毕业设计（论文）-双螺杆榨油机设计（双螺旋榨油机）.docx

目录摘要IABSTRACTI1.1绪论11.1 国内外螺旋榨油机技术发展现状11.2 课题研究的目的与意义11.3 设计要求12整机设计和工作原理22.1 整机结构方案设计21 .1.1传动系统的设计和方案比较22 .1.2榨螺结构和啮合方式43 .1.3榨笼结构拟定54 .1.4出饼机构拟定52.2 整机工作过程52.3 主要技术参数52.3.1电机的选取52.3.2理论总压缩比和长径比52.4本章小结63双螺旋榨油机的结构设计73.1 梓螺轴的设计73.1.1 松螺和锥圈数量的确定73.1.2 榨螺参数的确定73.1.3 锥圈参数的确定103.1.4 芯轴的设计与校核113.2 榨笼的设计123.3 调节装置的设计123.4 本章小结134带轮和减速器的设计144.1 带传动的设计计算144.2 装置运动及动力参数计算154.3 减速据齿轮的设计154 .3.1高速级斜齿圆柱齿轮的设计155 .3.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计154.4 轴及轴上零件的设计154 .4.1I轴的设计及轴承、键的选择155 .4.2II、川轴的设计及轴承、键的选择164.5 轴的强度校核175其他零件的设计185.1 扭矩分配器的设计185.2 机架的设计195.3 料斗设计206设计总结216.1结论综述216.2存在不足216.3展望21参考文献22致谢23本论文设计了一台双螺杆榨油机，日处理量为12td,残油率为8%,吨料电耗为1.3Kwh.,该榨油机螺杆采用上下垂直平行布巴形式，喂料段啮合，压榨段则是非啮合。松笼是左右对开的形式，榨条与垫片安装在榨笼框内，可装配不同滤油间隙。传动系统采用带轮、减速器和扭矩分配器传动，减速耦与扭矩分配器分离，扭矩分配器是两箱式，便F制造和安装，对所有的轴都进行f校核.出饼机构设计成简单螺杆调隙，进料箱、榨笼和出饼机构装在两块支控板上，对集油盘,料斗和机架的结构进行了设计。关键词：榨油机设计：双螺杆：榨螺：榨腔ABSTRACTInthispaper.atwin-screwoi1.pressisdesigned.Thedai1.yprocessingcapacityis12tons,theresidua1.oi1.rateis8%.andthepowerconsumptionpertonofmateria1.is13Kwht.Thescrewoftheoi1.pressisarrangedvertica1.1.yandara1.1.e1.1.y.ThefeedingsectionisIneshedwhi1.ethepressingsectionisnon-meshed.T1.iesqueezingcageisa1.eft-rightoppositeform.Thesqueezingstripandgasketarcinsta1.1.edinthesqueezingcageframe,anddifferentoi1.fi1.terc1.earancescanbeassemb1.ed.Thetransmissionsystemisdrivenbybe1.tpu1.1.ey,reducerandtorquedistributor.Thereducerisseparatedfromthetorquedistributor.Thetorquedistributoristwo-boxtype,whichisCtisytomanufactureandinsta1.1.A1.1.shaftsarcchecked.ThedischargingInCChaniSmisdesignedasasimp1.escrewc1.earanceadjustingmechanism.Thefeedingbox.thesqueezingcageandthedischargingmechanismareinsta1.1.edontwosupportingp1.ates.Thestructureof(heoi1.co1.1.ector,thehopperau1.theframeisdesigned.Keywords：designofoi1.press：twinscrewcxt11dcr:screw：squeezingchamber1绪论1.1国内外螺旋榨油机技术发展现状国外著名的制油机械公司有美国弗伦奇、英国西蒙罗斯丹斯和德国克比伯等，它们生产的榨油机一次压榨能力高达200td,干饼残油率仅为3%"1.他们融入自动控制技术，给榨油机加上计算机控制系统，实现了榨油过程的自动控制，依靠高度的自动化大幅改善榨油机的性能，减少r工人操作时的困扰，进一步降低/残油率，获得了可观的经济收入，H本SEM公司制造的双螺杆榨油机，比单螺杆榨油机能耗低且油品质量更优阳。目前的国外榨油机企业提高榨油机易损件寿命的方法，通常是在表面喷涂硬度很高的钻基合金肉，这样不仅提高了他们的耐磨性.还减轻了要经常换零件的问题，榨油机整机的使用寿命也有J'明显的改善.德国凯姆瑞亚斯凯特公司与埃森综合大学合作设计开创的冷榨技术和关键设备生产出了高质量的冷榨菜籽油阳。此外，国外的螺旋式榨油机的传动系统很多是用不同的功率等级来传动，自动化程度比较高。我国油厂规模大型化的起步时间比较晚，河北南皮榨油机厂研制的榨油机的一些性能在相应领域已领先国际，但是还是有不少的机械性能指标跟最好的榨油机械设备有若不小的差距"1.武汉良龙机械制造有限公司设计出的双螺杆榨油机有很好的适应性，可以满足数种油料加工条件，而旦乐梓的比单螺杆榨油机更充分更彻底，干饼残油率比单螺杆要低近2%,同时出油效率更高。中粮装备南皮公司开创的一种已成熟的技术是堆焊硬质合金，他们将榨螺的使用寿命提高到6个月，北京佳倍镌工程技术有限公司研制的耐磨榨条将使用寿命提高了5倍网。由于我国地域面积大，粮食作物多，所以我国的螺旋式榨油机适应油料广，还有特殊油料专用榨油机。目前，我国榨油机脸待解决的主要问题是：关键零件如枪螺榨条等耐磨性不好：榨油机整体质量水平不高；降低残油率的同时要获得较高出油效率：榨油机自动化程度不高，大多数是人工操纵的榨油机器向丸12课题研究的目的与意义螺旋式榨油机凭借残油率少的优点，成为使用最普遍的榨油机械。我国生产螺旋式榨油机已经有60多年的历史，但是螺旋式榨油机的质量仍有些问题.例如，维修率高、能耗高、部分油品历量不达标、干饼残油率高、缺少安全防护措施等U叫高能耗和高残油率需要研究避免，而零件需经常更换降低了生产效率，部分油品质量不达标直接造成党产事故。目前国内最常采用的是单螺杆榨油机，其结构和工作原理简单，制造成本低，可对多种油料进行加工，能满足数种制油条件.即便如此，单螺杆榨油机在长年的使用过程中暴职出许多问题：例如，压榨性能并不理想、螺杆的轴向推料能力也不好、理论压缩比小、压榨含油量高的油料容易出现滑除现象等U1.已经制造出来的双螺杆榨油机尽管功能上有所进步，可是出油率、残油率等没有很大改变。本次设计将通过台理分析计算来设计榨油机整机结构和卷部件，以达到较低的残油率.1.3设计要求本论文是设计一台双螺杆螺旋榨油机，要求该型号榨油机干饼残油率应小于或等于16%,该型号榨油机吨料电耗应小于或等于45KW由d拟选择常用的传动结构，规范合理地确定零件参数，完成Ig要净件的校核，根据规定绘制图纸，完成三维图和装配图的绘制。2整机设计和工作原理2.1 整机结构方案设计2.1.1 传动系统的设计和方案比较传动系统和传动路线是双螺杆榨油机设计时要考虑的重要部分，因为在一定的中心距内的传动系统结构复杂，机床较难加工。双螺杆较单螺杆的传动系统的结构设计史杂、制造成本更高、工艺更加困难，工况相同时双螺杆榨油机的螺杆所承受的扭矩更大，但是中心距不能变,这就不可能远距离传递动力，另外，螺杆轴在工作时要承受油料反作用力形成的轴向力,靠阈锥滚了轴承和止推轴承来承受。