小型油茶果榨油机设计说明

目录
摘要: (1)
关键词 (1)
1前言 (1)
1.1选题意义 (1)
1.2国研究现状 (2)
1.3国外研究现状 (3)
2方案的确定 (4)
3螺旋榨油机的工作原理 (4)
3.1整体结构 (4)
3.2工作过程 (5)
3.3螺旋挤压力的形成 (5)
3.4榨螺轴的受力分析 (6)
4结构设计与分析 (7)
4.1传动装置设计 (7)
4.2喂料装置设计 (8)
4.3压榨装置设计 (9)
4.3.1电动机的选取 (9)
4.3.2螺旋榨油机主要参数的确定 (10)
4.3.3榨螺轴的确定 (11)
4.3.4榨螺轴强度校核 (12)
4.4压力调节结构设计 (14)
(14)
5齿轮传动部分设计 (15)
5.1齿轮的选用 (15)
5.1.1齿轮齿数的选择 (15)
5.1.2确定大、小齿轮的齿形参数 (20)
5.2轴的计算校核 (21)
5.2.1选材及表面预处理 (21)
5.2.2轴的结构设计 (21)
6皮带轮的设计计算 (23)
7各轴承及键的选择及有关校核 (24)
7.1键的选择 (24)
7.2键的校核计算 (24)
7.3轴承的设计 (25)
8结论 (26)
参考文献 (26)
致 (27)
小型茶油果榨油机设计
摘要:为了适应一些高油份油料的压榨，设计了一种双螺杆榨油机。

本文在广泛参考国外文献的基础上，对设计的双螺杆榨油机的结构进行了设计分析，并校核了有关关键部件。

该机结构紧凑，适合于家庭作坊及一些中小型工厂。

关键词:榨油机；双螺杆；设计；校核；
Design of Small Type Mill for Oil-tea Camellia Seed
Abstract:In order to meet some high oil oilseed squeezing, the present paper mainly is to design a twin-screw type oil expeller. In this paper, on the basis of the extensive and intensive literature references, we have designed and analyzed the twin screw oil press structure, at the same time, we have checked the relevant key components. The structure of the machine is exquisite, and suitable for family workshops and small or medium sized factories.
Key words: oil press；double screw；design；check；
1 前言
1.1 选题意义
随着现代人们的生活水平不断提高，大家对食用油的品质和种类的选择有了更大的选择空间。

中国疾病预防控制中心营养与食品安全所对茶油和橄榄油进行的对比研究表明，茶油与橄榄油的成分尽管有相似之处，但茶油的食疗双重功能实际上优于橄榄油，也优于其它任何油脂。

橄榄油含不饱和脂肪酸达75%－90%，茶油中的不饱和脂肪酸则高达85%－97%，为各种食用油之冠[1]。

茶油中含有橄榄油所没有的特定生理活性物质茶多酚和山茶甙，能有效改善心脑血管疾病、降低胆固醇和空腹血糖、抑制甘油三脂的升高，对抑制癌细胞也有明显的功效。

世界植物油料加工业发展迅速，油料
脱皮（壳）低温压榨或常温压榨（冷榨）已成为主要发展趋势之一。

植物油料脱皮（壳）低温压榨和冷榨制油是当今世界先进的制油技术，应用与发展这种新型制油工艺，不仅产品质量好，满足人民需求，更有利于提高人民的健康水平，而且企业经济效益好，是一种典型的低碳经济。

自从1900年美国的 V.D. Anderson 发明第一台连续式螺旋榨油机以来，螺旋榨油机已被广泛地用于从油料中提取油脂的最主要的制油设备。

目前国广泛使用的榨油机主要是单螺杆榨油机，其原因在于单螺杆榨油机原理和结构简单，制造成本较低，可用于不同种类油料的连续压榨加工，基本满足不同制油工艺的要求。

但是，单螺杆榨油机也存在很多不足之处。

如：技术落后、压榨工艺性能较差等；对于植物油料脱皮（壳）低温压榨或冷榨制油新工艺不全不能适应；油料轴向推进能力差，总的理论压缩比小；在压榨高含油率的油料时，容易出现油料输送不顺畅、滑膛的现象。

