505 螺旋式壓榨機的設計

505 螺旋式壓榨機的設計,螺旋式,壓榨機,設計 1目錄摘要……………………………………………………………………3一、 緒論……………………………………………………………..51.1 螺旋式壓榨機的工作原理………………………………………………...51.2 設計壓榨機的程序……………………………………..………………….61.3 準備階段……………………………………………………………..….…61.4 方案設計階段………………………………………………………………61.5 技術設計階段……………………………………………………..6二、 螺旋壓榨機的結構設計………………………………..……….82.1 榨螺軸的設計………………………………………………………………82.2 榨籠的構造…………………………………………………………………82.3 齒輪箱的構造及入料器的構造……………………………………………82.4 調節(jié)裝置的設計…………………………………….…………...…8三、 螺旋壓榨機的主要參數(shù)的確定……………..………………....93.1 螺桿的設計及其校核……………………………………………………….93.2 帶傳動的設計計算…………………………………………………………173.2.1 平行帶輪的設計………………………………………………………..…..173.2.2 三角帶輪的結構設計……………………………………………………….18四、 減速器的設計……………………………………..………..…..214.1 電動機的選擇………………………………………………………….......214.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)………………………………………………224.3 齒輪傳動的設計及校核…………………………………………………....234.4 低級減速齒輪的設計…………………………………………………..…..264.5 軸的設計…………………………………………………………….……...314.1.1 低速軸的設計…………………………………………………….…….…314.1.2 中間軸的設計…………………………………………………….……….344.1.3 高速軸的設計………………………………………………………..……3424.6 校核……………………………………………………………..………...35五、 結束語…………………………………………………………37參考文獻……………………………………..………………………38附錄……………………………………………………..……………393螺旋式壓榨機的設計摘要：螺旋榨油機過去是現(xiàn)在仍然是油脂生產(chǎn)中的一臺主機。就是在近代的浸出法制油中隊高含油份油料大多采用還是預榨—— 浸出工藝方法來制備油脂，所以預榨機——螺旋榨油機仍然是油脂工業(yè)生產(chǎn)中的重要部件。螺旋榨油機的結構直接影響到油脂生產(chǎn)的數(shù)量和質量。而榨油機的工作部分是螺旋軸和榨籠構成，料胚經(jīng)過螺旋軸和榨籠之間的空間——炸膛，而受到壓榨。所以它們是榨油機的“心臟” ，它們的結構直接影響到榨油機的性能。本文通過了解壓榨機的資料，然后比對壓榨機的結構，設計其結構，螺桿的設計是整個設計的主體，通過對壓榨物質和生產(chǎn)量的取定，得出螺旋桿的設計過程，本文的傳動采用兩級減速傳動，使機器運作穩(wěn)定。通過對整機功率，轉矩，最后定出電機。還要對整個設計重要部件做出校核，能夠讓機器正常運作。關鍵詞： 榨油機；榨籠；；生產(chǎn)量；校核4The design spiral presserAbstract： 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 5一、緒論在我國，榨油機的發(fā)展已二十多年，從傳統(tǒng)的榨油設備，到現(xiàn)在先進的榨油機器，中國榨油市場得到了翻天覆地的變化，隨著市場上的食用油品種增多，榨油機的種類也在增加，壓榨方式也各不相同，物理壓榨，化學壓榨，還有兩者結合壓榨?；厥走^去，榨油業(yè)在中國從無到有，有弱小逐漸強大的過程?，F(xiàn)在市面上食用油分成浸出油和壓榨油兩種。浸出油是用化學溶劑浸泡油料，再經(jīng)過復雜的工藝提煉而成，提煉過程中流失了油品的營養(yǎng)成分，而且有化學溶劑的有毒物質殘留。所以大眾逐漸遠離。隨著經(jīng)濟的發(fā)展，大眾已經(jīng)不是是以前那樣只解決溫飽了，吃出營養(yǎng)，吃出健康才是現(xiàn)代人的追求，所以壓榨油的市場廣大，考慮到個人能力的問題，選擇了最簡單也是最可靠的螺旋式壓榨機。1.1、螺旋式壓榨機的工作原理是利用榨螺軸根徑由大到小或者螺旋導程逐漸縮小，炸膛內的容積也就是說空余體積逐漸縮小，壓縮逐漸增大，而使油料的油脂被擠壓出來。工作過程是現(xiàn)將料胚加入料斗，由轉動的榨螺送入炸膛。由于榨螺軸作旋轉運動，帶動油料在炸膛內運動，互相摩擦，溫度升高。又由于榨螺軸根徑不斷增大，炸膛容積越來越小，壓力越來越大，從而擠出料中的油脂。油脂在榨條間縫隙中流出，經(jīng)出油口至接油盤；油餅從出餅圈擠出；油渣從排渣口擠出。取油一般分為三段：1 進料端，2 主壓榨段，3 成餅段。油料在進入油機前，需要過一系列的預處理，現(xiàn)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）預榨改變了物料的容量，縮小物料的體積，提高了浸出器的生產(chǎn)能力和輸送設備的輸送能力。