目錄1.1整機結構設計分析 1圖1-1菜籽螺旋榨油機總體結構示意圖 11.2重要組件結構設計分析 31.2.1螺旋擠壓組件的結構設計與分析 3圖1-2菜籽螺旋榨油機螺旋擠壓組件結構示意圖 31.2.2入料組件的結構設計與分析 4圖1-3菜籽螺旋榨油機入料組件結構示意圖 41.2.3機架組件的結構設計與分析 5圖1-4菜籽螺旋榨油機機架組件結構示意圖 51.2.4集油組件的結構設計與分析 6圖1-5菜籽螺旋榨油機集油組件結構示意圖 6圖1-6菜籽螺旋榨油機傳動系統組件結構示意圖 73.1菜籽螺旋榨油機技術參數 83.2榨油螺桿與腔體的設計計算 93.2.1榨膛容積比 93.2.2進料端榨膛容積 93.2.3出料端榨膛容積 93.2.4榨膛壓力P 103.2.5榨膛基本結構尺寸及受力分析 10 113.3傳動系統的設計計算 123.3.1傳動系統總效率計算 123.3.2傳動比計算與分配 133.3.3各軸轉速的計算 143.4電機的設計 143.4.1電機功率的計算 143.4.2電機的選型 143.5V帶輪的設計計算 153.5.1確定計算功率Pca 15其中：P為電機的驅動功率，也即電機的計算功率，上文計算為3.3Kw。 153.5.2V帶的選擇 153.5.3確定帶輪的基準直徑 163.5.4確定傳動中心距a和帶的基準長度 163.5.5驗算主動輪(小帶輪)上的包角 173.5.6確定V帶的根數 173.5.7計算單根V帶的初拉力 183.5.8計算壓軸力 183.5.9帶輪材料的選擇 183.6螺旋擠壓主軸設計計算與校核 223.6.1軸的結構設計 223.6.2最小軸徑 233.6.3軸的受力簡圖 243.6.4垂直面支反力 243.6.4水平面支反力 253.6.5垂直面彎矩圖 263.6.6水平面彎矩圖 263.6.7合成彎矩圖 273.6.8繪制扭矩圖 283.6.9校核軸的強度 293.7減速器設計 303.7.1減速器傳遞效率 303.7.2傳動比計算與分配 303.7.3動力學參數計算 313.7.4圓柱齒輪傳動的設計計算 321、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 322、按齒面接觸疲勞強度設計 323、按齒根彎曲疲勞強度設計 354、確定傳動尺寸 375、計算齒輪傳動其它幾何尺寸 383.7.5大圓柱齒輪基本結構 393.7.6輸入軸的計算 403.7.7齒輪箱箱體參數設計 421.1整機結構設計分析機架組件2-殘渣餅收集組件3-過濾組件4-收油組件5-集油組件6-電機減速器8-主動小帶輪9-皮帶10-左支座11-螺旋主軸大帶輪12-螺旋主軸入料組件14-入料錐斗支座15-榨膛殼16-鍵17-螺旋擠壓套軸18-擠壓筒19-調節手柄20-鎖緊套21-支座端蓋22-軸承23-右支座圖1-1菜籽螺旋榨油機總體結構示意圖菜籽螺旋榨油機總體結構如上圖1-1所示，上圖為軸測圖，為了表達內部結構，采取了局部剖的形式把螺旋擠壓組件剖開。菜籽螺旋榨油機主要由機架組件、殘渣餅收集組件、過濾組件、收油組件、集油組件、電機、減速器、主動小帶輪、皮帶、左支座、螺旋主軸大帶輪、螺旋主軸、入料組件、入料錐斗支座、榨膛殼、鍵、螺旋擠壓套軸、擠壓筒、調節手柄、鎖緊套、支座端蓋、軸承、右支座等23個部分組成。