针对单螺杆榨油机在压榨过程中出现的种种问题，国外同行开始研究双螺杆榨油机。

因为双螺杆榨油机尽管存在结构较复杂、设计制造和维修成本较高等问题，但双螺杆榨油机克服了单螺杆榨油机存在的很多问题，它的优势如：压榨油料围更加广泛，入榨油料可不经轧坯和蒸炒等预处理工序，特别适合于易挥发的特种油的制取；正向输送特性好，低纤维含量的油料压榨也顺畅；榨料在榨笼能够得到充分破碎和混合，能有效的疏通油路；油脂和饼粕的质量更高；特别对脱皮（壳）后的油料能够低温压榨或冷榨。

因此，国外许多油脂加工企业逐步加大了对双螺杆榨油机的研究投入[2]。

目前，国许多生产厂家也设计制造出具有双螺杆结构的榨油机，这些双螺杆榨油机与传统的单螺杆榨油机相比，尽管功能上有所进步，但仍然存在如下不足：榨膛油料仍产生滑膛，实际生产能力比名义生产能力低40%到50%；双螺杆榨油机的出油率和干饼残油率等技术指标与单螺旋榨油机相比改善不明显；对于含油率特别高的一些特种油料低温压榨起来还是十分困难。

因此，研究一种机械和工艺性能良好、既能适合冷榨和热榨又能压榨高含油率油料的小型螺旋榨油机就非常有必要。

1.2 国研究现状
在我国，现代榨油机的发展已五十多年，从传统的榨油设备，到现在先进的榨油机器，中国榨油市场有了翻天覆地的变化，随着市场上食用油品种的增多，榨油机的种类也在增加，压榨方式也有所不同，物理压榨、化学压榨，还有两者结合压榨。

回首过去，榨油的行业在中国从无到有，从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，人们的生活水平逐渐提高，大众已经不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，所以对榨油机提出了更高的要求，2005年，文林等人为了解决双底油菜籽脱皮后低温压榨制油的难题研制出了双螺旋冷榨机，生产试验得到了冷榨油接近三级菜籽压榨油国家标准，冷榨饼残油率在15%左右，获得了较好的出油率。

由此而知设计研究一种专用制取茶油的榨油机-双螺旋茶油专用榨油机已成为当务之急[3]。

近几年,国许多企业像的红粮食机械，新概念农业机械设备制造等也着力于对双螺杆榨油机的研制和开发。

2003年，良龙机械制造的顾强华等人设计研发出一种具有自主知识产权的SYZ系列双螺杆榨油机。

该机双螺杆采用异向旋转和喂料段完全啮合而主压榨段完全分离的双阶布置的结构形式。

另外，榨膛采用双阶结构能够得到很大的压缩比和强大的径向压力，这样油料就会得到更充分更彻底的压榨。

在相同的工艺条件下，该机的干饼残油率比单螺杆榨油机低2%左右，出油率更高。

2005年，中国农业科学院油料作物研究所的文林等人为了解决双低菜籽脱皮后低温压榨制油的难题研制出一种双螺杆冷榨机，生产试验得到的冷榨油接近菜籽三级压榨油国家标准，冷榨饼残油率在15%左右，获得了较好的冷榨油效率。

2007年9月,省市帅克一埃克斯特榨油设备通过吸收消化乌克兰埃克斯特鲁得尔科研生产企业的技术，设计研发出6YIS一75×1200型双螺杆榨油机，该机采用双螺杆同向旋转和螺旋完全啮合的结构形式，可一次性热榨，能省去脱皮、粉碎、轧坯、蒸炒和油脂净化等工艺过程，经过一次压榨和自然沉淀就能获得优质绿色食用油，这大大降低了生产周期和劳动强度。