預榨浸出生產(chǎn)工藝改變了料胚形狀，在某些方面有利于浸出：1：預榨浸出生產(chǎn)大豆油，入浸物料由片狀改變?yōu)閴K狀，密度增加，溶劑滲透的阻力小。只要掌握好預榨餅的破碎粒度，就有利于溶劑的滲透、浸泡和滴干三者的結合；2：在大豆一次浸出中要求物料胚片軋得越薄越好，因胚越薄，細胞組織越破壞越徹底，浸出油路越短，細胞組織破壞越徹底，浸出油路越短，擴散阻力越小，浸出效果越好。但在實際生產(chǎn)中，胚軋的越薄，粉末度就會增加。當增加到一定程度（20%）時，浸出過程中的溶劑滲透性能就會降低，波殘油就會升高。采用預榨浸出，物料的6強度增大，較一次浸出物料的粉末度易于控制。另外，物料在炸膛內經(jīng)高溫擠壓、摩擦等外力作用，在軟化、軋胚的基礎上，細胞結構又進一步被破壞。因此，預榨浸出法生產(chǎn)對軋胚的要求沒有一次浸出生產(chǎn)那么嚴格，可以避免軋薄胚所增加的電能消耗和設備磨損。 3：采用預榨浸出，不僅避免了加工高水分大豆經(jīng)常遇到的問題，就是加工標準水分大豆也可以更好地調整入浸水分。物料入炸膛后，在高溫高壓下，有部分水分汽化，通過榨條間隙逸出，榨條出膛后冷卻，又有排出部分水分。4：預榨浸出可降低容積比，一般控制在 1:0、6 左右，在產(chǎn)量提高的情況下，不增加或稍增加溶劑循環(huán)量即可達到浸出效果，節(jié)省了溶劑。5：預榨浸出，由于日處理量增加，加工成本有所下降。1.2、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(xiàn)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。1.3、準備階段在根據(jù)生產(chǎn)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。通過在這大四有限的時間里， 我對螺旋式壓榨機做了一些基本的了解，對它的性能方面也著重的研究。1.4、方案設計階段 螺旋式壓榨機的主要區(qū)別體現(xiàn)在螺桿上，榨螺的設計是整個壓榨機的主體，由于查到的知識對螺旋式壓榨機的設計方法很多，所以決定采用多段式的壓榨方式，這樣對螺桿的設計和制造方面可以更好的處理，采用螺旋式的壓榨方式雖然比較傳統(tǒng)，但對于壓榨這個行業(yè)還是有無限的空間。螺桿設計采用的是三段式壓榨結構。圖 1對于機器，其實越簡單，出錯的可能性就越小，對于螺旋式壓榨機，結構簡單，操作方便。對于一些小型的榨油廠是首選。1.5、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：7（1） 機器的動力學計算結合零部件的結構及運動參數(shù)，初步計算各主要零件所受載荷的大小及特性。（2） 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(jù)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。（3） 機器的運動學設計根據(jù)確定的結構方案，做出運動學的計算，從而確定各運動構件的運動參數(shù)（轉速、速度等） ，然后選定原動機的參數(shù)（功率、轉速、線速度等） 。（4） 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(xié)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。圖 2 本文開始對螺旋式壓榨機的草圖（5） 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。8二、螺旋榨油機的結構設計2.1、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(xiàn)塞餅現(xiàn)象，必須擰緊鎖緊螺母，餅的厚度用旋轉的調整螺栓來控制。2.2、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。2.3、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(chǎn)效率。2.4、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(xiàn)象比較嚴重，此裝置平穩(wěn)，低速重載的靜載荷，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。9三、螺旋榨油機主要參數(shù)的確定3.1、螺桿的設計及其校核 曲線 1 為一次壓榨，曲線 2 預榨（適合于高油份） 。參照小型螺旋式壓榨機主要參數(shù)的選擇，在 6YL—78 型，螺桿直徑 76.5mm，螺桿轉速 105—120 轉/分，生產(chǎn)量為 60kg/時，配套動力為 5,5 千瓦。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＝12。先預計設計生產(chǎn)是 45kg/h，轉速為 60r/min。（2）榨螺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(shù)、轉速、材質的選擇對形成榨膛壓力、油與餅的質量，生產(chǎn)率和生產(chǎn)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 4 榨螺軸 10連續(xù)型榨螺軸設計當榨螺軸的支撐點未決定前，先按扭轉強度條件計算出跟圓直徑 ；df（mm）3160wfnpd?