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湘潭大學興湘學院
畢業(yè)論文（設計）任務書
論文（設計）題目： 螺旋式壓榨機的設計
學號： 2007964220 姓名： 陳健 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化
指導教師： 文美純 系主任 周友行
一、主要內容及基本要求
1：了解螺旋式壓榨機的原理及其設計：運動仿真
2：CAD繪圖設計，要求A0圖紙一張，總共達到兩張A0。
3：說明書，要求8000字以上，要求內容完整，計算準確：
4：外文翻譯5000字以上，要求語句通順。
二、重點研究的問題
1：螺旋式壓榨機螺旋桿的設計：
2：螺旋式壓榨機結構設計
三、進度安排
序號
各階段完成的內容
完成時間
1
查閱與課題相關資料
1周
2
開題報告、制訂設計方案
2—3周
3
設計計算
4周
4
校核計算
5周
5
CAD繪圖
6—10周
6
整理說明書、外文翻譯
11周
7
修改圖紙和說明書
12周
8
打印圖紙、畢業(yè)設計答辯
13周
四、應收集的資料及主要參考文獻
1.《機械設計》吳宗澤主編 北京：高等教育出版社，2001
2.《》丁成偉著 南寧：機械工業(yè)出版社，1985
3.《現代泵技術手冊》關醒凡著 北京：宇航出版社，1995
4.《機械設計手冊》（第二卷）機械設計手冊編委會編著 北京：機械工業(yè)出版社，2004.8
5. 《機械設計標準應用手冊》（第二卷）汪凱著 北京：機械工業(yè)出版社，1997.8
6. 《中國機械設計大典》(第三卷) 南昌:江西科學技術出版社,2002.1
7. 《材料力學》宋子康 蔡文安著 北京:同濟大學出版社,1993.8
8. 《機械制圖》(第五版) 大連理工大學工程畫教研室編 北京:高等教育出版社,2003.8
9. 《工程流體力學》侯國祥等編 北京:機械工業(yè)出版社,2006.7
10.《機械設計基礎課程設計》陳立德主編 北京：高等教育出版社，2006.7
湘潭大學興湘學院畢業(yè)論文
題 目： 螺旋式壓榨機的設計
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
學 號： 2007964220
姓 名： 陳健
指導教師： 文美純
完成日期： 2011年5月30日
湘潭大學興湘學院
畢業(yè)論文（設計）評閱表
學號 2007964220 姓名 陳健 專業(yè) 機械設計制造及其自動化
畢業(yè)論文（設計）題目： 螺旋式壓榨機的設計
評價項目
評 價 內 容
選題
1.是否符合培養(yǎng)目標，體現學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓練的目的；
2.難度、份量是否適當；
3.是否與生產、科研、社會等實際相結合。
能力
1.是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力；
2.是否有綜合運用知識的能力；
3.是否具備研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力；
4.是否具備一定的外文與計算機應用能力；
5.工科是否有經濟分析能力。
論文
（設計）質量
1.立論是否正確，論述是否充分，結構是否嚴謹合理；實驗是否正確，設計、計算、分析處理是否科學；技術用語是否準確，符號是否統一，圖表圖紙是否完備、整潔、正確，引文是否規(guī)范；
2.文字是否通順，有無觀點提煉，綜合概括能力如何；
3.有無理論價值或實際應用價值，有無創(chuàng)新之處。
綜
合
評
價
選題符合培養(yǎng)目標，基本達到綜合訓練的目的，難度、分量適當，具有查閱文獻、綜合歸納資料的能力和計算機應用能力圖紙基本符合國家標準，說明書內容完整，建議成績及格。
評閱人：
2011年 月 日
目錄
摘要……………………………………………………………………3
一、 緒論……………………………………………………………..5
1.1 螺旋式壓榨機的工作原理………………………………………………...5
1.2 設計壓榨機的程序……………………………………..………………….6
1.3 準備階段……………………………………………………………..….…6
1.4 方案設計階段………………………………………………………………6
1.5 技術設計階段……………………………………………………..6
二、 螺旋壓榨機的結構設計………………………………..……….8
2.1 榨螺軸的設計………………………………………………………………8
2.2 榨籠的構造…………………………………………………………………8
2.3 齒輪箱的構造及入料器的構造……………………………………………8
2.4 調節(jié)裝置的設計…………………………………….…………...…8
三、 螺旋壓榨機的主要參數的確定……………..………………....9
3.1 螺桿的設計及其校核……………………………………………………….9