不过，这种榨油机在压榨过程中对油料水分的变化较为敏感。

当油料的水分含量在7％以下或10％以上时，电机功率就要加大，出油率也会降低[4]。

1.3 国外研究现状
目前，国外生产双螺旋榨油机的公司很多，并且由于国外比较早就开始研究榨油技术，所以国外的技术一般都比国的要先进。

国外比较有名的公司有日本SUEHIRO EPM 公司。

1992年，由Isobe S[5]等人开发了一种部分啮合异向旋转的平行双螺杆压榨机，主要用于葵花籽仁等脱皮（壳）油料的冷热榨，该机采用异向旋转的双螺杆结构，预压榨段完全啮合，主压榨段完全分离。

1999年，Dufaure等人也利用改造的CLEXTRALBCA5型实验挤压机进行油料的压榨实验，对影响油脂质量的关键因素，如机筒结构、螺杆分布、喂料速度、螺杆转速、油料成分和压榨温度进行了深入地研究，并对饼的质量做了检测和分析。

2002年，Johnston在传统的双螺杆榨油机的基础上发明了一种反向旋转的带中断螺棱的平行双螺杆榨油机[6]，这种榨油机继承了传统单螺杆
榨油机产量大和能耗少以及吸取了双螺杆榨油机的正向输送能力强优点,螺杆结构和单螺杆榨油机一样，主要用于含水物料的脱水。

总之，国外对双螺杆榨油机在双螺杆轴的旋向、双螺旋轴的布置形式和榨笼孔结构形式等均进行了应用与研究[7]。

2 方案的确定
本设计技术参数:电机功率≤3kW，作业效率：0.5T/h。

针对单螺杆榨油机在茶籽脱皮压榨中存在的问题，设计了双螺杆榨油机，设计方案为：
1)针对目前单螺杆榨油机油料输送轴向推进能力较弱的缺陷以及现行的单螺杆榨油机以热榨为主，基本上不适合冷榨，而采用双螺杆原理极大提高了输送螺轴的推进能力，从根本上解决脱皮山茶籽仁易滑膛的问题。

2)根据传统的ZX10型、ZX18型单螺杆榨油机进行了脱皮茶籽仁的压榨试验，结果表明油料在榨膛难以推进、饼粕不成型、出油很少或不出油。

分析原因可能有：首先,茶籽脱皮后仁中含油上升到45%左右，粗纤维含量大幅减少至3%～5%，使得榨料的物理特性，如密度、摩擦因素、弹性模量等，与未脱皮的茶油籽有明显不同，尤其是榨料粒子间、榨料与榨笼壁的摩擦系数大为减小，使得油料在榨膛输送困难，因而在整个压榨过程中压力难以建立；其次，脱皮后的茶籽仁在压榨时，入机油料未经过轧坯和蒸炒等预处理，油料细胞组织结构基本完整，脂类体与蛋白质的亲合力仍很强，要有更大的压力才能将油脂压榨出来。

因此，传统的单螺杆榨油机难以实现油茶籽脱壳后的压榨。

分析目前国生产的单螺杆榨油机的结构，对于茶籽脱壳冷榨，存在榨膛长径比过小，总的理论压缩比偏小，送料螺旋覆盖长度过短，输送能力弱等问题。

因此，要实现油菜籽脱壳后的压榨，必须增强榨油机的物料输送螺旋的推进能力，增大压榨力和延长压榨时间。

针对单螺杆榨油机榨螺长径比和总理论压缩比偏小的缺陷，在设计原理和结构上，增加榨螺轴总长；在主压榨段，榨螺根径沿榨轴纵向逐渐增大的同时，榨螺螺旋齿顶到齿根的深度逐渐减小，实现物料的薄料层压榨：使排油路程缩短，有利于提高出油率。