根据机械生产经验，不同的轴向力，选用的圆惟滚子轴承和止推轴承外径也不同，由于双螺杆之间的中心距是恒定的，如果轴向力过大，就会超过中心距，无法装轴承，现有方案是通过串联止推轴承组解决®（I双螺杆榨油机的两根榨螺轴异向转动,传动方式有内、外啮合齿轮传动如图I和图2所示:I-输出轴2-输阳轴3-输入轴图1外哦合齿轮传动I-输出轴2-输出轴3-输入轴图2内啮合齿轮传动双螺杆榨油机的传动系统要求有：一、分配到两根输出轴上的扭矩大小应该均匀一致：二、轴承或轴承组的布置应当合理且满足寿命要求；三、用合适的方法降低甚至消除齿轮的径向力，让可以传递的扭矩增大，可承受轴向力增大。拟定的几种传动系统如下：（1）两轴式传动系统如图3和图4所示，两箱分开式的传动系统，减速器和扭矩分配器箱体分离，减速器输出轴和扭矩分配器用弹性柱销联轴器连接.这种传动的缺点主要是：装配精度很难保证：机器结构不够紧凑：分配器轴间距离太小，轴承必须错位，使得扭矩分配器的两个输出轴长度不同，较长的那根的挠度会变大，加剧轴承的磨损，而两箱体式传动系统两根桦螺轴也可均匀受力，果用止推轴承时，两轴就可以靠的很近,这样就使两根轴的受力变形基本i致，但垠箱式设计制造难度大，成本高，装配维修也不方便。（2）三轴式传动系统如图5所示，通过一个三级减速涔，将二分之一的扭矩直接输出，另外二分之一则由齿轮间接传递到另一根轴上输出，但两根输出轴之间的距离是恒定的，这样就必须减小减速器的齿轮结构，则减速器的传动比减小，而带传动传动比增大，也即带轮尺寸变大，大带轮与小减速器的装配不便，受力情况更加更杂。图5三轴式传动系统对以上三种传动系统进行分析后发现，两箱两轴式比单箱两轴式和：轴式结构更加简单，设计制造成本也更低,因此本次设计拟定设计采用两箱两轴式传动系统的榨螺异向旋转的双螺杆榨油机。本设计采用两轴式传动系统，二级斜齿轮减速器和扭矩分配器分开的两箱传动的结构布局，结构简图如图6所示：1.电机2.侪传动3.二纵减速器4.弹性柱销联轴器5.齿轮轴6.弹性柱怕联轴涔7.蝶杆图6传动系统简图2.1.2榨螺结构和哦合方式(1)双螺杆结构及布置形式榨螺轴是榨油机的主要工作部件，由传动系统传过来的扭矩带动螺杆做连续的回转运动，从而使榨料不断向前推进，并与榨笼内壁的缝隙逐渐减小来进行压榨。现有榨螺轴主要的结构形式分整体式和套装式，整体式的榨螺轴在数控机床上由一整根圆轴车成，再去进行表面处理，达到寿命极限磨损失效后，需要整根轴更换，既不经济也不方便.而套奘式则由许多榨螺和锥圈按顺序套装在芯轴上来组成榨螺抽，一旦其中某一节榨螺磨损，更换磨损的部分即可，减少r材料的浪费.加工也更加方便，是目前普遍采用的设计方案，因此梓螺选择套装式结构。两根平行的螺杆有两种布置形式，即水平方向的左右水平布置方式和竖直方向的上下垂直布置方式，如图7所示：I图7平行双螭杆的布汽形式双螺杆的左右水平布置形式存在的主要问题是：上榨笼体外面有饼屑堆积，难以清理，榨出的油液无法顺利排出，部分油液又揖新被干饼渣吸收。本设计中两根螺杆采用上下垂直的布置形式。（2）双螺杆螺旋咱合方式双螺杆用岫合式与非啮合式结合的形式：在进料段，双螺杆曜介产生强大的轴向推料能力，还有较好的自清能力，同时可以减少回流和滑膛：在压梯段，两螺杆非岫合，形成多维间隙并延长油料的停用时间，这样可以实现薄料层压榨。2.1.3榨笼结构拟定双螺杆榨油机的榨笼结构由两个梓笼框体构成，每个框体都有I个压条和4块压板，样条就装在他们之间，一共有3种样条，在框体里装配成4段，沿轴向形成不同出油间隙。出油槽间隙不同是因为油料刚开始压榨时，出油最多最快，此时就要大问隙，避免油脂堆枳回流被干饼吸附，降低出油率。2.1.4出饼机构拟定出饼机构包括出饼盘、尾轴、抵饼头、调节螺栓等部分，它和榨螺、榨笼共同建立起棒膛的压力.调节螺栓主耍用调节抵饼头和出饼盘之间的间隙，即调节出饼的厚度，本次设计拟采用的出饼机构是可移校饼套式，它仅独抵侨头的轴向移动来改变出饼厚度，而不需要出饼圈和螺母杆移动。