3.2 帶傳動的設計計算…………………………………………………………17
3.2.1 平行帶輪的設計………………………………………………………..…..17
3.2.2 三角帶輪的結構設計……………………………………………………….18
四、 減速器的設計……………………………………..………..…..21
4.1 電動機的選擇………………………………………………………….......21
4.2 傳動裝置的運動和動力參數………………………………………………22
4.3 齒輪傳動的設計及校核…………………………………………………....23
4.4 低級減速齒輪的設計…………………………………………………..…..26
4.5 軸的設計…………………………………………………………….……...31
4.1.1 低速軸的設計…………………………………………………….…….…31
4.1.2 中間軸的設計…………………………………………………….……….34
4.1.3 高速軸的設計………………………………………………………..……34
4.6 校核……………………………………………………………..………...35
五、 結束語…………………………………………………………37
參考文獻……………………………………..………………………38
螺旋式壓榨機的設計
摘要：螺旋榨油機過去是現在仍然是油脂生產中的一臺主機。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)生產中的重要部件。螺旋榨油機的結構直接影響到油脂生產的數量和質量。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
一、緒論
在我國，榨油機的發(fā)展已二十多年，從傳統的榨油設備，到現在先進的榨油機器，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。隨著經濟的發(fā)展，大眾已經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能力和輸送設備的輸送能力。
預榨浸出生產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，預榨浸出法生產對軋胚的要求沒有一次浸出生產那么嚴格，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。
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，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：
（1） 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。
（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（轉速、速度等），然后選定原動機的參數（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。
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。
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。
三、螺旋榨油機主要參數的確定
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的選擇，在6YL—78型，螺桿直徑76.5mm，螺桿轉速105—120轉/分，生產量為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、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4榨螺軸
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 ；
（mm）
式中：,Fw為榨螺軸工作時阻力，為榨螺軸所需功率；為榨螺軸工作時的轉速（）。
代入公式得=15mm
套裝式：
（mm），因，代入上式，可求出榨螺軸外徑：
mm
，方便設計 便定螺桿底徑為50mm，
螺齒高為：（mm）
H=(75-15)/2=30mm，
榨螺軸的受力分析
圖5
作用在榨螺上的周向分力
當計算及榨螺螺面上摩擦力時：
=（N）
式中：T為扭矩=9550（N）
=1049（N）
作用在榨螺面上的周向力P為
由于是采用變徑榨螺桿，所以是圓柱形榨螺：
F=F（0.428cos（N）
作用在螺旋面上的徑向力P=(N)
作用在榨螺軸上的軸向分力F
=（N）
作用在螺旋面上的軸向力Pa
P= （N）
以上各式中：為榨螺齒推料面傾角，為背面傾角，。
(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°;
γ<10°;
榨螺最小壁厚δ=(D0-d)/2=6～20 mm,取δ＝6 mm .
