④. 計算載荷系數(shù)
K=KAKVKFαKFβ=1×1.08×1.2×1.52=1.97
⑤. 查取齒形系數(shù)
YFa1=3.13 YFa2=2.52
⑥. 應力校正系數(shù)：
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(shù)值大。
⑵. 設計計算
由公式（8）得：
m≥=3.09 mm
對比計算結(jié)果，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(shù) z1=d1/m=75.85/3=25.28=26
大齒輪齒數(shù) 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=2×9.945×104/78=2550N
KAFt/b=1×2550/78=32.6N/mm <100 N/mm.
所以，該齒輪設計符合要求。
3.4.2 確定小齒輪的齒形參數(shù)
標準直齒圓柱齒輪幾何尺寸：
分度圓直徑d :
d1=mz1=3×26=78 mm
d2=mz2=3×59=177 mm
齒頂高ha
ha=ha*m=1×3=3 mm
齒根高 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×3=3.75 mm
齒全高 h=ha+hf =(2ha*+c*)m=3+3.75=6.75 mm
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
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
基圓直徑
db1=d1Cosα=78×Cos20o=73.296 mm
db2=d2Cosα=177×Cos20o=166.326mm
齒距p=πm=3π=9.42 mm
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
3.5 軸的計算校核
3.5.1 選材及表面預處理
1.材料:
軸主要用碳鋼,本設計從經(jīng)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(diào)質(zhì) .軸表面淬火處理: 淬硬層深度耐磨.
3.工作條件:
載荷不大,深度 0.5~1.5 mm.
3.5.2 軸的結(jié)構(gòu)設計
圖5 高速軸（I軸）
Fig 5 High speed axis (I axis)
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)
按扭矩強度條件計算
τT=T/wT=9.55×106p/( 0.2nd3 )≤[τT] （9）
其中 [τT] 為扭轉(zhuǎn)切應力,單位是 Mpa.
軸45#鋼 [τT]=25~45 Mpa A0=126~103 mm3
2.軸的直徑
d≥= （10）
式中取A0=105 mm3
軸傳遞的功率 p=4 kw,
軸的轉(zhuǎn)速 n=720r/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= mm, L=60 mm 。
下面為軸的校核計算,
圖6 軸的強度校核
Fig 6 Check the strength of shaft
總彎矩 M==474 N .m
校核軸的強度,按第三強度理論計算應力
（11）
對于直徑為d的圓軸,彎曲應力σ=M/w,
扭轉(zhuǎn)切應力
τ=T/wT=T/2w （12）
其中,w (mm3) 為軸的抗彎截面系數(shù),
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(jīng)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(guān)。
3.6 皮帶輪的設計計算
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(zhì)選用帆布芯平帶。
帶輪帶寬b=50 mm，
帶輪寬 B=63 mm，
i=n1/n4 =3，
初定中心距 a0
1.5(d1+d2)< a0<5(d1+d2)，
則579< a0<1930 ,取a0=860mm，
相應的帶長，
Ld0=2a0+(d1+d2)+=2350.83
根據(jù)Ld0 由表選取Ld=2500mm，
實際中心距 aao+=936mm;
小帶輪的包角
=180°-=159.416>150°
3.7 鍵的計算校核
3.7.1 鍵的校核計算
鍵的截面尺寸b×h由軸的直徑d由標準中選定。
I軸 ：根據(jù)d=22mm查表得鍵的截面尺寸為：寬帶b=6mm,高度h=6mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=56mm.
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 ] （13）
T 傳遞的轉(zhuǎn)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=56-6=50mm
d 軸的直徑 d=22 mm
[σp] 許用擠壓應力
查表取 [σp ] =100～120 Mpa, 取 [σp]=110 Mpa
將數(shù)值代入公式
σp=2×9.126×10×103/(3×56×22)=55.309Mpa≤[σp]=110 Mpa
符合標準。
故，鍵的標記為： 鍵6×6 .
3.7.2 鍵的選擇
（1）Ⅰ軸上的鍵
軸徑 d=22 mm ,
b×h=6×6 ,
鍵長 L=56 mm ;
（2）Ⅱ軸上的鍵
軸徑 d=28 mm ,
b×h=8×7 ,
鍵長 L=140 mm ;
（3）芯軸上的鍵Ⅰ,
軸徑 d=35 mm ,
b×h=10×8 ,
鍵長 L=180 mm ;.