榨笼采用圆孔排油。

榨笼和榨螺轴共同形成双螺杆榨油机的榨膛。

榨油机榨膛为两段直径不同的榨笼，即所谓二阶压榨式[8]，第一段榨膛螺杆外径比第二段螺杆外径大，在榨膛的两段，螺距由大变小。

3)榨油机采用端部出饼方式，调饼头与榨螺轴尾轴既同步旋转，又可实现轴向位移。

出饼厚度的调节，由螺杆、锁紧螺母、调饼头和方轴等组成的调节装置完成。

3 螺旋榨油机的工作原理
3.1 整体结构
双螺旋榨油机由机架、喂料装置、传动装置、双螺旋压榨装置、出饼装置组成,见图1。

1 V带；
2 减速器；3、5、6 联轴器；4 扭矩分配器；7 进料斗；8 榨笼；9 调饼头；10 止推轴
承；11 出料板；12 机架；13 集油板；14 榨轴；15 电机
图1 双螺杆榨油机结构
Fig1 Structure of double screw oil press
3.2 工作过程
首先启动电机，动力经V带传动，并经减速器、联轴器传至扭矩分配器的第一和第二齿轮轴的输出端，再经联轴器将动力传递至双螺旋轴。

其次打开喂料闸板，料斗中的油料在自身重力作用下，快速进入双螺旋轴的输送段，在榨螺、榨笼的综合作用下，油料不断被压缩挤压、剪切。

物料在榨膛经过输送段的预榨和高压段的连续压榨下使油液不断流出，同时榨料中的残油愈来愈少，残渣最后经压力调节装置形成瓦片状饼排出机外。

3.3 螺旋挤压力的形成
本设计采用啮合式与非啮合式组合型方案，即第一段螺杆轴相互啮合，即一根螺杆的螺棱插到另一根螺杆的螺槽，周围留有一定的间隙，这能产生强大的物料轴向推进能力；第二段螺杆榨螺外径相离，即所谓非啮合式，这不仅能产生较大的物料轴向推进能力，而且在结构上容易实现物料压缩与松驰及薄料层压榨。

由于榨螺轴螺旋导程逐渐缩小，榨膛容积即空余体积逐渐缩小，压缩比不断增大，榨膛产生的压力不断增大。

同时调节出饼装置的锁紧螺母也可以调节榨膛压力，一旦榨膛压力超过物料所
能承载的出油压力时，油料中的油脂就被挤压出来。

3.4 榨螺轴的受力分析
图2 榨螺轴上法向力分解图
Fig2 The normal force diagram squeezer shaft
此处省略 NNNNNNNNNNNN字。

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图3 截面图
Fig3 Sectional drawing
4）榨螺空腔容积计算
已知：1D --榨笼外径 1D =2D +40=280mm
2D --榨螺径 2D =240mm
3D --榨螺底径 3D =60mm
t--螺距 t=100mm
榨笼的容积：
2
114D V t π=⨯=61544⨯1003mm =6.1544L
榨笼装满的容积：
榨螺实心部分容积2V
2
324D V t π=⨯=0.2826L
螺纹的平均直径 232
cp D D D +==150mm 从螺纹的断面上，以平均直径展开的螺纹平均长度：cp cp l D π==471mm
螺纹的总长度：22cp l t l =+4 结构设计与分析
4.1 传动装置设计
双螺杆榨油机的传动装置主要由电机、皮带轮、减速器、扭矩分配器及联轴器组成,它是双螺杆榨油机极其重要的组成部分。

查阅农业机械设计手册知，对于一般小型榨油机采用快速薄饼，其转速n=60100r/min 。

随着电机转速的升高，压榨时间会随之减短，但是这个过程中不会出现直线变化，而是呈曲线变化的，在转速较低时，转速对压榨速率有很大的影响，当转速较高时，油料作物与榨膛的零部件的摩擦非常大，转速对压榨的效率也就减小了很多。

在参考国外榨轴转速设计中，本文选择榨轴转速n=60 r/min 。

图4 两箱两轴式示意图
Fig4 Two cases of two shaft general sketch
如图4所示，传动装置采用两箱两轴式传动系统，传动比624135
Z Z Z i Z Z Z =⋅⋅，其特点是：减速器和扭矩分配器两部分独立设计，结构较简单，二者用刚性联轴器联结[8]。