2.2整机工作过程整机工作过程如下：工人将油料加入料斗，油料落入进料箱，随着进料箱中样螺轴的异向旋转，油料进入榨膛，互相挤压摩擦，棒膛内温度升高，为出油创造r有利条件。榨螺轴沿进给方向根径变大，榨膛空余体积逐渐减小，油料间产生较大的压榨力，顺利挤出油脂。油滴经榨条间的出油槽缝隙流出,落入集油盘，油料干饼则从出饼圈排出，完成榨油过程。2.3主要技术参数2.3.1电机的选取根据设计要求，该株油机吨料电耗应小于或等于45Kwht.选取电机参数如下：表IY系列三相异步电动机电动机型号额定功率/Kw满投转速率min）额定转矩YI601.-6I1.9702.02.3.2理论总压缩比和长径比榨螺的理论总压缩比£的定义是进料端棒螺的空余体积VI和最后一节榨螺的空余体积Vn之比实际压缩比J是榨料在压榨前后体积的比值，根据经脸，理论总压缩须远大于实际压缩比，本次设计理论总压缩比的设计值取18.双阶多级形式的榨膛的长径比定义为：I1.1.2入F+瓦式中：1.1榨笼进料段长度，（mm）：1.2榨笼主压榨段和成饼段长度，（mm）：D1榨笼进料段内径，（mm）：D2榨笼主压榨段和成饼段内径，（mm）。短榨笼榨油机的长径比入V10,长松笼榨油机的长径比入10。经过同等的压榨时间，短榨茏榨油机的螺杆转速小于长榨笼榨油机的蟠杆转速，直径相同时，短榨笼产量低于长榨笼。因此，本次设计采用较高转速的长榨笼结构，榨笼的长径比拟定为2. 4本章小结本章初步确定r此次设计的双螺杆榨油机的传动路线和传动形式，采用减速器和扭矩分配器分离的方案，简化了齿轮箱的结构，便于加工和安装。榨油机的两根螺杆采用的是套装式，避免磨损后需要全部更换而造成的浪费，两根螺杆上下垂直的布置形式减轻了由于饼屑的堆积造成的堵塞。榨油机的理论总压缩比为18,远高于实际压缩比，可以取得较好出油效果，而长径比为12,榨螺轴的转速较高，生产效率较高满足要求。3双螺旋榨油机的结构设计2.1 株螺轴的设计2.1.1 株螺和锥圈数员的确定榨料在压榨过程中，残油量会越来越少，榨料自身也被挤压的逐渐紧实，形成固体塞。此时出油的毛细孔堵塞，油滴不再能够顺利通过有一定厚度饼粕，此时推圈出榨螺和榨条间距进一步减小，饼粕变薄，也提供了瞬时压力，部分油滴通过压力脱离干饼吸附力析出。根螺和锥圈的数量根据油料的不同会有差异，以往主要靠设计人员的经验进行设计。例如，武汉工业大学的教授李诗龙及他的团队设汁研发出的SZXI2×2型的双螺旋榨油机有8节榨螺，5节锥圈，在实际压榨中取得了较好的效果.本次设计借鉴生产经验采用每根螺杆8节榨螺，5节锥圈.3. 1.2榨螺参数的确定（1）梅膛容积的计算如何计算梓膛的空余体积是分析乐桦效果的关键，现成的公式很少，棒螺在曜介区的个岫合螺距长度上的C形室的空余体积可以用杰森公式计算如下：V =（D2-D2i）S-B×1.J（nDcp）"+S2式中：D样笼内径，（mm）；Dm棒螺底径，（mm）：B螺纹剖面平面宽度，（mm）；1.一榨螺长度，（mm）；DCP榨螺平均直径，（mm）：S螺距，（mm）。（2）确定螺杆中心距双螺旋榨油机的何根螺杆的几何形状和尺寸是相关的，啮合部分的相对位置和主要尺寸如图8所示。设两根螺杆的中心距是C,外径是D.当C<D时幽合，啮合的角度和啮合嬴度W由中心距和螺杆外径决定。它们之间的关系是：CoSGa啮合高度公式为:W=BDXSin(ga)图8螺杆相对位置图螺杆根径d公式:d=2W-DD螺杆外径，（mm）：W啮合高度，（mm）。螺槽的深度H公式：H=D-CD螺杆外径，（mm）；C中心距，mm）。分析可得，随若中心距的增大，螺槽的深度减少，螺槽的横截面积减少，输送能力诚弱。为避免输送能力减弱，在外径一定，满足强度条件的情况下，尽量取小的中心距，本设计两样螺中心距为136mm.（3）主要参数螺杆的结构如图9.