【毕业设计】螺旋式压榨机的设计-精品

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
The design spiral presser
Abstract：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
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
（1）： 榨膛容积比ε
ε＝ＶＪ／Ｖch （2.1）
查设计手册得坯实际压缩比εP =2.39 ;
实际压缩比εn =3.25
对于榨螺轴上，任何一节榨螺的理论压缩比与实际压缩比1)1(+-=np m εε
式中：m ε——榨螺上任一节榨螺的理论压缩比；
np ε——榨螺上任一节榨螺的实际压缩比；
γ——榨机的理论压缩比与实际压缩比的比值。

预计ε在 7.5到14之间，选择12
ε越大，作用在热胚料上的单位压力P 也大而榨油机的生产率也高。

P 的计算式为： P=w
e 022.05
.55.25εζ•（MPa ） P=71.98MPa
式中：ζ为取决于热胚水分和温度的系数，W 为榨料的水分，榨料不同W 也不同，一般为1%到2.8%内，当W=2.5%时，=ζ 0.0045，e 为自然对数低值。

螺旋式榨油机的特点是最高压力区段较小，最大压力一般分布在主压榨段。

由于影响因素较多，使压力值变化范围较大。

曲线1为一次压榨，曲线2预榨（适合于高油份）。

参照小型螺旋式压榨机主要参数的选择，在6YL—78型，螺杆直径76.5mm，螺杆转速105—120转/分，生产量为60kg/时，配套动力为5,5千瓦。

本设计的螺旋榨油机对象是大豆，其总压缩比ε＝7.5～14 ,取ε＝12。

先预计设计生产是45kg/h，转速为60r/min。

（2）:榨螺的设计计算
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。

在设计中，采用套装式变导程二级压榨型榨螺轴，如图2.2，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。

图 2.2榨螺轴
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df；
3
160w
w
f n p d =（mm ） 式中：10001V
W F P =,Fw 为榨螺轴工作时阻力，W P 为榨螺轴所需功率；w n 为榨螺轴工作时的转速（min
r
）。

代入公式得f d =15mm 套装式：
f cp d d 0.3=（mm ），因2
f
a cp d d d +=
，代入上式，可求出榨螺轴外径a d ： f cp a d d d -=2mm
mm d a 75=，方便设计 便定螺杆底径为50mm ， 螺齿高为：2
f
a d d H +=
（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t F
当计算及榨螺螺面上摩擦力时： )cos sin (cos ββαf F F n t +•= =
cp
d T
2（N ） 式中：T 为扭矩=9550w
w
n P （N m •） t F =1049（N ）
作用在榨螺面上的周向力P 1为 11A F P t •=
由于是采用变径榨螺杆，所以是圆柱形榨螺： F r =F n （0.428cos ββαsin cos +•（N ） 作用在螺旋面上的径向力P r =r r A F •(N) 作用在榨螺轴上的轴向分力F a Fa =ββαsin cos cos fFn Fn -•（N ） 作用在螺旋面上的轴向力Pa P a =a a A F （N ）
以上各式中：α为榨螺齿推料面倾角，,30~0︒≥αβ为背面倾角，
︒︒≥45~15β。

(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=(D 0-d)/2=6～20 mm,取δ＝6 mm .
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。

3360D π︒=3
3L r ︒
，333360L D r ⨯︒=
π 螺纹终端弦长2L 在D 2圆上占据的角度r 2，
r2在外圆上的角度，而在底圆上为0，平均直径上位r 2/2。