式中： ,Fw 為榨螺軸工作時阻力， 為榨螺軸所需功率； 為榨螺軸1VWFPWPwn工作時的轉速（ ） 。minr代入公式得 =15mmfd套裝式：（mm） ，因 ，代入上式，可求出榨螺軸外徑 ：fcp0.3?2facpd?? admmfcpad?2，方便設計 便定螺桿底徑為 50mm，m75螺齒高為： （mm）faH??H=(75-15)/2=30mm，榨螺軸的受力分析11圖 5作用在榨螺上的周向分力 tF當計算及榨螺螺面上摩擦力時：)cossin(co??fFnt ???= （N）cpdT2式中：T 為扭矩=9550 （N ）wnPm?=1049（N） tF作用在榨螺面上的周向力 P 為111APt??由于是采用變徑榨螺桿，所以是圓柱形榨螺：F =F （0.428cos （N）rn ??sinco??作用在螺旋面上的徑向力 P = (N)rrAF?作用在榨螺軸上的軸向分力 Fa= （N）a?sincosfn??作用在螺旋面上的軸向力 PaP = （N）aAF以上各式中： 為榨螺齒推料面傾角， 為背面傾角，?,30~????。??45~1?(3)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°;γ150°1?03.571?d3.2.2 三角帶輪的結構設計三角膠帶的設計1.計算功率 PcPc=KwPP=7Kw,Kw=1.1,n=1440r/min18故 Pc=7.7 Kw2.選擇標準三角膠帶型號根據(jù)三角膠帶選型圖查得,型號為 B3.小帶輪直徑D1=140mm傳動比:i=n1/n2n2=140r/min,i=3n1=420r/minD2=n2iD2=480mm4.驗算速度v=πD1n1/60000v=10.5m/sB 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°19合格7.膠帶根數(shù)P0=3.78Z=P0/(P0+P0)K KlKq?K =0.92, Kl=1.03,Kq=0.8Z=1.95所以 Z=28.帶輪的結構設計大三角帶輪的結構尺寸基準直徑 d d=330mm ,帶輪寬 B=(Z-1)e+2f=30.3 mm,槽間距 e=12 0.3 ，取 e=12.3 mm .?第一對稱面至端面的距離 f=8 1 ,取 f=9.15 mm ,?基準線上槽深 h a=2.0 mm ,外徑 da=d d+2ha=334 mm ,最小輪緣厚 =5.5 mm ,取 =10 mm .min??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 ,3nZaPh2=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 m四、減速器的設計204.1、電動機的選擇（一）電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的 Y132M-4 系列籠型三相異步電動機。臥式封閉結構。（二）電動機容量電動機所需工作功率為Pd=Pw/ a=Fv/1000 a KW ?由電動機至運輸帶的傳動總效率為 87654321 ????a10.98?0.980.9?9.04?5.760.98??7.8?..7.8..82a???電動機的輸出功率： Pd取6.230.85WdaKw???7.3dw?（三）電動機的轉速根據(jù)課程設計指導書表的推薦的傳動比合理范圍，取二級圓柱齒輪減速器傳動比i′=8～40，則從電動機到滾筒軸的總傳動比合理范圍為 ia′= i′。故電動機轉速的可選范圍為nd′=ia′ nW =(8～40) 114.65=458.6-2866.25 r/min??單級圓柱齒輪傳動比范圍 。則總傳動比范圍為 ，由于6~31'?i 369??i=114.65 . r/min, 可得 =1440/114.65=12.56。選電動機型號為 Y132M-4wninwda4.2、傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、傳動裝置傳動比按展開式二級圓柱齒輪減速器推薦高速級傳動比 i1=（1.3～1.5）i2，取 i1=1.4i2，得 i1= = =4.05 i2=i/ i1=11.71/4.05=2.89i4.71.?211、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表 10-1 選取，都采用 40Cr，并經(jīng)調質及表面淬火，均用硬齒面。齒輪精度用 7 級，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取 Z1=24 則Z2=95 2.設計計算（1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度設計。3、各軸轉速12340/min6.58/inr?4、各軸輸入功率 1237.6.pkw?5、各軸轉矩123T47/0/Nm?4.3、齒輪傳動的設計計算及核算1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表 10-1 選取，都采用 40Cr，并經(jīng)調質及表面淬火，均用硬齒面。齒輪精度用 7 級，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取 Z1=24 則Z2=95 2.設計計算（1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度設計。 ??2311tZHEKtTudd????????????7.8950423/TNm?