（4）芯軸上的鍵Ⅱ,
軸徑 d=35 mm ,
b×h=10×8 ,
鍵長 L=450 mm .
3.8 軸承的設計
3.8.1 軸承壽命
Lh=106/(60n)(c/p)ε （14）
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32905。
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′ （17）
故所選軸承為圓錐滾子軸承32905 ,滿足壽命要求 。
4 螺旋榨油機的結(jié)構(gòu)設計
4.1 榨螺軸的設計
榨螺軸是由芯軸，榨軸，出渣梢頭，銷緊螺母，調(diào)整螺栓，軸承等構(gòu)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(xiàn)塞餅現(xiàn)象，必須擰緊銷緊螺母，餅的厚度用旋轉(zhuǎn)的調(diào)整螺栓來控制。6個榨螺型號不同，材料為20# .
4.2 榨籠的構(gòu)造
榨籠是由上下榨籠內(nèi)裝有條排圈，條排，元排所構(gòu)成。條排24件，元排17件，還有壓緊螺母內(nèi)裝有出餅圈，榨膛的兩端分別于齒輪箱和機架相連接。
4.3 齒輪箱的構(gòu)造及入料器的構(gòu)造
齒輪箱是由齒箱蓋，齒箱體，圓柱齒輪，傳動軸，軸承，皮帶輪等構(gòu)成，可從頂部油塞孔加機油，從油標處看加油高度。
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(chǎn)效率。
4.4 帶輪的結(jié)構(gòu)設計
圖7 帶輪示意圖
Fig 7 Schematic diagram of belt wheel
大三角帶輪的結(jié)構(gòu)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 .
4.5 調(diào)節(jié)裝置的設計
調(diào)節(jié)裝置的主要目的是調(diào)節(jié)出渣的粗細，相應的改變榨膛的壓力機構(gòu)，為抵餅圈整軸移動或出餅圈同芯軸一起做軸向移動。其結(jié)構(gòu)簡單，操作方便，機架的受力能在運轉(zhuǎn)中調(diào)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(xiàn)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。
4.6 滾動軸承的選擇
4.6.1 Ⅲ軸上的軸承的選擇
Ⅲ軸上的大齒輪 B=95 mm ,B200 , d=35 mm ,內(nèi)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(jù)D1來選，D1=63 mm ,選調(diào)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(shù) e=0.28 ,Y1=2.4 ,Y2=3.6 ,YO=2.4 .
4.6.2 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(shù)
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
4.7 榨螺軸與齒輪軸的聯(lián)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(lián)接，它是一種剛性聯(lián)軸器，其所要求聯(lián)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。
本設計利用絞制孔用螺栓聯(lián)接來實現(xiàn)兩軸的隊中，靠螺栓桿部承受剪切和擠壓來傳遞轉(zhuǎn)距。安裝時不用移動軸，但絞孔加工較麻煩。
4.8 本章小結(jié)
本章主要為螺旋榨油機的總體設計，和標準件的選擇。標準件的選用使得榨油機的易損零件更換起來更加容易和方便。
5 螺旋榨油機操作過程中出現(xiàn)的故障及排除
一般常見故障及排除
（1）榨油機榨油過程中，出現(xiàn)一般卡死現(xiàn)象時，可采用反搬三角帶方法排除。如果反搬三角帶輪也無濟于事，那就扭下機架底角螺栓、松動下榨籠，拆下上榨籠，再送動壓緊螺栓，依次松動圓排。并能清出餅結(jié)塊，一直到能拉出榨軸為止，這一過程必須趁榨膛沒有降溫的情況下完成。