4.2 喂料装置设计
在螺旋榨油机的进料装置中，采用自然进料原理。

该装置通过进料阀控制进料的快慢，实现物料的平稳进料。

进料筒设有倾斜板，实现物料的多级翻滚，防止物料的堵塞并控制喂入速度。

与强制进料原理相比，该装置加工简单，费用便宜，且不需消耗额外的动力。

1、进料斗；2喂料阀；3、挡料板
图5 喂料装置 Fig5 Feeding device
4.3 压榨装置设计 4.3.1 电动机的选取
根据以往经验所设计榨轴的转速n=60r/min,双螺旋茶油榨油机的榨螺轴工作阻力由实验数据大概得到F=41KN ，从而得到1000
w Fv
P =
=2.46kw ,符合中小型机器[10]
w P =2～4kw 。

由机械设计手册表1-7查得：带传动的效率为1η=0.96，双级圆柱齿轮减速器的效率为2η=0.96，刚性联轴器的效率为3η=0.99，球轴承的效率为4η=0.99（一对）。

由公式： 29c 1234w P P ηηηη⋅⋅⋅⋅= （2） 其中：c P 为电机功率，w P 为榨螺轴所需功率，求得：c P =2.98kw 。

故选电机型号Y-132S-6[9],额定功率=
e P 3kw ,额定转速n=960r/min ；
max
N
T T =（最大转矩）/（额定转矩） = 2.0 ；
总传动比 i =16
4.3.2 螺旋榨油机主要参数的确定
1) 榨膛容积比ε
ε＝j V ／ch V （3）
由农业机械设计手册上册[10],表23- 4-2坯压缩比p ξ=2.30； 实际压缩比n ξ=3.92
本次设计的螺旋榨油机对象是茶油果，其总压缩比[10]ε＝7.5～14 ,取ε＝10
2) 进料端榨膛容积的计算
根据设计能力等参数，按下式计算：
60M
j f E m QB V K K n
γ= （4）
将数据代入公式（2）得：
j
V =(500kg/h ×0.85×1000)/(60×0.4×0.9×0.7×60r/min)= 468.53cm 其中:M B
--出坯率，一般为0.80.95，取0.85；
f
K --料坯充满系数，一般与喂料及螺旋轴结构有关，取0.40.65，对于自
然喂料选f K
=0.4 ； E K --与油料品种（含油率）有关的系数，对茶油果选E K
=0.9；
入榨料坯容重m γ=0.7(3
/kg cm )；
Q --榨油机台时生产能力（/kg h ）； n --榨螺轴转速（/min r ），取n =60/min r ；
出口端榨膛容积
ch
V ，由公式（1）推出
j
ch V V ε=
=46.85 cm ³。

3) 功率消耗
理论公式[10]
60000
p
r q n R N ⋅⋅=
(
kw
)
（5）
式中：q —榨螺每转一周所通过的榨料（kg/r ）
n —榨螺轴的转速（r/min ）〈一般小型榨油机采用快速薄饼，其转速n=60100r/min 〉
p R
—单位质量的榨料压缩功（Nm/kg ）
4）榨膛压力
()5.5
0.022
2471
n
P
e W
βξ
⋅⋅
=(kPa) （6）β--实测系数它取决于熟胚水分和温度（参考文献8表23-4-3），取β=0.00085；
W--入榨料坯水分（%），取W=3.5%；
n
ξ--榨料实际压缩比；
将数据代入公式（4）得：
()5.5
0.022
24710.00085 3.25
3.5%
P
e
⨯⨯
=
⨯
=26(kPa)
4.3.3 榨螺轴的确定
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。

在对比已有类似产品中，本设计采用连续型变导程二级压榨型榨螺轴，如图6所示：
图6 榨螺轴
Fig6 Squeezer shaft
连续型榨螺轴设计[11-12]
当榨螺轴的支撑点未决定前，先按扭转强度条件计算出根圆直径d
f
[13]；
3
p
d=160
n
w
f
w（7）按扭转刚度计算时：
4
130w
f
w
P
d
n
=（8）
其中：
1
1000
w
P F v
=，
1
F为榨螺轴工作时阻力（N），设计时由实测确定
w
P为榨螺
轴所需功率（kw），由公式（4）得
w
P=2.475kw，
w
n为榨螺轴工作时的转速（min
r）。