查得的体积排量及压缩比与螺杆长度关系如图10所示:为了便于加工制造，所设计的每节株螺的螺棱牙顶的宽度和牙根的宽度尺寸值一致，初定为牙顶宽12mm,牙根宽22mm。图10压缩比和体枳排量与螺杆长度的关系根据每转体积樗量关系和榨螺轴转速的关系，可以计外出每小时榨螺轴的体枳排量为12.240?,运用相关经验公式：VI =-qb-160KfKnm式中：V1进料段榨膛容积，（cm3）：Q榨机处理应；B出饼率，取0.9：K1料胚充满系数，取0.6：Kn修正系数，取0.7：r油料容重：n螺杆转速，（I7rmin）（,求出榨膛容枳后再运用杰森公式穿出空余体枳，榨螺上的压力P为:K才pn1e0.022W式中：W油料水分：n压缩比；K水分与温度相关系数。螺杆详细计算参数如表2。表2悻爆主要结构多数零件序号零件名称外径Dkm根径d'cm长度1.,'cm螺距UCm空氽体积Vcm3体枳持盘Vcm3*11"根爆16.510.03521.08429477922ffitt16.510.01814.04980304233"/螺13.510.01814.()1993150044Wffi13.510.51411.01127103455"/螺13.510.81210.091681566。榨煤13511.0119.074166777"相螺13.511.51()«.05844X988"梯螺13.511.897.0460335经过计算可得，第一根榨螺每转体积约为4779cm3,可以满足预定工作量要求，而本机理论总压缩比£=V1/V918.3,满足要求.3.1.3推圈参数的确定安装在榨螺和梓螺之间的锥圈的作用是调节榨膛压力.它的表面没有螺纹,并J1.内部中空，结构如图11所示.在生压榨段压榨过程中，榨料运动状态是不断发生更杂的变化，依赤锥圈结构所建立的瞬间高压使油脂顺利挤出。对于本榨油机的双阶多级压榨过程，合理的布置饰圈能膨使榨腔内部压力分配相对均匀，依据经验，住圈之间的距离沿出饼口方向慢慢增大，这样可以增大榨螺的压力，出油效果更佳。IO由下锥圈是套装的,故它的小端直径和配合的上一根螺杆的根径相等，而大端的外径则需要通过公式进行计算。按下式：式中：D榨笼内孔直径，(cm)；V前一榨螺体积排量，(cm3s):Vk榨料平均极限速度，(Cms).榨笼主压榨段的内径D=1.38nun.求出锥圈参数如表3所示.表3推阚结构参数零件零件小端直大羽511径长度最小间隙空余体极限速度序号名徐径/cm/cm/cmx,mnWCm3/cmST110.011.759«04.322"锥圈10.511.968823.533"锥圈10.812.167813.044”锥圈11.012.386832.855.椎明11.512.585792.53.1.4芯轴的设计与校核桦螺和惟圈组装在芯轴上组成梯螺轴，獴得芯轴外径D=SOmm,乐榨段长度%=1.6()0mm,短芯轴1.短=1855mm,长芯轴1.长=1937mm。芯轴材料采用45钢，结构如图12.图12长芯轴结构一根芯抽传递的扭矩：PIXn1.X取X113T=9550-一七上一-=2676.6(Nm)式中：P1电机功率，Kw：11带传动机械效率：2减速泯传动机械效率：3-扭矩分配器传动机械效率：n芯轴转速,17rmin.实心轴的扭转截面系数：11D3=-0.2D3D为芯轴的直径，算得扭转截面系数WT=IO240Omm3。轴的扭转强度条件为：T=蒋式中：T1转切应力，MPa;许用扭转切应力，400MPa;代入数值=26MPa<,故芯轴能正常工作。3.2 株笼的设计榨笼分成两个相同的部分，选用株条和垫片按照半个“8”字型组装,组装在个“3”字型内壁上，再将两个一样的"3”字型棒笼拼接，就形成个完整的“8”字型榨脱。榨腺榨出的油脂从榨条之间的缝隙流出，不同阶段可以在榨条间装配不同厚度的垫片，这样就可以形成不同的海油间隙。为了方便悻条的加工和装配，榨笼采用4段榨条拼接起来的方案，两端分别用压板和压条固定，榨条与榨笼过盈配合，进料段内径168mm,压榨段内径138mm,框体结构如图13所示.