（3）確定公式內的各計算數(shù)值221）試取 1d??2)由圖 10-21e 查得 1210HLimiMPa??3）計算解除疲勞許用應力（失效概率 1%，安全系數(shù) S=1）??????120.910.545107.2HNLimiKaSPMa???????4）試選 ，1.6tK?.43HZ5）由圖 10-26 得 212078,.,.59?????????6） 17.23/,9ETNmPa（4）計算1）計算小齒輪分度圓直徑 1td3.1td?2）計算圓周速度 1.4.302.36/606tnVms???3）計算齒寬及模數(shù) 1.825.8cos3.1cos4.72.5.7.048/.dtntntbmZhmb???????4）計算縱向重合度 ??1.3tan.30.824tan1.52dZ??????5）計算載荷系數(shù).,.295,.,1295.1.725vHBHAAKK?????由圖 10-13 得 .7FB236）按實際的載荷系數(shù)校正算得的分度圓直徑3311.725.46.8tkd???7）計算模數(shù)1cos.1cos.264nmmz??3.按齒根彎曲強度設計（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)1..217.692AvFkk???????2）由圖 10-20d 查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 1260FEMPa??由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 10.85,.,1.4FNNkS3）計算彎曲疲勞許用應力??12260.8537.64..FNEKMPaS????4）計算大小齒輪的 并加以比較??FaSY???12.6580.1337..74FaSFY????（2）設計計算 ??231.7450.8cos140.3.4m2.6nm???? ??11246.78coscos24.60Z95nndm??????取 標 準 值取 分 度 圓 直 徑取 則244.幾何尺寸計算（1）計算中心距????2zZ4952a1.64coscs3mn??????圓 整（2）算修正螺旋角??12arcos4.96nZM?????（3）計算大小齒輪的分度圓直徑12n49.68cosm.dZ??（4）齒寬d12b9.6874.5,0mB????4.4、低速級減速齒輪設計（斜齒圓柱齒輪）1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表 10-1 選取，都采用 40Cr，并經(jīng)調質及表面淬火，均用硬齒面。齒輪精度用 7 級，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取 Z1=24 則Z2=77 2.設計計算（1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度設計。??2311tZHEKtTudd????????????26.7950504/TNm?（3）確定公式內的各計算數(shù)值1）試取 1d??2）由圖 10-21e 查得 1210HLimiMPa??3）計算解除疲勞許用應力（失效概率 1%，安全系數(shù) S=1）25??????120.910.545107.2HNLimiKMPaSa??????4）試選 ，1.6tK?.43HZ5）由圖 10-26 得 12078,.5,0.7851.63????????（2）計算1）計算小齒輪分度圓直徑 1td49.027tdm?2）計算圓周速度 13.49.02736.50.9/601tnVms???3）計算齒寬及模數(shù) 1..cos49027cos41.9822.5.8.63/4.60dtntntbmZhmb???????4）計算縱向重合度 ??1.8tan.380.24tan1.52dZ???????5）計算載荷系數(shù)由圖 10-13 得.2,.95,.,1.2951.740vHBHFAAKKK????1.27FBK?6）按實際的載荷系數(shù)校正算得的分度圓直徑331 1.74049.25.6tkd???7）計算模數(shù)261cos50.417cos2.038ndmmz?????3.按齒根彎曲強度設計（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)1.2.17.0AvFkk???????2）由圖 10-20d 查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 1260FEMPa??由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 1.85,.,1.4FNNkS3）計算彎曲疲勞許用應力??12260.8537.4..29FNEKMPaS????4）計算大小齒輪的 并加以比較??FaSY???12.65180.337.42.12FaSaSFY????（2）設計計算??231.7450.8cos40.13.975m21.6nm???? ??112.cos5047cos24.60Z3nndm??????取 標 準 值取 分 度 圓 直 徑取 則4.幾何尺寸計算（1）計算中心距????2z512a5.0coscos4mn m??????圓 整（2）算修正螺旋角27??12arcos5.09nZMa?????（3）計算大小齒輪的分度圓直徑12n7.cosm3.0dZ??