榨螺螺纹平均直径上的开口角2
2
3r r r +=
榨螺编号 1 2 3 开口角r
8
23
30.3
(5)榨螺空腔容积计算
一号榨螺的空腔容积
已知：D 1——空腔内径 D 1=D 2+5=80mm ， D 2——榨螺外径 D 2=75mm D 3——榨螺底径 D 3=50mm t ——螺距 t=100mm ， r ——螺纹开口角 r=8° 榨笼的容积： V 14654.04
2
11⨯=⨯=
t D π=0.4233L
榨笼内装满的容积： 1：榨螺实心部分容积2V
V 2=
=•t D 4
2
3π2500*3.14*100/4000000=0.146L
2:榨螺螺纹的容积V 3 螺纹的平均直径 D =cp
2
3
2D 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 cp cp D π==196.25mm 螺纹的总长度：l=mm l t cp 87.40322=+ 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=1.372mm
螺纹容积：V 3=L*F=0.05L 第一节榨螺的空腔容积为： 空1V =0.219L
第二节榨螺空腔体积计算方法同上， 空2V =0.049L
确定各节榨螺螺纹侧面角β
榨螺推杆面应用倾角小的侧面，截面形状如下：
h L tg =β ，h
L
arctg =︒β 因为cp D t arctg πα=
榨螺编号 1 2 3 L （mm ） 2 1 1 h （mm ）
12.5
12.5
12.5
︒β ︒09.9 ︒57.4 ︒57.4 t （mm ）
100 60 30 cp D (mm)
62.5
62.5
62.5
α
︒98.26 ︒0.17 ︒7.8 螺杆长度（mm ）
254
130
91
(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）。

223τσσ+=np
式中：σ——拉应力：
τ——剪应力 求拉伸应力σ
1 榨螺危险断面面积：
F =
-4
2
D π10*5=1913.5mm
轴向力a P =4532.2公斤 拉应力==
F
P a
σ237（公斤/2cm ） 确定扭转剪应力 1：抗扭端面模数W
W d
t d bt d 2)(1623
--=π 式中：d=5cm ，b=1cm ，t=0.25cm ， W= 22.52cm 扭转力矩 M=T t M M +
式中t M ——榨轴上圆周力的力矩
T M ---榨轴上径向力产生的摩擦力矩： M=24294公斤 剪应力m ax τ=W
M
=835（公斤/2cm ） 简化应力
np σ=2max 23τσ+ =1269（公斤/2cm ） 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P 1=7 kw ；
小齿轮转速n
1
=418.6 r/min ；
齿数比u=i
1
=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Z
1=13,中齿轮的齿数为Z
2
=i×Z
1
=29.25 ，取Z
２
=30
（4）按齿面接触强度设计⑴. 确定公式
d
1t ≥2.32[]
3
2
1
1
1
⎪⎪
⎭
⎫
⎝
⎛
+
⋅
H
E
d
Z
T
K
σ
μ
μ
φ
（2.4）
公式2.4内的各计算数值①. 试选载荷系数：K
t
=1.3 ②. 计算小齿轮传递的转距：
T 1 =95.5×105P
1
/n
1
=95.5×105×7/418.6 =6.126×104 N·mm
③. 齿宽系数φ
d
=1
④. 由表查得材料的弹性影响系数Z
E
=181.4 Mpa1/2 ⑤. 由图册按齿面硬度查得：
小齿轮的接触疲劳强度极限：σ
Hlim1
= 650 MPa
大齿轮的接触疲劳强度极限：σ
Hlim2
= 550 Mpa ⑥. 由公式计算应力循环次数
N 1 = 60 n
1
jL
h
= 60×418.6×1×( 2×8×300×10) = 1.2×109
N
2
=0.53×109
⑦. 接触疲劳系数 K
HN1=0.9 ，K
HN2
=0.87
⑧. 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为 1%，
安全系数为 S=1，
[σ
H ]
1
=K
HN1
·σ
Hlim1
/s =0.9×650 = 585 Mpa
[σ
H ]
2
=0.87×550 = 478.5 Mpa
⑵. 计算
①. 试算小齿轮分度圆直径 d
1t
,
代入[σ
H
]中较小的值
d
1t ≥2.32[]
3
2
1
1
1
⎪⎪
⎭
⎫
⎝
⎛
+
⋅
H
E
d
Z
T
K
σ
μ
μ
φ
（2.5）
经计算得 d
1t
=67.499 mm ②. 计算圆周速度
V =πd
1t n
1
/(60×1000)
= 3.14×67.499×418.6/(60×1000) =1.479 m/s
③.计算齿宽
b = φ
d ·d
1t
= 1×67.499 = 67.499 mm
④. 齿宽与齿高之比 b/h
模数： m
t = d
1t
/z
1
= 67.499/13 = 5.192 mm
齿高： h=2.25 m
t
=2.25×5.192 =11.683 mm
b/h = 5.778
⑤. 载荷系数
根据v=1.479 m/s , 7级精度，
由图册查得动载系数 K
V
=1.08.
直齿轮，假设 K
A F
t
/ b < 100 N/mm ,
由表查得：K
Hα=K
Fα
=1.2 ;
由表查得：使用系数K
A
=1 ;
由表查得：7级精度，小齿轮相对支承，非对称布置时
K Hβ=1.12+0.18(1+0.6φ
d
2) φ
d
2 + 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, K H β=1.424 查得 K F β=1.52 ; 故载荷系数为:
K=K A K V K HαK Hβ =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2.7
d 1 = d 1t 3
Kt K = 67.499×33
.1845.1 （2.6） 得 d1 = 75.85 mm
（5）按齿根弯曲强度设计
m≥3
2
11)]
[(2F Sa
Fa Y Y Z kT σφ （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=560 Mpa ;
大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=440 Mpa. ②. 由图册查得弯曲疲劳寿命系数：
K FN1=0.85 , K FN2 =0.88
③. 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[σF ]1=
3404.1560
85.011=⨯=S K FE FN σ Mpa [σF ]2=
6.2764
.1440
88.022=⨯=S K FE FN σ Mpa ④. 计算载荷系数
K=K A K V K FαK Fβ=1×1.08×1.2×1.52=1.97
⑤. 查取齿形系数
Y Fa1=3.13 Y Fa2=2.52
⑥. 应力校正系数：
Y Sa1=1.48 Y Sa2=1.625
⑦. 计算大小齿轮的
[]F Sa Fa Y Y σ并加以比较： []
F Sa Fa Y Y σ1=34048.113.3⨯=0.01362 []F Sa Fa Y Y σ2=
6.276625.152.2⨯=0.01480 大齿轮的数值大。