代入公式并圆整得
f
d=60mm，由经验比例确定榨螺轴的平均直径
cp
d
连续型： 2.5150cp f d d ==（mm ） 因()2cp a f d d d =+，代入上式， 可以求出榨螺轴外径
2a cp f d d d =-=240（mm ） 螺齿高为
()2a f H d d =-=60（mm ） 4.3.4 榨螺轴强度校核
1）耐磨性计算
[15]
榨螺的磨损与螺齿工作面上的比压，榨料在螺旋面上的滑动速度，螺旋表面的粗糙度等因素有关，目前尚无完善的计算方法，较详细分析，可参考文献[14]。

设作用在螺旋面上的轴向分力为a F ，承压面积为cp d H π，则其校核公式为： =0.1164a
cp F P d H
π=
(a MP )≤[]P （9）
式中：[]P 为榨螺轴材料的许用比压 2）榨螺轴的强度校核计算[15-16]
榨螺轴工作时，既受轴向力a F ，又受扭矩T 的作用，T 按螺杆实际受力情况确定。

根据压（拉）应力σ和剪切应力τ，按第四强度理论，求出危险剖面上的计算应力ca σ：
[]ca σσ==≤（a MP ） （10） 式中：[]σ为螺杆材料的许用应力。

求拉伸应力σ
榨螺危险断面面积：
2
1054
D A π=
-⨯=1913.52mm
轴向力a F =3.289 KN
拉应力a
F A
σ=
=1.72（MPa ）
确定扭转剪应力 抗扭转断面模数W
()
2
3
162bt d t d W d
π-=-
式中：d=55mm,b=10mm,t=2.5mm 。

W=32.0253cm
扭转力矩 T t M M M =+ （11） 式中：t M --榨螺上圆周力的力矩
T M --榨螺上径向力产生的摩擦力矩
M=24.294（m KN ⋅） 剪应力
max M
W
τ=
=0.7585 (MPa ) 化简应力
np σ=（MPa ）
材料45钢，经调质处理，淬火处理。

3）螺齿的强度计算
螺齿多发生剪切和挤压破坯。

将螺旋展开，则可看作宽度为f d π的悬臂梁。

设a F 力作用在cf d 上，则危险剖面的剪应力为:
[]a
cp F d B
ττπ=
≤⋅ (MPa) （12）
危险剖面处弯曲应力b σ为：
[]2
6a b b cp F l
d B σσπ⋅=
≤ MPa)
（13） 式中：B 为齿宽；[]τ为螺轴材料的许用剪应力，一般[]τ=0.6[]σ；b σ为螺轴材料的许用弯应力，一般[]b σ=（1.0 1.2）[]σ,l 为弯曲力臂。

4）榨螺轴稳定性计算
对于长径比大的受压螺轴，当轴向力
a
F 大于某一临界值时，螺杆会突然发生侧向
弯曲而失去其稳定性。

稳定性与螺杆材料和柔度λ有关。

l i
μλ=
（14）
式中：μ为螺杆长度系数，取μ=0.5，l 为螺杆的工作长度l =846mm ；4f i d =。

λ
不同，
则采用不同的公式来计算临界值ca F。

因为λ=105.75≧p λ=100，所以
()22
ca EI
F l πμ= (N) （15） 式中：E 为螺杆材料的拉压弹性模量，E=2.06×510MPa ，I 为危险剖面的惯性矩
464f d πI ==448952.544mm 。

故 ca F =5.096KN 稳定性校核计算应满足的条件为： 1.55ca
st s a
F n n F =
=≥ （16） 式中：st n 为螺杆稳定性的计算安全系数；s n 为螺杆稳定性安全系数。