整個菜籽螺旋榨油機是電機驅動，利用帶傳動帶動螺旋主軸轉動，進而控制螺旋擠壓軸套在擠壓筒內螺旋運動，實現壓榨，油液通過擠壓筒毛細長孔落入到收集部分。整機安裝在機架組件1上，以機架組件1作為整個機器的基體，驅動電機6，電機工作進而控制減速器7工作，減速器以一定的減速比變換后，驅動輸出軸上的主動小帶輪8轉動，主動小帶輪通過皮帶9把轉速傳遞給螺旋主軸大帶輪11，大帶輪通過鍵連接驅動螺旋主軸12旋轉，螺旋主軸通過在機架組件的平臺上設置左支座10和右支座23來作為整個螺旋榨油螺旋部分的支撐，同時左右支座內各設置兩個軸承，用于固定螺旋主軸，支座外側用支座端蓋21軸向定位。螺旋主軸12通過鍵16驅動螺旋擠壓軸套17轉動。螺旋擠壓軸套是螺旋葉片式，螺旋葉片到最右側是螺旋葉片齒根圓逐漸增大的，這樣就會使得擠壓空間逐漸減小，從而有利于把油渣分離。螺旋擠壓軸套外側同心安裝擠壓筒18，由于擠壓筒內壁開設溝槽后粗糙不平，這樣就會使得螺旋擠壓軸套驅動物料在擠壓筒粗糙內壁不斷地摩擦擠壓，實現榨油，油液會通過擠壓筒開設的毛細長孔落入到下側的過濾組件3里，經過過濾的油液通過集油組件5的收集后落入到收油組件4內。另一方面，油渣會因為逐漸減小的壓榨空間作用，從右側鎖緊套20內壁擠壓出，油渣被擠壓成渣餅后落入到殘渣餅收集組件2內實現收集。鎖緊套可以通過手柄19進行鎖緊擠壓筒，使得在工作的時候達到穩定榨油。擠壓筒外側設置一個炸膛殼15，炸膛殼起到兩個作用，一方面因為環形腔體，用于防止擠壓出油液四濺，集中收集到下側過濾組件內，另一方面，作為基本連接體連接左右兩個支座以及入料錐斗支座14，這樣會形成一個整體結構，保證穩定性。入料錐斗支座14上方設置入料組件13，物料通過入料組件進入到錐斗支座下腔的螺旋擠壓部分，然后螺旋擠壓持續推進物料實現擠壓榨油。以上就是整個菜籽螺旋榨油機的基本原理，整機實現了入料、螺旋推料、螺旋擠壓、榨油、出渣餅、出油液、過濾、收集等功能。1.2重要組件結構設計分析1.2.1螺旋擠壓組件的結構設計與分析螺旋主軸2-螺旋擠壓套筒3-長平鍵4-擠壓筒5-榨膛殼6-鎖緊套7-調節手柄8-出渣頭圖1-2菜籽螺旋榨油機螺旋擠壓組件結構示意圖菜籽螺旋榨油機螺旋擠壓組件結構如上圖1-2所示，上圖為軸測圖，為了表達內部結構，采取了半剖的形式把螺旋擠壓組件剖開。螺旋擠壓組件主要由螺旋主軸、螺旋擠壓套筒、長平鍵、擠壓筒、榨膛殼、鎖緊套、調節手柄、出渣頭等8個部分組成。螺旋擠壓組件是整個菜籽螺旋榨油機最關鍵的部分。把從進料組件進入的物料實現推料、擠壓、榨油、出餅的功能。整個組件通過左右兩個支座搭配軸承進行定位，提供旋轉條件，同時左側通過入料器錐斗支座與左支座連接，右側通過右連接座與右支座連接，形成一個整體壓榨裝置。電機經過減速器和帶傳動驅動螺旋主軸1旋轉，螺旋主軸再通過長平鍵3作用驅動螺旋擠壓套筒2旋轉，套筒外側安裝定位一個擠壓筒4，擠壓筒的內壁有一定的溝槽，同時設置毛細長孔均布分布，擠壓筒和螺旋擠壓套之間就會形成擠壓腔。此時物料進入的時候，經過螺旋擠壓套筒進行推料到右側擠壓腔進行壓榨，物料一方面經過螺旋擠壓套筒的推料，另一方面，物料在右移的時候與擠壓筒粗糙內壁摩擦擠壓，就會實現榨油功能。由于螺旋擠壓套筒右端的螺旋葉片齒根圓逐漸增大，這樣就會使得擠壓空間逐漸減小，使得擠壓出來的殘渣與油液分離，通過出渣頭8與鎖緊套6內壁形成出渣腔體，這樣殘渣就會被擠壓成渣餅從此處擠出。