⑵. 设计计算
由公式2.7得：
m≥()32401480.013
110126.997.12⨯⨯⨯⨯⨯=3.09 mm 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=3.09 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 d 1=75.85 mm ,从而计算出
小齿轮齿数 z 1=d 1/m=75.85/3=25.28=26
大齿轮齿数 z 2=uz 1=2.25×26=58.5 ,取 z 2=59
（6）几何尺寸计算
①. 计算分度圆直径
d 1=z 1m=26×3=78 mm
d 2=z 2m=59×3=177 mm
②. 计算中心距
a=(d 1+d 2)/2=127.5 mm
③. 齿轮宽度
b=φd d 1=1×78=78 mm
取 B 2=80 mm , B 1=85 mm
(7)验算
F t =2T 1/d 1=2×6.126×104/78=2340.77 N
K A F t /b=1×2340.77/78=30 N/mm <100 N/mm.
所以，符合前面的K A F t /b <100 N/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 :
d 1=mz 1=3×26=78 mm
d 2=mz 2=3×59=177 mm
② 齿顶高ha
ha=ha *m=1×3=3 mm
③ 齿根高 hf=(ha *+c *)m=(1+0.25)×3=3.75 mm
④ 齿全高 h=ha+hf =(2ha *+c *)m=3+3.75=6.75 mm
⑤ 齿顶圆直径
d a1=d 1+2ha=z 1+2ha *m=78+2×3=84 mm
d a2=d 2+2ha=z 2+2ha *m=177+2×3=183 mm
⑦ 齿根圆直径
d f1 =d 1－2hf=(z 1－2ha *－2c *)m
=(26－2×1－2×0.25)×3=70.5 mm
d f2=d 2-2hf=(z 2-2ha *-2c *)m=169.5 mm
⑧ 基圆直径
d b1=d 1Cosα=78×Cos20o =73.296 mm
d b2=d 2Cosα=177×Cos20o =166.326mm
⑨ 齿距p=πm=3π=9.42 mm
⑩ 齿厚s=πm/2=3π/2=4.7 mm
○
11 齿槽宽e=πm/2=4.7 mm ○
12 中心距a=(d 2+d 1)/2=m(z 2+z 1)/2=127.5 mm ○13 顶隙 c=c *m=3×0.25=0.75
4.2.2: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 0.5~1.5 mm.
（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/w T =9.55×106p/( 0.2nd 3 )≤[τT ] （2.8）
其中 [τT ] 为扭转切应力,单位是 Mpa.
轴45#钢 [τT ]=25~45 Mpa A 0=126~103 mm 3
（5）.轴的直径 d≥[]n
p T ⋅⨯τ2.01055.96=30n p A （2.9） 式中取A 0=105 mm 3
轴传递的功率 p=4 kw, 轴的转速 n=418.6 r/min ∴d≥3306
.4184120=n p A =22.28 mm 对于直径d≤100 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=60 mm, L=60 mm,( L 长系列60 mm,短系列42 mm) 。