（4）齒寬 d12b8.561.2, mB????總結 12nZ493512?高 速 級 ， ，低 速 級 ， ，計算機校核輸出結果低速級設計傳遞功率 /kW: 7.12800小輪最高轉速 /(r/min): 1439.98小輪最大扭矩 /(N.mm): 47273.00預期工作壽命 /h: 48000第Ⅰ公差組精度(運動精度) : 7第Ⅱ公差組精度(運動平穩(wěn)性): 7第Ⅲ公差組精度(接觸精度) : 7名義傳動比 : 3.95實際傳動比 : 3.96使用系數(shù) : 1.00動載系數(shù) : 1.10接觸強度齒間載荷分配系數(shù) : 1.69接觸強度齒向載荷分布系數(shù) : 1.37彎曲強度齒間載荷分配系數(shù) : 1.69彎曲強度齒向載荷分布系數(shù) : 1.32支承方式 : 對稱支承傳動方式 : 閉式傳動齒面粗糙度 Rz /μm : 3.20潤滑油運動粘度 V40/(mm^2/s): 22.00小輪齒數(shù) z1 : 24小輪齒寬 b1 /mm: 49.00小輪變位系數(shù) x1 /mm: 0.0000螺旋角 (°): 14.0900小輪分度圓直徑 /mm: 49.49齒輪法向模數(shù) mn /mm: 2.0028小輪計算接觸應力 /MPa: 570.54小輪接觸疲勞許用應力 /MPa: 671.40小輪接觸疲勞極限應力 /MPa: 840.00小輪計算彎曲應力 /MPa: 115.64小輪彎曲疲勞許用應力 /MPa: 330.23小輪彎曲疲勞極限應力 /MPa: 305.00小輪材料及熱處理方式 : 合金鋼調質小輪齒面硬度 /HV10 : 360.00大輪齒數(shù) z2 : 95中心距 /mm: 122.691大輪齒寬 b2 /mm: 49.00大輪變位系數(shù) x2 /mm: 0.0000大輪分度圓直徑 /mm: 195.89大輪計算接觸應力 /MPa: 570.54大輪接觸疲勞許用應力 /MPa: 611.45大輪接觸疲勞極限應力 /MPa: 765.00大輪計算彎曲應力 /MPa: 115.67大輪彎曲疲勞許用應力 /MPa: 282.11大輪彎曲疲勞極限應力 /MPa: 255.00大輪齒面硬度 /HV10 : 360.00大輪材料及熱處理方式 : 合金鑄鋼調質極限傳遞功率 (kW): 8.18695高速級設計傳遞功率 /kW: 6.77600小輪最高轉速 /(r/min): 364.56小輪最大扭矩 /(N.mm): 177504.00預期工作壽命 /h: 48000第Ⅰ公差組精度(運動精度) : 7第Ⅱ公差組精度(運動平穩(wěn)性): 7第Ⅲ公差組精度(接觸精度) : 7名義傳動比 : 3.19實際傳動比 : 3.20使用系數(shù) : 1.00動載系數(shù) : 1.07接觸強度齒間載荷分配系數(shù) : 1.68接觸強度齒向載荷分布系數(shù) : 1.39彎曲強度齒間載荷分配系數(shù) : 1.68彎曲強度齒向載荷分布系數(shù) : 1.33支承方式 : 對稱支承傳動方式 : 閉式傳動齒面粗糙度 Rz /μm : 3.20潤滑油運動粘度 V40/(mm^2/s): 22.00小輪齒數(shù) z1 : 3529小輪齒寬 b1 /mm: 72.00小輪變位系數(shù) x1 /mm: 0.0000螺旋角 (°): 15.0900小輪分度圓直徑 /mm: 72.50齒輪法向模數(shù) mn /mm: 2.00小輪計算接觸應力 /MPa: 627.14小輪接觸疲勞許用應力 /MPa: 651.04小輪接觸疲勞極限應力 /MPa: 840.00小輪計算彎曲應力 /MPa: 190.09小輪彎曲疲勞許用應力 /MPa: 332.40小輪彎曲疲勞極限應力 /MPa: 305.00小輪材料及熱處理方式 : 合金鋼調質小輪齒面硬度 /HV10 : 360.00大輪齒數(shù) z2 : 112中心距 /mm: 152.250大輪齒寬 b2 /mm: 72.00大輪變位系數(shù) x2 /mm: 0.0000大輪分度圓直徑 /mm: 232.00大輪計算接觸應力 /MPa: 627.14大輪接觸疲勞許用應力 /MPa: 630.94大輪接觸疲勞極限應力 /MPa: 765.00大輪計算彎曲應力 /MPa: 196.27大輪彎曲疲勞許用應力 /MPa: 282.81大輪彎曲疲勞極限應力 /MPa: 255.00大輪齒面硬度 /HV10 : 360.00大輪材料及熱處理方式 : 合金鑄鋼調質極限傳遞功率 (kW): 6.858344.5、軸的設計4.5.1、低速軸的設計1.求輸出軸上的功率，轉速，轉矩314.28/min657/nrpKWTN?2.求作用在齒輪上的力23.125437.tantan086.91578.coscos.t412t26tradZFN??????????30力的方向如下圖 10 所示圖 103.初步確定軸的最小直徑選取材料為 45 鋼，調質處理。取 01A?33min06.12948pdAm??輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 。為了所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔相適12d?12d?應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩 ，查表 14-1，取 ，則：3caATK?.5AK?31.5274910.5/caATNm??