圖6榨螺
(4) 確定熟胚壓榨時作用于熟胚的單位壓力
圖7
由于截圖不同，所以圖上的符號有些差別，希望老師諒解。
計算確定各節(jié)榨螺螺旋線的開口角。螺紋始端弦長L3在D3圓上占據的角度r3，由于榨螺螺紋底圓較大，弦長近似弧長。
=，
螺紋終端弦長在D圓上占據的角度r，
r2在外圓上的角度，而在底圓上為0，平均直徑上位r/2。
榨螺螺紋平均直徑上的開口角
榨螺編號
1
2
3
開口角r
8
23
30.3
(5)榨螺空腔容積計算
圖8
一號榨螺的空腔容積
已知：D——空腔內徑 D=D+5=80mm，
D——榨螺外徑 D=75mm
D——榨螺底徑 D=50mm
t——螺距 t=100mm，
r——螺紋開口角 r=8°
榨籠的容積：
V=0.4233L
榨籠內裝滿的容積：
1：榨螺實心部分容積
V=2500*3.14*100/4000000=0.146L
2:榨螺螺紋的容積V
螺紋的平均直徑 D =62.5mm
從螺紋的斷面上，以平均直徑展開的螺紋平均長度：l=196.25mm
螺紋的總長度：l=
螺紋的真正長度（因為有開口角，所以會短些）
L=395.33mm
螺紋的截面面積可以看做近似梯形，上底6mm，下底16mm，高12.5mm，F=1.37
螺紋容積：V=L*F=0.05L
第一節(jié)榨螺的空腔容積為：
=0.219L
第二節(jié)榨螺空腔體積計算方法同上，
=0.049L
榨螺編號
1
2
3
空腔容積L
0.219
0.049
0.0185
壓縮比
1.00
4.47
2.65
確定各節(jié)榨螺螺紋側面角
榨螺推桿面應用傾角小的側面，截面形狀如下：
圖9
， 因為
榨螺編號
1
2
3
L（mm）
2
1
1
h（mm）
12.5
12.5
12.5
t（mm）
100
60
30
(mm)
62.5
62.5
62.5
螺桿長度（mm）
254
130
91
(6)螺桿軸強度計算及校核
各節(jié)螺桿用長鍵和螺母固定在榨螺上，當榨軸回轉時，熟胚經過各節(jié)榨胚的螺旋，產生扭轉（因榨螺上作用圓周力，徑向力），而且產生拉伸，因榨螺上作用軸向力）。
式中：——拉應力：
——剪應力
求拉伸應力
1 榨螺危險斷面面積：
F10*5=1913.5mm
軸向力=4532.2公斤
拉應力237（公斤/）
確定扭轉剪應力
1：抗扭端面模數W
W
式中：d=5cm，b=1cm，t=0.25cm，
W= 22.5
扭轉力矩
M=
式中——榨軸上圓周力的力矩
---榨軸上徑向力產生的摩擦力矩：
M=24294公斤
剪應力==835（公斤/）
簡化應力
=
=1269（公斤/）
確定安全系數
材料45鋼，經調質處理，淬火處理。經過計算安全系數為1.6，基本安全。
3.2、帶傳動的設計計算
3.2.1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°
3.2.2三角帶輪的結構設計
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
8.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 m
四、減速器的設計
4.1、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/1000a KW
由電動機至運輸帶的傳動總效率為
電動機的輸出功率：
取
（三） 電動機的轉速
根據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=114.65 . r/min,可得=1440/114.65=12.56。選電動機型號為Y132M-4
4.2、傳動裝置的運動和動力參數
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=2.89
1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數
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
4、各軸輸入功率
5、各軸轉矩
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
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）確定公式內的各計算數值
1）試取
2)由圖10-21e查得
3）計算解除疲勞許用應力（失效概率1%，安全系數S=1）
4）試選，
5）由圖10-26得
6）
（4）計算
1）計算小齒輪分度圓直徑
2）計算圓周速度
3）計算齒寬及模數
4）計算縱向重合度
5）計算載荷系數
由圖10-13得
6）按實際的載荷系數校正算得的分度圓直徑
7）計算模數
3.按齒根彎曲強度設計
（1）確定計算參數
1）計算載荷系數
2）由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限
由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數
3）計算彎曲疲勞許用應力
4）計算大小齒輪的并加以比較
（2）設計計算
4.幾何尺寸計算
（1）計算中心距
（2）算修正螺旋角
（3）計算大小齒輪的分度圓直徑
（4）齒寬
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
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。
（3）確定公式內的各計算數值
1）試取
2）由圖10-21e查得
3）計算解除疲勞許用應力（失效概率1%，安全系數S=1）
4）試選，
5）由圖10-26得
（2）計算
1）計算小齒輪分度圓直徑
2）計算圓周速度
3）計算齒寬及模數
4）計算縱向重合度
5）計算載荷系數
由圖10-13得
6）按實際的載荷系數校正算得的分度圓直徑
7）計算模數
3.按齒根彎曲強度設計
（1）確定計算參數
1）計算載荷系數
2）由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限
由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數
3）計算彎曲疲勞許用應力
4）計算大小齒輪的并加以比較
（2）設計計算
4.幾何尺寸計算
（1）計算中心距
（2）算修正螺旋角
（3）計算大小齒輪的分度圓直徑
（4）齒寬
總結
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 : 1.00