图13样笼根体结构3.3 调节装置的设计油料经榨膛压榨后的残渣，要在榨膜末端指出，对于不同的油料干饼的出饼厚度有所不同，而出饼厚度就需要出饼机构来调节。出饼机构的支架和出饼圈通过螺栓连接，螺杆的尾轴装配在出饼圈中，再将抵饼头和推力轴承按顺序装配在调节螺杆和尾轴上，调节螺杆用锁紧螺母固定.拧动调节螺杆旋转，抵饼头就会相应的左右移动形成不同的间隙，进而得到不同厚度的干饼，调节机构如图14所示.图14调节机构3.4 本克小结通过参考设计经验和查阅公式，依靠设计方法，计算出了螺杆中心距、螺杆螺棱牙、榨螺主轴、各节螺杆等理论参数，计修了螺杆的基本尺寸，惟圈的尺寸参数，明确了芯轴的结构布置和堪本尺寸，经校核满足传动设计。简单介绍了榨笼结构、出饼机构的结构和工作原理，榨笼装配图在总装图上反映。4带轮和减速器的设计4.1 带传动的设计计算湘异步电机YI601.-6的额定功率P=IIkW.转速n=970min,传动比定为i=34“榨油机工况系数KA=1.1.*1.7>,计算功率：PCa=KaP=12.1kWV带的带型选用B型，小带轮基准d“=200mm,带速v：11dd1.n60×100010.15ms大带轮基准直径：dd2id1.1.1.-680mm经圆整，大带轮标准直径dt1.2=630mm“中心距范围为581.-166()nn,初定为a0-KXXhnin.皮带基准长度：1.d。2a0+(dd1.+dd2)+号山>X3350mm取带的基准长度1.d=3200mm,则实际中心距a为：aa0+!”,F0925mm中心距范困877-102Imma小带轮包角修：1180°-(dd2-dd1.)X57.3°÷a153°>120°查阅得雎根V带的基本额定功率为%=3.77kW,额定功率增地APo=0.30kW,包加修正系数Ka=O.93,带长修正系数K1.=I0九单根V带的额定功率P.：Pr=(Po+APO)K1.1.K1.=4.05kWV带的根数Z为：整=2.98Pr取3,即B型带3根。B带单位长度质量q=0170kgm,初拉力为:%=5。经志西+旷=353N压轴力为:FP=2zF0sin=2059N电机输出轴直径42mm,小带轮基准直径20Omm,小带轮腹板式，大带轮轮辐式。本节计算的带传动,连接电动机和减速器，B型带3根，基准长度320Omm,小带轮直径2(X)mm,大带轮直径630mm,带轮中心距877-1()21mm,每根带的初拉力353N,小带轮按要求选择腹板式，大带轮按要求选择轮辐苴。4.2 装置运动及动力参数计算表4列出：友4各轴运动及动力参数轴转速n(rnin)功率PZkW转矩TNm传动比150810.56327.431.(X)I1.64.1710.041494.194.8()I1.1.17.119.545324.783.75IV17.119.265168.501.004.3 减速器齿轮的设计4.3.1 高速级斜齿圆柱出轮的设计及5岛速级齿轮基本参数名称齿数齿宽分度IS百.径模数压力角螺版角变位系数中心距小齿轮2857mm57.37mm2mm20"12.566°X1=X2=O167mm大齿轮13552mm276.63mm4.3.2 低速级斜齿网柱齿轮的设计去6低速级齿轮丛木参数名称齿数齿宽分度圆直径模数J玉力角螺旋角变位系数中心距小齿轮27105min111.38mn4mm20'14.141*X1=X2=O264mm大齿轮IOII(Xhiim416.63mm4.4 轴及轴上零件的设计4.4.1 轴的设计及轴承、键的选择轴的结构方案如图15所示：图IS高速箱的结构设计参数如表7：表7I轴的卷数名称1.1.1.?1.41.¼1.?直径mm54394550565245长度mm55605052695214.4.2 II、HI轴的设计及轴承、键的选择11、In轴的计算过程与1轴类似，现给出计兑结果如表8：表8H轴的参数名称1.11.