按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，選用 GYH6 凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為900000N/mm.半聯(lián)軸器的直徑為 45mm,故取 ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度1245d??3112Lm?4.軸的結構設計圖 11（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2 軸段右端需制出一軸肩，故取 2-3 段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔235dm??長度 。現(xiàn)取 。1L120Lm??235L??2）初步選取滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用 6012 深溝球軸承。其尺寸 ，故取 ； ；右端滾動軸承用軸肩軸肩進行60958DT??346d3418m?軸向定位。 ； ； ； 。457d?4?5?56L?3）取 10-11 的直徑 ；齒輪的左端用軸肩定位， ； ；8?72d?675Lm??； ； 。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。78Lm??8990L（2）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。齒輪選用的平鍵為 ，012bh?選用齒輪輪轂與軸的配合為 ；半聯(lián)軸器選用的平鍵為 ，半聯(lián)軸器與軸的76Hn149bhm??配合為 。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 。76HK 6m（3）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 。245??5.求軸上的載荷載荷 水平面 垂直面支反力 12.NF6087NH?V1274.96NF8N??彎 M435./Hm1V2M5.0/634m總彎矩 1 227.06/;8507./NN??32扭矩 35274/TNm?6.按彎扭合成應力校核軸的強度 ??221319.8caMTPaW????前已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理，由表 15-1 查得 。因為 ，所??160MPa?????1ca???以安全。4.5.2、中間軸的設計（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1-2 段裝軸承，因為選用深溝球軸承 6006，所以 ， ；軸承右端用套1230dm??123L??筒定位， ， ，第 3-4 段裝齒輪， ， ，齒輪234dm??23L??45487m右端用軸肩定位 ， ，第 5-6 段裝大齒輪，5645m， ，軸承右端用軸套定位，最后裝軸承，軸承左端用軸套定位，560?0， 。7678?（2）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。大小齒輪選用的平鍵為，選用齒輪輪轂與軸的配合為 。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合149bhm?? 76Hn來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 。m4.5.3、高速軸的設計（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 。為了所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔相適12d?12d?應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩 ，查表 14-1，取 ，則：3caATK?.5AK?31.547209.5/caATKNm??按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，選用 LX1 滑塊聯(lián)軸器，其公稱轉矩為250000N/mm.半聯(lián)軸器的直徑為 20mm,故取 ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度120d??，所以 ，聯(lián)軸器的右端用軸肩定位， ，152Lm1250L??234dm??，下段裝軸承，選用深溝球軸承 6006， ， ，右端34?? 3401L用軸肩定位， ， ， ， ，下段裝軸承4536d45m?56?56， ，軸承左端用軸套定位。670d78?（2）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器選用的鍵為 bhm??滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為bhm??。6334.6、校 核低速軸軸承的校核1.求比值 1724.960.85arF?2.初步計算當量動載荷 .,.,1.6P()509prafXYF???取3.求軸承應有的基本額定動載荷值 h36L483.71nCN4.驗算 6012 軸承的壽命，所以此軸合格。36090.6h hnP????????驗算右邊軸承，所以此軸合格。361482.500hCL??????中間軸軸承的校核1.求比值270.495arF?2.初步計算當量動載荷1.2,.6,1.57P()43prafXYFN???