(2)按弯扭合成校核
合成弯矩 M=22V H M M +=474 Nm 校核轴的强度,按第三强度理论计算应力
224τσσ+=ca （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/w T =T/2w （2.11）
其中,w (mm 3) 为轴的抗弯截面系数, W=()()2824284832282322
323⨯-⨯⨯-⨯=--ππd t d bt d 89.182414.32904.2154=-=
式中 b=6,t=4,d=28 mm
则轴的弯矩合成强度条件为:
2
224⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛=W T W M ca ασ/1842.89=50 Mpa [σ-1]对称循环应变力时，轴的许用弯曲应力经查表得
[σ-1]=60 Mpa
∴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 d 1=71 mm ;
大带轮的基准直径 d 2=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。

带宽b=50 mm ,
带轮宽 B=63 mm
求带速 d 1=(60×1000×v)/(π×n 1)
V=1.56m/s
其中n 1=418.6r/min ,d 1=71mm ;
i=n 1/n 2 <i max ,查设计手册得i=3 ，则n 2=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 a 0
1.5(d 1+d 2)< a 0<5(d 1+d 2) ，
则579< a 0<1930 ,取a 0=860mm
环型带的节线长度
L 0P =2a 0+2π(d1+d2)+()0
24)12a d d -=2350.83 ; 由设计手册查得 环型带内周长度Li=L P -πδ
实际中心距 a ≈a o +
2
Lop Lp -=946 mm ; 小带轮的包角 1α=180°-
03.5712⨯-a
d d =159.416>150° 三角胶带的设计
1.计算功率Pc
Pc=KwP P=7Kw,Kw=1.1,n=1440r/min
故Pc=7.7 Kw
2.选择标准三角胶带型号
根据三角胶带选型图查得,
型号为B
3.小带轮直径
D1=140mm
传动比:i=n1/n2
n2=140r/min,i=3
n1=420r/min
D2=n2i
D2=480mm
4.验算速度
v=πD1n1/60000
v=10.5m/s
B 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<1240
a0=800mm
L0=2a0+π/2(D1+D2)+(D2-D1)2/4a0 L0=2609mm
Lp=2530mm
实际中心距
a=a0+(Lp-Lo)/2
a=760mm
amin=a-0.015Lp
amin=722mm
amax=a+0.03Lp
amax=836mm
6.核算小带轮包角
α=180°-(D2-D1)/a57.3°
1
α=154.4°>120°
1
合格
7.胶带根数
P0=3.78
Z=P0/(P0+P0)KαKlKq
Kα=0.92, Kl=1.03,Kq=0.8
Z=1.95
所以Z=2
8.带轮的结构设计
大三角带轮的结构尺寸
=330mm ,
基准直径 d
d
带轮宽B=(Z-1)e+2f=30.3 mm,
槽间距e=12±0.3 ，取e=12.3 mm .
第一对称面至端面的距离 f=8±1 ,取f=9.15 mm ,
基准线上槽深 h a =2.0 mm ,
外径 da=d d +2ha=334 mm ,
最小轮缘厚 min δ=5.5 mm ,取δ=10 mm .
基准下槽深 hf=9.0 mm , 轮槽角φ=38° .
基准宽度 bd=8.5 mm .
d1=(1.8～2)d=44 mm ,
d2=da-2(ha+hf+δ)=292 mm , h1=2903nZa
P =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 .
4.4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GD ²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=30 mm 处选用普通平键
键宽b×键高h b×h =8×7 .
键L , L1=25mm,L2=56mm,
轴深度t=4.0 mm