鎖緊套上對稱安裝兩個調節手柄7，用于調節壓緊擠壓筒，同時用于軸向限位。以上就是整個螺旋擠壓組件的基本結構組成及原理分析。1.2.2入料組件的結構設計與分析1-料斗上圈2-料斗腰圈3-料斗底座圖1-3菜籽螺旋榨油機入料組件結構示意圖菜籽螺旋榨油機入料組件結構如上圖1-3所示，主要由料斗上圈、料斗腰圈、料斗底座等3個部分組成。整個入料組件采用斗式形式，可以實現物料的入料功能，安裝在螺旋擠壓組件的前側的入料器錐斗支座上。入料組件整體入料部分呈現錐形分布，方便物料的進入，料斗上圈1和料斗腰圈2都是厚度為1mm的Q345高強度錳板材料，經過激光下料和圓形折彎制作而成。料斗底座3通過激光下料的Q345制作而成，料斗底座上開設四個螺栓安裝孔，用于把入料組件與入料器錐斗支座通過螺栓安裝固定。整體結構采用焊接的形式，保證了強度、剛度的同時，實現了功能，方便加工生產。以上就是采用整體焊接形式的入料組件基本結構及原理分析。1.2.3機架組件的結構設計與分析機架平臺板2-機架豎直加強梁3-機架支腿豎梁4-機架縱梁5-地腳板6-機架橫梁7-電機安裝座8-減速器安裝座9-機架底板圖1-4菜籽螺旋榨油機機架組件結構示意圖菜籽螺旋榨油機機架組件結構如上圖1-4所示，主要由機架平臺板、機架豎直加強梁、機架支腿豎梁、機架縱梁、地腳板、機架橫梁、電機安裝座、減速器安裝座、機架底板等9個部分組成。整個機架組件采用焊接的形式，因為機架承載整個機器運轉，需要較強的穩定性和強度要求。整體式焊接不僅保證了整體的強度、剛度要求，還保證了機器在運轉過程中的穩定性。機架主要采用不同長度尺寸的40mm×40mm×3mm的型材方管焊接組成基本框架，然后用激光下料機架底板9、機架平臺板1和地腳板6，材料均采用Q345高強度錳板，機架平臺板1因為要承受左右支座的拉伸擠壓力，所以厚度采用16mm，地腳板5采用厚度為8mm，機架底板9采用厚度為10mm。保證了整機機架連接的穩定性。同時，電機安裝座7采用5mm厚的Q345高強度錳板激光下料后折彎，然后焊接在底板上，用于承載主電機。減速器安裝座8采用6mm厚的高強度錳板激光下料后折彎，然后焊接在底板上，用于承載減速器。機架平臺上方從左到右分別開設用于帶傳動和過濾落油的兩個長方孔。以上就是整個機架組件的基本結構分析。1.2.4集油組件的結構設計與分析上安裝平板2-直腰橫板3-收腰右側板4-直腰縱板5-收腰左側板6-收腰后側板7-出油口縱板8-出油口橫板9-收腰前側板圖1-5菜籽螺旋榨油機集油組件結構示意圖菜籽螺旋榨油機集油組件結構如上圖1-5所示，主要由上安裝平板、直腰橫板、收腰右側板、直腰縱板、收腰左側板、收腰后側板、出油口縱板、出油口橫板、收腰前側板等9個部分組成。整個集油組件由不同零件焊合而成。通過焊合成為一體式，一體式的設置，具有較高的強度、剛度和穩定性，此組件安裝在機架上，在過濾組件正下方位置，把過濾出來的油液集中收集到收油組件里。集油組件整體焊接，采用4mm厚度，材料為Q345高強度錳板激光下料后焊接而成，上方設置上安裝平板1，用于與機架連接，中間設置直腰橫板2和直腰縱板4組成直腰部分，下方設置收腰右側板3、收腰左側板5、收腰后側板6和收腰前側板9組成收腰部分，尾部設置出油口縱板7和出油口橫板8組成出油口。以上就是整個集油組件的基本結構及原理分析。