*31，5直径mm5560656055长度mm3448IO10035I1.轴结构如图16所示:441.5.卫图16H轴的结构设计山轴的结构参数如表9所示:我9川轴的参数名称1.1.1.Z1.31.1.三J直径mm8()83859()I(K)9085长度mm1805535951052344.5 轴的强度校核对减速耦三根轴进行受力分析，水平面H受力情况如表10：表10轴上水平面H受力情况轴号支反力F/N弯矩M/Nmm总弯矩/Nmm：扭矩T/NmmFN1.U=550.49M1=29590.43I轴FNH2=216.12Mh=27231.62M2=28017.02T=2.167×IO4FNH1.=2246.04M1=133321.6I1.轴Fnh2=2050.28Mh=122296.88M2=128126.8T=1.309X10sFNHI=2267.53M1=161052.4W轴Fnh2=959.73Mh=150677.4M2=158772.9T=6.08×IO5继续计算垂直面V的受力情况,结果如表I1.所示：表I1.轴上垂直面V受力情况轴号支反力F/N弯矩M/Nmm总弯矩/N-mm：扭矩T/NmmFNV1.=234.12Mvi=11577.23M1=29590.431轴FNV2=52.28Mv2=6587.28M2=28017.02T=2.167×IO-1Fnvi=974.95Mvi=53086.03M1=133321.6I1.轴FNV2=546.24Mv2=38209.49M2=128126.8T=1.309×IO5FNV1.=85S.83Mvi=56869.9Mt=161052.4W轴Fnvz=318.8Mv2=50051.6M2=158772.9T=6.08×IO5最大计算应力为:=回平豆=这”丝黑牛02=7,538MPa<,1K.1=60MPa,故可以正常工作。校核11轴上的最大应力OCa2=33.17MPa,同时川轴的最大应力。ca3=1452MPa,均小于许用应力因此，减速器上的三根轴均可以正常工作。5其他零件的设计5.1 扭矩分配器的设计双螺杆榨油机的两根螺杆中心距只有136mm,榨螺变匀速异向旋转，因此需要扭矩分配器来平衡，己知扭矩分配器的两根齿轮轴中心距为136mm,距离太近无法奘两个平行的联轴器，因此考虑错列布置，则两根齿轮轴长度不同，齿轮的齿数为17,模数为8仅改变转动方向，分配扭矩，不改变传动比。主动轴较短，与联轴器相连部分轴径是80mm,齿轮轴的分度圆直径是136mm,支握轴承选用滚针轴承型号为NA49I7,d×D×C=85mmX120mmX35mm.为承受轴向力，在滚针轴承左端套装单列圆惟滚子轴承，里号为30217,标准尺寸4乂*t=8511"11乂1501111乂30.5111111。从动轴较长，支承段轴径为60mm,选择的滚针轴承型号为NA49I2,dXDXC=60mmX8511m×25mm.滚针轴承左端套装的单列圆锥滚子轴承，型号30212,标准尺寸dxDxT=60mm×I1.Omm×23.75mm如果圆锥滚子轴承并排布置，则中间壁厚仅为6mm,因此轴承也必须错位布置。两根齿轮轴短直方向平行，且箱体结构复杂，考虑到安装方便，箱体采用竖直方向的分段式，分为两段，这种箱体安装方便但对接合面的精度要求较高，精密铸造或者数控机床加工都能达到要求“扭矩分配器输出湍轴径均为6()mm,与桦螺轴通过带弹性柱销联轴器相连，型号为1.X4,分配器的结构图如图17所示：图17招矩分配器结构图对齿轮轴的强度进行校核，功率P=926Kw,转知T=5168500Nmm,主动轴和从动轴分别承受一半的扭矩，对齿轮轴进行载荷分析，如图18所示：FtFr图18齿轮轴我荷分析图轴的弯矩合成条件公式是：jM2+(aT)2,fca=G1.->式中：ca轴的计算应力，MPa：M轴受的弯矩，Nmm：a一折合系数，取0.6：T轴受的扭矩，Nmm：W一抗弯截面系数，mn?：.1许用弯曲应力.算得齿轮轴的计算应力。