動載系數 : 1.10
接觸強度齒間載荷分配系數 : 1.69
接觸強度齒向載荷分布系數 : 1.37
彎曲強度齒間載荷分配系數 : 1.69
彎曲強度齒向載荷分布系數 : 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z1 : 24
小輪齒寬b1 /mm: 49.00
小輪變位系數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mn /mm: 2.00
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z2 : 95
中心距 /mm: 122.691
大輪齒寬b2 /mm: 49.00
大輪變位系數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 : 1.00
動載系數 : 1.07
接觸強度齒間載荷分配系數 : 1.68
接觸強度齒向載荷分布系數 : 1.39
彎曲強度齒間載荷分配系數 : 1.68
彎曲強度齒向載荷分布系數 : 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z1 : 35
小輪齒寬b1 /mm: 72.00
小輪變位系數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z2 : 112
中心距 /mm: 152.250
大輪齒寬b2 /mm: 72.00
大輪變位系數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): 6.85834
4.5、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
2.求作用在齒輪上的力
力的方向如下圖10所示
圖10
3.初步確定軸的最小直徑
選取材料為45鋼，調質處理。取
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑。為了所選的軸直徑與聯軸器的孔相適應，故需同時選取聯軸器型號。
聯軸器的計算轉矩，查表14-1，取，則：
按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，選用GYH6凸緣聯軸器，其公稱轉矩為900000N/mm.半聯軸器的直徑為45mm,故取，半聯軸器與軸配合的轂孔長度
4.軸的結構設計
圖11
（1）根據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。半聯軸器與軸配合的轂孔長度。現取。
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軸向定位。；；；。
3）取10-11的直徑；齒輪的左端用軸肩定位，；；；；。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。
（2）軸上零件的周向定位
齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。齒輪選用的平鍵為，選用齒輪輪轂與軸的配合為；半聯軸器選用的平鍵為，半聯軸器與軸的配合為。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。
（3）確定軸上圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為。
5.求軸上的載荷
載荷 水平面 垂直面
支反力
彎
總彎矩
扭矩
6.按彎扭合成應力校核軸的強度
前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得。因為，所以安全。
4.5.2、中間軸的設計
（1）根據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，；軸承右端用套筒定位，，，第3-4段裝齒輪，，，齒輪右端用軸肩定位，，第5-6段裝大齒輪，，，軸承右端用軸套定位，最后裝軸承，軸承左端用軸套定位，，。
（2）軸上零件的周向定位
齒輪、半聯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來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。
4.5.3、高速軸的設計
（1）根據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軸器處的直徑。為了所選的軸直徑與聯軸器的孔相適應，故需同時選取聯軸器型號。
聯軸器的計算轉矩，查表14-1，取，則：
按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，選用LX1滑塊聯軸器，其公稱轉矩為250000N/mm.半聯軸器的直徑為20mm,故取，半聯軸器與軸配合的轂孔長度，所以，聯軸器的右端用軸肩定位，，，下段裝軸承，選用深溝球軸承6006，，，右端用軸肩定位，，，，，下段裝軸承，，軸承左端用軸套定位。
（2）軸上零件的周向定位
半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。半聯軸器選用的鍵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。
4.6、校 核
低速軸軸承的校核
1.求比值
2.初步計算當量動載荷
3.求軸承應有的基本額定動載荷值
4.驗算6012軸承的壽命
，所以此軸合格。
驗算右邊軸承
，所以此軸合格。
中間軸軸承的校核
1.求比值
2.初步計算當量動載荷
3.求軸承應有的基本額定動載荷值
4.驗算6012軸承的壽命
，所以此軸合格。
驗算右邊軸承
，所以此軸合格。
高速軸軸承的校核
1.求比值
2.初步計算當量動載荷
3.求軸承應有的基本額定動載荷值
4.驗算6012軸承的壽命
，所以此軸合格。
驗算右邊軸承
，所以此軸合格。
低速軸鍵的校核
鍵1
則強度為，所以鍵的強度足夠。
鍵2
則強度為，所以鍵的強度足夠。
中間軸鍵的校核
鍵1
則強度為，所以鍵的強度足夠。
高速軸鍵的校核
鍵1
則強度為，所以鍵的強度足夠。
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。 參考文獻
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