（2）突然停車，螺旋軸卡死現(xiàn)象。①壓榨初期，榨膛未磨熱即大量投料引起，可用熱的油料籽（也可用加熱水的干餅）緩緩進料，反復磨機，使溫度升高。②壓榨過程中，榨膛斷料，然后又大量投料，造成排料不暢，榨膛被油料堵塞引起。因此，加料時應連續(xù)均勻，餅不能太薄。一旦發(fā)生故障，應立即關(guān)閉電源，將進料調(diào)節(jié)板插死，停止進料，并將排料板打開，倒開螺旋軸，使之退出。然后清除膛內(nèi)油料，重新壓榨。③油料未清選，有石子、金屬等硬異物進入榨膛引起。
（3）新榨油機或者是新?lián)Q榨軸時，往往有不走料現(xiàn)象，有時不出餅或者是少量出餅，此時只要投入少量的殘餅渣，慢慢投料，并調(diào)整出餅厚度即可。
（4）不出油或出油率過低?①原料不濕或太干，受潮發(fā)霉，籽料不飽，雜質(zhì)過多引起。須重新清選油料，并高速好油料水分。②排油縫被油渣堵塞或榨條裝配得太緊引起。應根據(jù)含油量高低，調(diào)整榨條的松緊度。③開榨初期，榨膛溫度低，出餅太薄或太厚、零件磨損等都會引起不出油或出油率過低。④壓榨過程中，有時會出現(xiàn)油析不出來的現(xiàn)象，有時不出餅或者是少量出餅，此時只要投入少量的殘餅渣，情況就會好轉(zhuǎn)。⑤挺了一班后再榨油，機膛內(nèi)油排不出來。此時可能是圓排的油槽被枯餅堵死，應拆開上榨籠，取出圓排，在熱水中浸泡十余分鐘，用鋼絲刷將油槽洗凈。
（5） 當壓榨含油量高或是粘度較大的油料時，應拆出排骨圈，重新裝配條排。增大其間隙來解決排油問題。
（6） 易損件，如榨軸、出餅圈、導餅環(huán)、圓排等，當作業(yè)一個時期后，磨損過于嚴重就不能再用了，應及時更換。
（7）跑渣過多?榨油過程中，榨條間少量跑渣是正?，F(xiàn)象。若跑渣過多，可能有如下原因：①個別榨條彎曲或間隙過大。此時，可卸下榨條，用紗布或油石將甲型榨條三凸方打磨，調(diào)直榨條重裝，必要時墊些薄鐵皮，使間隙保持在0.05—0.08毫米范圍內(nèi)。②油料塑性不好，出餅困難，使機膛壓力增加。此時，應將油料適量拌水，并進行磨機，提高機溫以提高油料塑性。③如果出餅太薄。應按說明書要求適當加大出餅厚度。
（8）出餅不順?原因之一是餅的厚薄不適宜，應調(diào)整出餅厚度；之二是由于有干餅或石子、鐵塊等硬異物進入機膛，應立即停機，抽出榨螺，檢查并清除餅圈和機膛內(nèi)的干餅、雜物。并根據(jù)出餅圈磨損情況，修理或更換新配件。
（9）回油?可能是因油縫堵塞或油縫太小表面不光引起。前者應拆除榨條進行清洗，后者應調(diào)整榨條間隙，用油石磨光油縫。
（10） 不進料?①油料的水分過多，應進行日曬或炒干。②榨螺表面不光，應用砂布打磨榨螺軸或用干渣磨光。③榨條磨損，榨條多邊形被破壞，可翻轉(zhuǎn)使用或損榨條。
（11） 燒膛?原因為油料水分偏低，榨螺轉(zhuǎn)速偏高，機溫過高等引起，應提高油料水分含量，改換皮帶輪，降低轉(zhuǎn)速，控制機體溫度。?
6 結(jié)論
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(tǒng)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(nèi)，影響油的質(zhì)量。
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致 謝
本設計是在我的指導老師——熊瑛的幫助與指導下完成的。她嚴謹細致、一絲不茍的作風給了我榜樣，起到了啟明燈的作用。從最初的定題，到資料收集，到寫作、修改，到論文定稿，她給了我耐心的指導和無私的幫助。為了指導我們的畢業(yè)設計，她放棄了自己的休息時間，她的這種無私奉獻的敬業(yè)精神令人欽佩，在此我向她表示我誠摯的謝意
同時感謝所有任課老師和所有同學在這四年來給自己的指導和幫助， 是他們教會了我專業(yè)知識，教會了我如何學習，教會了我如何做人。正是由于他們，我才能在各方面取得顯著的進步，在此向他們表示我由衷的謝意，并祝所有的老師培養(yǎng)出越來越多的優(yōu)秀人才，桃李滿天下！
同學之宜是最純真的感情，遇到困難時他們總是能出來幫你，拉你一把，給你無比的關(guān)心與問候，在你最不順心的時候給你鼓勵，激勵著自己不斷前進，不畏艱難困阻。他們是同齡人中最有愛的呵護體。
大學生涯即將過去，這也意味這四年的大學生活即將結(jié)束。為此，我再次衷心地感謝那些關(guān)心我?guī)椭业睦蠋?、同學、朋友們。非常謝謝！
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