（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
σ
p =2T×103/(kld) ≤[σ
p
] （2.12）
T传递的转矩为 T=9.126×104 N· mm
K键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h=0.5×6=3 mm l键的工作长度，圆头平键l=L-b=56-8=48mm
d轴的直径 d=30mm
[σ
p ] 许用挤压应力 [σ
p
] =100～120 Mpa,
查表取 [σ
p
]=110 Mpa 将数值代入公式
σ
p =2×9.126×10×103/(3×56×22)=55.309Mpa≤[σ
p
]=110 Mpa
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 .
2 Ⅰ轴上的键
轴径 d=22 mm ,
b×h=8×7 ,
L=180 mm ,
轴径 d=28mm 处的为普通平键，
公称尺寸 b ×h=8×7 ,
键长 L=70 mm ;
3Ⅱ轴上的键
轴径 d=28 mm ,
b ×h=8×7 ,
键长 L=55 mm ;
4芯轴上的键Ⅰ,
轴径 d=35 mm ,
b ×h=10×8 ,
键长 L=80 mm ;
轴的深度 t=5.0 mm .
5芯轴上的键Ⅱ,
轴径 d=35 mm ,
b ×h=10×8 ,
键长 L=450 mm .
2：轴承的设计
（1）轴承寿命
L h =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=418.6 r/min ,预期计算寿命Lh ＇=5000h.
由公式得出，C
求比值 F a /F r =1284.3/2966=0.43<e
因此查表得，径基本额定动载荷 C= P 6
'1060nLh （2.14） 计算当量动载荷p
p=(X F r +Y F a ) （2.15）
f p 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f p 由表查得 f p =1.0~1.2 取f p =1.2.
则 p=1.2×(1×2966+0×1284.3)=3559.2 N
代入上述公式2.15中，C=15193.5 N,
按照设计手册选择C ，选C=32000 N
符合设计要求。

（2）验算轴承寿命
Lh=ε
⎪⎭
⎫ ⎝⎛160106P C n =13557.7 h >Lh ′=5000h （2.16） 故所选轴承为圆锥滚子轴承32306 ,满足寿命要求 。

3.4 3：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=95 mm ,B ≤200 , d=34mm ,内径 D=34 mm ,D1=1.8D=63 , 轮毂厚t ,t=21D D -=14 mm ,L=(1.2～1.5)D=52.5 mm , δ=(2.5～4)m n =10≥8 ,
H1=0.8D=28 ,H2=0.8H1=22.4 ,C=H1/5=5.8 ,但要求 C ≥10 ,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 ,C Or =122 ,
脂润滑 n=3200 r/min ,
重量 W=1.22 kg .
d2=75.7 mm ,D2=93.5 mm ,r min =1.5 ,
安装尺寸 damin=69 mm ,Damax=101 mm ,r amax =1.5 ;
计算系数 e=0.28 ,Y1=2.4 ,Y2=3.6 ,Y O =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=25 mm ,
基本尺寸
d=25 mm ,D=42 mm ,
T=12 mm ,
B=12 mm ,
C=9 ,C
Or =21 ,C
r
=16 ,
W=0.064 kg ;
计算系数
e=0.32 ,Y=1.9 ,Y
O
=1 , 其他尺寸
a=8.7 ,r
min =0.3 ,r
1min
=0.3 ,r
amax
=r
bmax
=0.3 ,
α=10°～18°,取α=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
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[7]胡继强.食品机械与设备：中国轻工业出版社，1998
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[9]胡继强.食品机械与设备：中国轻工业出版社，1998。