对于螺杆轴s n =1～3。

稳定性校核符合要求。

4.4 压力调节结构设计
压力调节结构用以调节出饼厚薄并相应改变榨膛压力。

调节机构由出饼座、支架、尾轴、调饼头、推力轴承、调节螺杆和锁紧螺母等组成，如图5所示。

通过拧动调节螺杆7，推动调饼头移动，即可实现饼块厚度的调节。

出饼座与调饼头的环形间隙越小，榨膛压力就越大，饼块厚度越薄。

1.末端榨螺；
2.出饼座；
3.尾轴；
4.支架；
5.调饼头；
6.推力轴承；
7.调节螺杆；8锁紧螺母
图7 夹饼机构
Fig7 Cake clamping mechanism
4.5榨笼的设计
榨笼与喂料装置相连接，并设计为腔从进口到出口直径由大到小，表面经淬火处理，加强表面强度；笼身开有15个直径为4的孔作为出油孔，若出油孔直径太小，则容易出现渣饼堵塞出油孔，造成榨膛腔压力增大，易损坏榨膛部机构；若出油孔直径太大，则易出现渣饼随油液流出，影响油的质量，榨膛结构如图8所示。

1、进料口；
2、预压榨段；3笼身；4主压榨段；5出油孔
图8 榨笼
Fig8 Pressing cage
5 齿轮传动部分设计
5.1 齿轮的选用
1)选用直齿圆柱齿轮传动，7级精度[17]。

已知电机输出功率c P =3kw ； 主动齿轮轴转速：480min n r = 传动比1 2.83i =,2 2.83i =
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#钢，硬度为217255HBS ，啮合的中齿轮材料为QT500-5（调质），硬度147241HBS ，硬度取为200HBS 。

5.1.1 齿轮齿数的选择
1)确定公式[18]:
1d ≥
（17） 公式的各计算数值：
①.试选载荷系数：1K =1.3 ②.计算小齿轮传递的转距：
5111
95.510T P n =⨯
=95.5×510×2.822/480 =5.62×410 mm N ⋅ ③.齿宽系数a ψ=0.5
a b a ψ=⋅=0.5⨯138=69，取大齿轮的齿宽2b =70,小齿轮的齿宽1b =75
④.由机械设计原理，查得材料的弹性影响系数E Z =181.4 12MPa
⑤.由机械设计手册按齿面硬度查得：
小齿轮的接触疲劳强度极限：lim1H σ = 650a MP 大齿轮的接触疲劳强度极限：lim 2H σ= 550 a MP ⑥.由公式计算应力循环次数
N= 60 1n j h L
= 60×480×1×( 2×8×300×10) = 1.382×910
⑦.接触疲劳系数 1HN K =0.9 ，2HN K =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，
[]1H σ=1HN K ·lim1H σ/s =0.9×650 = 585 MPa []2H σ=0.87×550 = 478.5 MPa
2)计算:
①.试算小齿轮分度圆直径 1t d ,
代入[]H σ中较小的值
[11E t H d μσ≥ ⎝（18） 经计算得1t d =64.26 mm ，取1t d =65mm ②.计算圆周速度
V =π1t d 1n /(60×1000) = 3.14×65×480/(60×1000) =1.633 m/s
③.齿宽与齿高之比 b/h
模数： 11
t t d
m z = = 65/18 =3.6mm
齿高： h=2.25t m =2.25×3.6=8.1 mm
b/h = 8.89
④.载荷系数
根据v=1.633 m/s , 7级精度，
由机械设计手册查得动载系数 v K =1.08， 直齿轮，假设
A K F
b < 100 N/mm,
由机械设计第八版表10-3查得：齿间载荷分配系数H F K K αα= =1.2； 由机械设计第八版表10-2查得：使用系数A K =1；
对7级精度，小齿轮相对职承，非对称布置时，按齿面接触疲劳强度计算时的系数齿向载荷分布系数
H K β=1.12+0.18(1+0.62d φ) 2d φ + 0.23×310b
=1.12+0.18(1+0.6×21)×21+0.23×310×64.26=1.422
由b/h=5.778, H K β=1.422 查得H K β=1.420； 故载荷系数为:
A V H H K K K K K αβ= =1×1.08×1.2×1.420 =1.843
按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式（18）
11d d =
64.26（19） 得 1d = 72.19 mm ⑤.计算模数
1
1
t d m z =
=72.19/18 =4.01mm
3)按齿根弯曲强度设计:
m ≥3
2
11)]
[(2F Sa Fa Y Y Z kT σφ （20） 4）确定公式的各计算数值
①. 由机械设计第八版图10-20查得：
小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE σ=560 MPa ； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE σ=440MPa . ②.由机械设计第八版图10-18查得弯曲疲劳寿命系数：
1FN K =0.85, 2FN K =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
[]1F σ=3404.1560
85.011=⨯=S K FE FN σMPa []2F σ=
6.2764
.1440
88.022=⨯=S K FE FN σMPa ④.计算载荷系数
A V F F K K K K K αβ==1×1.08×1.2×1.52=1.97
⑤.查取齿形系数
1F K α=3.13 2F K α=2.52
⑥.应力校正系数：
1S K α=1.48 2S K α=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。