1.2.5傳動系統的結構設計與分析電機2-聯軸器3-減速器4-主動小帶輪5-皮帶6-螺旋主軸大帶輪7-軸承8-螺旋擠壓組件9-端蓋圖1-6菜籽螺旋榨油機傳動系統組件結構示意圖菜籽螺旋榨油機傳動系統組件結構如上圖1-6所示，主要由電機、聯軸器、減速器、主動小帶輪、皮帶、螺旋主軸大帶輪、軸承、螺旋擠壓組件、端蓋等9個部分組成。整個傳動系統組件由電機1提供動力源，電機經過聯軸器2與減速器3的輸入軸連接，經過減速器減速后，動力從減速器輸出軸輸出，輸出軸上通過鍵與主動小帶輪4連接，直接驅動小帶輪轉動，小帶輪經過皮帶5把動力傳遞給螺旋主軸大帶輪6，帶動大帶輪轉動，大帶輪經過鍵連接帶動螺旋擠壓組件8的螺旋擠壓軸旋轉，進而帶動整個擠壓組件的工作。擠壓組件兩側分別設置兩個軸承7安裝在左右支座內，用于固定螺旋擠壓軸的回轉，同時設置兩個端蓋9，用于限制螺旋擠壓組件的軸向位置。以上就是整個傳動系統組件的基本傳動分配原理和結構。3.1菜籽螺旋榨油機技術參數螺旋擠壓組件驅動功率：2.5Kw（參考市場現有實際產品6YL-70功率，因為本文設定功率沒包含加熱器等附件功率，所以本文取小于3Kw的功率作為設計標準）螺旋擠壓主軸轉速：64r/min（參考市場現有實際產品6YL-70的轉速）驅動電機轉速：1440r/min榨油生產能力：Q=70kg/h圖3.1菜籽螺旋榨油機樣機參數表3.2榨油螺桿與腔體的設計計算3.2.1榨膛容積比其中：為進料端榨膛容積為出料端榨膛容積查設計手冊得坯實際壓縮比=2.3;實際壓縮比=3.3本設計的螺旋榨油機對象是菜籽，其總壓縮比ε＝7.5～14,取ε＝83.2.2進料端榨膛容積其中：Q為生產能力，Q=70kg/h為出坯率，本文取0.9為料坯充滿系數，本文取0.6為料坯系數，本文取0.7為入料坯容重，本文取0.9㎏/㎝3所以：3.2.3出料端榨膛容積因為：ε＝8，所以：3.2.4榨膛壓力P其中：為壓腔壓力轉換系數，一般取0.00085為實際壓縮比=3.3w為殘油率，取5％所以：3.2.5榨膛基本結構尺寸及受力分析（1）榨膛基本結構尺寸圖3.2菜籽螺旋榨油機榨膛基本結構尺寸示意圖連續型螺旋擠壓機設計。螺桿直徑：即螺桿的外徑，它是擠出機的重要參數，一般用D表示，單位為mm，它表征擠出機擠出量的大小。在設計或選用擠出機前，一般擠出機生產能力及轉速已經確定，螺桿直徑的選取主要是根據擠出機的產量來確定設計參數：生產以菜籽為主料，最大產量為70Kg/h,最高轉速為64r/min。根據我國單螺桿擠出機基本參數表(JB/T5420-91)和螺桿直徑系列標準，取螺桿公稱直徑:D=70mm。未變徑有效螺桿的螺旋擠壓片長度為：L=5D～10D取L=7.3D≈7.3×70≈510mm根據實踐經驗，螺大體分為二段，具體每段里有變變徑螺距，具體長度的分配如下表3-1。表3-1螺桿參數表段號第一段第二段螺距7070擠壓片外徑D110110擠壓片底徑D17070+2Ltan6°（6°斜邊）長度510210（2）榨膛基本受力受力分析對榨膛螺桿的強度和剛度校核的基本依據，受力分析至關重要。本次設計的螺桿分為兩段，第一段為大受力位置，因為擠壓片外徑與底徑差值大，受力大，第二段為變徑，外徑不變，底徑線型逐漸變大，受力面積小，受力減小。對于受力分析來說，只需求出本次設計螺桿的最大受力即可。