取3.求軸承應有的基本額定動載荷值 h360L12.nC4.驗算 6012 軸承的壽命，所以此軸合格。360490.680hLhnP????????驗算右邊軸承34，所以此軸合格。361048562.0hCLhnP????????高速軸軸承的校核1.求比值0.53arF?2.初步計算當量動載荷1.2,.6,1.4P()72prafXYFN???取3.求軸承應有的基本額定動載荷值 h360L1543.nC4.驗算 6012 軸承的壽命，所以此軸合格。360502.6480hLhnP????????驗算右邊軸承，所以此軸合格。36104890.hChn??????低速軸鍵的校核鍵 1 ?L1?則強度為 ，所以鍵的強度足夠。pp2T47.36kld???????鍵 2 085則強度為 ，所以鍵的強度足夠。pp1.l中間軸鍵的校核鍵 1 49?L50?則強度為 ，所以鍵的強度足夠。pp2T31.kld???????高速軸鍵的校核鍵 1 490則強度為 ，所以鍵的強度足夠。pp2.5kld?????35五、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. 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。3．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。本論文是在指導老師文美純的精心指導下完成的。從論文的選課、課題講解、資料收集到最后的論文出稿、圖紙完成，文老師都給予了極大的幫助和支持，同時還有劉吉普老師一遍又一遍不厭其煩的講解、分析，讓我深深感動。導師嚴謹認真的作風給我留下了深刻印象。在此我對導師付出的辛勤勞動和提供的良好學習環(huán)境表示衷心的感謝。在本論文進行中，同組同學也給了熱情的幫助，在此表示誠摯的謝意。36參考文獻[1]吳宗澤,羅圣國.機械設計課程設計手冊：高等教育出版社，2004[2]成大先.機械設計手冊第四卷：化學工業(yè)出版社，2002[3]陳斌.食品加工機械與設備：機械工業(yè)出版社，2002[4]陸振曦，陸守道.食品機械原理與設計：中國輕工業(yè)出版社，2001[5]盧耀祖，鄭惠強.機械結構設計：同濟大學出版社，2004[6]劉鴻文.簡明材料力學：高等教育出版社，2003[7]胡繼強.食品機械與設備：中國輕工業(yè)出版社，1998[8]蔣迪清，唐偉強.食品通用機械與設備：華南理工大學出版社，2003[9]胡繼強，食品機械與設備：中國輕工業(yè)出版社，1998[10]劉玉德，食品加工設備選用手冊：化學工業(yè)出版社，200637附錄：并聯(lián)位移機器人的設計Jacques M.HERVEECELE CENTRALE PARIS92295 CHATENAY MALABRY CEDEXFRANCE摘要:本文目的是對偶具有人性化機器人的應用做一個完全的介紹,并將著重討論并行機器人特別是那些能夠進行空間平移的機器人。在許多工業(yè)的應用過程中這種機器人被證明其末端執(zhí)行器在空間上的定位是沒必要的。這個方法的優(yōu)點是我們能系統(tǒng)地導出能預期得到位移子群的所有運動學鏈。因此，我們調查了機器人的整個家族。T-STAR 機器人現(xiàn)在就是一臺工作裝置。而 H-ROBOT,PRISM-ROBOT 是新的可能的機器人。這些機器人能滿足現(xiàn)代生產(chǎn)快節(jié)奏工作中價格低以及符合挑選的工作環(huán)境，如選料、安排、包裝、裝配等發(fā)日益增長的需求。關鍵詞：運動學,并行機器人引言群論可以運用于一系列位移當中。根據(jù)這個理論，如果我們能夠證明群{D}包含所有的可能的位移，那么{D}就具有群結構。剛體的最顯著運動是由群{D}表現(xiàn)出來的。這方法導致機械裝置的分類 [1]。建立這樣的一個分類的主要的步驟是將位移群的所有子群導出。這能通過檢驗所有具有旋轉和平移特性的[2]產(chǎn)品直接推理出。然而,一個更有效的方法存在于假設群論[3],[4]中。假設群論是在取決于許多有限實參數(shù)的全純映射的基礎上定義的。位移群{D}是六維假設群的一個特例。假設理論在假設群論的框架內,我們將用于補償李代數(shù)的微元變換與通過其前面冪運算得到的有限運算結合起來。連續(xù)群通過與群微元變換有關的微分冪運算描述出來。另外，群體特性通過微分運算及其逆運算所得到的李代數(shù)的代數(shù)結構而得到了解釋。讓我們回憶一下李代數(shù)主要的定義公理：一個李代數(shù)是一個具有封閉乘積的反對偶稱雙線性的矢量空間。眾所周知 [5]，螺旋速度場是在給定點 N 的條件下通過運算得到的一個六維的矢量空間。由下面［3］中步驟表明，我們能得完整的歐幾里得位移{D}子群列表（見大綱表 1）。該列表是通過首先定義一個與速度場有關的微分運算符得到的。然后，通過冪運算，得到了李代數(shù)有限位移的表達式。此表達式相當于仿射的直接歸一正交變換。螺旋速度場的子李代數(shù)是對偶位移子群組的直接描述。{X (w)}子群38為了利用平行機理得到空間平移，我們需要找到所有位移子群的交集——空間平移子群{T}。我們考慮的子群交集將嚴格的包含于兩個“平行”子群內。此類別的最重要的情況是 2 個{X (w)} 子群和 2 個不同矢量方向 w 和 w’的平行關系。這很容易證明：{X(w)} {X(w’)}={T},w≠w’子群{X (w)}在機制設計起一個很重要的作用。該子群由帶有旋轉運動的空間平移組成,其旋轉主軸方向與所給定的矢量 w 的方向始終平行。{X(w)}機械聯(lián)系的實際實施是通過子群{X(w)}代表的系列運動學對偶中的命令實現(xiàn)的。