a=57.72MPa<M=570MPa,齿轮轴工作安全，齿轮轴材别选20CrMnTi,漆碳淬火处理15.2 机架的设计机架底座采用尺寸30OmmX1.50mm,壁厚6mm的方钢管焊接而成，底座的总长为图20料斗结构6设计总结6.1 结论综述本设计的YZYX165×2D型双螺杆榨油机,电机功率I1.KW,通过中心距为100omm的带轮传动至二级斜齿切柱由轮减速器，减速淞输出轴与扭矩分配器主动轴通过弹性柱销联轴器连接，扭矩分配器的两根输出轴与两根榨螺杆也是通过弹性柱销联轴器连接，带动棒螺杆在榨笼内异向转动。除笼由框体、压条、压板和松条组成,株条和垫片装在样笼内与压板和压条形成过盈配合，油料经料斗进入进料箱，在喂料段榨螺的推送下进入桦笼，随着螺杆根径变大和螺距减小，空余体积诚小，乐力逐渐增大，将油料的油脂挤出，油脂通过榨条间的灌油缝隙流出，残余的干饼在榨滕末端排出，不同油料要求的干饼厚度不同，通过调节机构进行调节。6.2 存在不足该榨油机的喂料装置仅花料斗，可能造成有时加料过多使梓螺卡死，仃时乂加料过少，降低生产效率，目前市面上的榨油机喂料装置大多采用两个小电机和绞龙分别水平垂直布置来实现定量的喂料，这种喂料方式科学地使机器即不至于卡死，又保证了生产效率，在生产中应当尽量选择定量喂料。虽然榨笼采用左右对开方式，清理榨笼时可以较方便地拆卸，但榨笼体枳较大本身仍然比较笨重，查阅文献时发现仃种带校烧的株笼，不必将桦笼取下来，只需松开螺钉然后绕若较链将梓笼打开即可，这种榨笼结构大大减轻了劳动强度，不必搬动笨重的榨笼，如果制造精度较高，将来可以大力推广。6.3展望本次毕业设计过程中，杳阅相关文献时，发现我国彬油机这类农业机械设备与世界先进水平仍有一定差距，目前的榨油机械正在向自动化的方向发展，未来的榨油机仅需通过计算机控制即可完成生产。此次毕业设计由时间有限，有些问题未能深入研究，部分零部件的结构可能也不是最优的，比如两轴式传动系统虽然最理想，但是一：轴式或内齿分配式传动方式更加安全可靠且耐用，是否有综合两者的传动系统还有待研窕。本次设计的榨油机由于所学知识有限，未能进行仿真和有限元分析，可能结构或者受力方式并非最优解，这也是需要考虑的问题。参考文献1李诗龙.螺旋榨油机的开发U,中国油脂,2003,28(8)；21-23.李诗龙.双螺杆梅油机国内外研究进展U1.中国油周,2(X)5.30(12)：13-16.杜润鸿.纵览螺旋摊油机J粮油加工与食品机械，2006(2)：11-13.李文林，黄风洪，顾强华.双螺杆冷棒机的研制与应用.农业工程学报,2006,22(6)：91-95.5胡建平.新型酎磨枪条在大型螺旋榨油机上的应用J.中国油脂,2017,42(5)：154-155.6白琼.对部分螺旋柏油机结构及出油率的调研与分析J.机电教育创新，2018<21)：98+111.7孙德超.蝶族榨油机质同安全问遨及原因分析UJ.农业机械.2(K)X(5)：66-67.汪虹.浅析双螺杆榨油机J.中国油脂，2(M)5.30(8)：26-27.9Sg1.R&相海，胡淑珍,等.螺旋榨油机关键设计的探讨J.农机化研究.2013(11)：92-94+98.10吕斌.螺艇榨油机质Ifc及食用油加工现状调查U1.农业科技与设餐,2017<7)«71-72.U1.杨根初,双螺杆榨油机关键设计技术的研究D.湖北武汉，武汉工业学院,2010.12赵国志.油脂螺旋压榨机技术的进展力.中国油脂，1999,24<3)；6-8.郑竟成,唐善华.关于螺旋榨油机压缩比分析机.粮食与油麻2011,<9)；41.14)李诗龙.全压榨油机榨膛设计探讨J.粮食与油脂，2010,(9)：7-9.15：胡志刚,刘金波，张永林,等.SYZXMO型冷热两用双螺杆榨油机研制U1.中国油脂,2017,42(I)：149-152.16李诗龙,张永林,刘协舫.双阶多级压榨双螺杆摊油机研制U.农业工程学报,2010.26(8)：102-107.17)濮良货.陈国