5）设计计算：
由公式（33）得：
m
对比计算结果，取按齿根弯曲强度设计的，m=2.5 mm,就近圆整为标准值 m=4, 按接触疲劳强度计算分度圆直径 1d =72.19 mm ,从而计算出
小齿轮齿数 1
1d z m =
=72.19/4=18
大齿轮齿数 21z z i =⋅=2.83×18=50.94 ,取2z =51 6）几何尺寸计算：
1）经查机械设计手册得到V 带、齿轮、轴承、联轴器的传动效率分别为0.96、0.97、0.99、
0.99，电机（功率为0p =3 kW ），按照许用切应力计算如下：
1轴：设轴1的功率为1p ，转速为1n ，转矩为T 1，所以： 功率 97.096.001⨯⨯=P P =2.7936kw 转速1n =
i n 1
=480 r/min 转矩 T 1=9550000
1
1
p n =5558.1 N/mm
轴 1的材料选择常用的45#钢，调制处理，根据机械设计手册，选取C=110 轴的最小直径d 1
>=19.78mm ； 取d=25mm; 2轴：功率 P 2=10.990.97p ⨯⨯=2.68 kW 转速 n 2=
i n 11=4802.83
=169.6r/min 转矩 T 2=950000n P 2
2
=150908N/mm 最小直径 d 2>3
2
2n P C =27.6；取d 2
=30 mm ；
3轴：功率 P 3=99.097.02⨯⨯P =2.57kW 转速 n 3=
i n 3
2
=60 r/min 转矩 T 3=9550000
n P 3
3
=409058 N/mm 最小直径d 3>3
3
3n p C =38.5 mm 取d 3=40 mm ；
4轴：功率4p =99.097.03⨯⨯P =2.47kW
转速n 4=60r/min 转矩 T 4=9550000
n P 4
4
=393141.6 N/mm 轴4 、5材料选择为40Cr ，取C=98，所以 最小直径d 4>3
4
4n P C =33.8mm 取d 4
=35 mm ；
5轴：功率P 5=99.099.04⨯⨯P =2.37kW
转速n 5=60r/mm 转矩T 5=9550000n P 5
5
=377225 N/mm, 取d 5=35 mm
5.1.2 确定大、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
11d mz ==4×18=72 mm 22d mz ==4×51=204 mm
2）齿顶高a h
ha=ha m * =1×4=4 mm
3)齿根高 f h =(ha *+c *)m=(1+0.25)×4=5 mm 4)齿全高 h=a f h h + =(2ha *+c *)m=9 mm 5)齿顶圆直径
1a d =1d +2ha =(z 1+2ha *)m=72+2×4=80 mm
222a d d ha =+=(2z ±2ha *)m=204＋2×4=212 mm
6)齿根圆直径
112f f d d h =-=(1z －2ha *－2c *)m
=(18－2×1－2×0.25)×4=62 mm
()22222f f d d h z ha c m **=±=±±=214 mm 7)基圆直径
11cos b d d α= =72×cos 20o =67.65 mm 22cos b d d α= =214×cos 20o =202mm
8)齿距p m π==4π=12.56 mm 9)齿厚2m s π==4π/2=6.28 mm
10)齿槽宽2m e π==6.28 mm
11)中心距()
()
2121++2
2
d d m z z a =
=
=138 mm
12)顶隙c c m *==4×0.25=1 mm
5.2 轴的计算校核
5.2.1 选材及表面预处理
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号钢热处理调质.轴表面淬火处理，淬硬层深度耐磨。