實際上棱柱對偶和旋轉對偶 P,R,H 都用于構造機器人(圓柱體對偶 C 以緊湊的方式結合棱柱對偶和旋轉對偶)。產(chǎn)生的這些運動學對偶的所有可能組合由子群組{X (w)}在[6]中給出。同時它們必須連續(xù)的滿足兩種幾何情況：旋轉軸與螺旋軸要與給定的矢量 w 平行；不是被動運動。{X{w}}子群的位移運算符,在 M 點的作用是:M → N + ａu + bv + cw +exp(hw^) N M ^是矢量乘積標志。點 N 和矢量 u,v,w 組成了空間的正交標架的基準。a, b, c, h 為具有四維空間的子群的四個參數(shù)?？臻g平移的并聯(lián)機器人當兩子群組{X(w)} 和{X(w’)},w≠w’,滿足 w≠w’，但矢量平行時，在移動平臺和固定馬達之間，其機械生成元就足以能產(chǎn)生空間平移。三個子群組{X (w)},{X(w’)},{X(w’’)},w≠w’時其生成元同樣也能產(chǎn)生空間平移。P，R 或 H 的任何系列組成群組{X (w)}生成元的對偶的空間平移都能被實現(xiàn)。此外，這 3 種機械生成元可以是不同或一樣但都取決于所需的運動學結果。這種組合范圍很廣，使得整個能進行空間平移的機器人家族成員得到了增加。最有趣的是建筑的模擬能容易地是完成，機器手的選擇也能適應委員的需要。Clavel 的 Delta 機器人屬于這個家族，因為它基于相同的運動學原理[7]。并行操作機器人 Y-STARSTAR [16] 由 3 個能產(chǎn)生{X (u)}, {X (u’)}, {X(u’’)} (fig 1)子群組的協(xié)作操作臂組成。3 只機械臂是相同且每只都能通過一系列的 RHPaR 生成一個子群{X (u)}，其中 Pa 代表循環(huán)平移協(xié)作，此平移協(xié)作由一塊絞接的平行四邊形的兩對偶立的桿控制決定。兩旋轉對偶軸與螺旋對偶軸必須平行以保證能生成{X (u)}子群組。每條機械臂，第一個 2 對偶,即同軸旋轉對偶和螺旋對偶組成固定機器人的固定部分，同時形成處于相同平面的軸的機械結構，將其分為三個相同部分，從而形成了 Y 行狀。因此任意兩軸之間的角度都占整個空間角度的 2 39/3。機器人的移動部分由 PaR 系列組成，都能集中于移動平臺做指定的某點位置。平臺與參考平面保持平行，不能繞垂直于參考平面的軸旋轉。任何的一種專有的末端執(zhí)行器都能是放置在這流動的平臺上。 所得到的反應移動平臺的{T}子群僅能在空間進行平移,在[8]中給出。H 型機器人 大部分并型機器人包括 Delta 機器人和 Y Star 機器人，其末端執(zhí)行器的工作空間與整個裝置相比較小。這是此類機器人的一個缺陷。為了避免這種工作空間的限制，對偶此裝置安裝具有平行軸的電動千斤頂。與 Y Star 相似的機器人臂不能使用：三個相同集{X (v)}的交集等于{X (v)}而不是{T}。因此，在計新的 H 機器人[16]時，我們選擇與 Y-Sta 相同的兩條手臂，第三條手臂可與Delta 手臂相比。這第三條機械臂開始形成帶有與第一個兩電動千斤頂平行的機動化柱狀對偶的固定框架。繼以之絞接的二維平行四邊形，此四邊形由于其中一根桿的緣故能繞垂直于 P 對偶的軸轉動。與此桿相對偶的桿經(jīng)由平行軸的旋轉對偶 R 被連結到移動平臺上。當平行四邊形形狀變化時，這個性質被保持(自由度為一)。此機器人的第一個樣機有一個團隊的學生在 Pastoré 教授的指導下于法國“IUT de Ville D’Avray”完成的。此 H 型機器人安裝了具有 3 種系統(tǒng)的螺桿(1)／大間距的螺母(2)，能允許快速移動。它由軸承(6)通過執(zhí)行機構 M 控制。三個絞接的平行四邊形位于（4）的兩端，在（5）的中間將螺母與水平平臺（3）連接。機架（7）支撐著整個結構（圖 2）。邊螺旋桿允許沿著其軸轉動和移動。中心螺母則不允許平行四邊形構架的轉動。移動平臺與半氣缸相似，其自由度為 3。這裝置的主要優(yōu)點是那工作空間是直接與平行軸長度成比例，能得到一個較大工作空間。柱狀-機器人滑動對偶偶 P 較好的性有能在在工業(yè)機械元件上得到應用的可能。一個平行四邊形能夠利用四轉動對偶偶 R 得到一個移動自由度。因此，利用柱狀對偶偶代替平行四邊形（Star 機器人）進行機器人設計是一個經(jīng)濟可行的方法。人們想象出了由 CPR 三重次序組成的很多幾何排列（圓柱形對偶偶 C 可能能被 RP 代替以得到一電動千斤頂）。軸 C 必須在每次排列中與 R 軸平行。P 對偶偶的方向可以是任意的。柱狀機器人的草圖見圖 3。兩固定電動千斤頂是同軸的。第三個電動千斤頂為垂直安裝。實際上，這些軸都是水平的。兩柱狀對偶偶相對偶于前兩軸呈 45 度角。第三柱狀對偶偶與第三軸垂直。移動平臺在不需要人為調節(jié)的條件下在較大工作空間內自行移動。結論很多資料[10], [11], [12], [13], [14], [15]表明了假設群論的，特別是其動力學的重要性。通過對偶新的并行機器人的查證能夠對偶我們進行機器人原型的構造有很大幫助。其機械性能的日40益增加和制造費用的降低用使得機器人在當今工業(yè)制造中越來越具有吸引力。這種新機器人具有通用并行機器人在定位、靈敏性和馬達定位安裝方面的優(yōu)點，可代替 DELTA 機器人。簡寫列表 1置換組的子群{E} 恒等。{t(D)} 對直線 D 的平移。{R(N,u)} 繞軸旋轉裝置.( 或同等物對 N',和 NN 的 u'^u=O){H(N,u,p)} 轉軸 (N ,u,p)= 2 k 的螺旋運動。{t(P)} 對平面 P 的平移。{C(N,u)} 沿軸平移的組合旋