因為螺桿的旋轉，摩擦擠壓的存在，就會產生圓周力，圓周力在螺桿外徑出會分出作用于軸的軸向力和一個轉矩，圓周力為：其中：扭矩α為螺旋擠壓片的傾角，β為背面的傾角D為擠壓片的外徑，110mm。求圓周力分力徑向力為：根據：其中：80%—螺旋擠壓機徑向力占圓周力的百分數又因為螺旋葉片擠壓面為直角，軸向力即為前進的擠壓力：其中：P為榨膛壓力，上文計算為P=1.49MPa；D為擠壓片外徑，110mm；D1為擠壓片底徑，70mm。3.3傳動系統的設計計算3.3.1傳動系統總效率計算軸承的傳遞效率為：V帶輪傳輸效率為：電機輸出傳遞效率為：螺旋擠壓組件的傳遞效率為：則總傳動效率為：3.3.2傳動比計算與分配已知：從電機到螺旋擠壓主軸經過兩級傳動，一級為減速器傳動，二級為帶傳動。一般V帶傳動比≤6，本文設計取2.5所以總減速比即為減速器傳動比和帶傳動傳動比乘積：可得：3.3.3各軸轉速的計算所以減速器輸出軸轉速為：又因為主動小帶輪安裝在減速器輸出軸上所以：大帶輪與螺旋擠壓主軸轉速相同即：3.4電機的設計3.4.1電機功率的計算已知：螺旋擠壓組件驅動功率：2.5Kw。所以電機的功率為：3.4.2電機的選型驅動電機轉速：1440r/min所以選用比此功率稍微大的功率的電機作為本次設計的玉米脫粒機的驅動電機。本次選用Y112M-4電機，功率為4Kw，同步轉速1440r/min。圖3.3菜籽螺旋榨油機驅動電機示意圖具體參數如下：表3-2電機參數表型號額定功率額定轉速額定電流重量Y112M-44Kw1440r/min4A21kg3.5V帶輪的設計計算3.5.1確定計算功率Pca查閱機械設計手冊V帶設計原則得到工作情況系數KA=1，故 其中：P為電機的驅動功率，也即電機的計算功率，上文計算為3.3Kw。3.5.2V帶的選擇本文設計的菜籽螺旋榨油機采用帶傳動，結構簡單、傳動平穩、傳遞效率高且傳動效果好。根據計算得知的功率和小帶輪的轉速，可以選擇V帶的型號為A型。3.5.3確定帶輪的基準直徑（1）查《機械設計》一書中的表8-9，選擇小帶輪基準直徑，根據選型圖的推薦值得，，符合標準系列。（2）計算從動大帶輪的基準直徑帶輪傳動比為：所以從動大帶輪的基準直徑為：參考A型V帶的基準直徑系列，選擇250mm所以：（3）驗算V帶的速度V：因為故帶速符合要求。3.5.4確定傳動中心距a和帶的基準長度根據代入得：得：取又因為：可得：查《機械設計基礎》一書中查表13—2，選擇基準長度。實際的中心距：考慮帶傳動的安裝、調整和V帶張緊的需要，中心距變動范圍為得出變動范圍為：428.6mm-493mm3.5.5驗算主動輪(小帶輪)上的包角滿足要求。3.5.6確定V帶的根數V帶的根數由下列公式確定：其中：—單根普通V帶的基本額定功率—包角修正系數—帶長修正系數考—單根普通V帶時額定功率的增量查《機械設計基礎》一書中查表13—6，查《機械設計基礎》一書中查表13—2，查《機械設計基礎》一書中查表13—8，查《機械設計基礎》一書中查表13—4，所以：取3根。3.5.7計算單根V帶的初拉力由表8-3得A型帶的單位長度質量所以：3.5.8計算壓軸力3.5.9帶輪材料的選擇帶輪材料選取帶輪是帶傳動中的重要零件，它必須滿足下列要求：質量分布均勻；安裝時對中性好，轉速高時要經過動平衡；鑄造和焊接時的內應力小；輪槽工作面要精細加工（表面粗糙度一般為Ra=3.2）,以減輕帶的磨損；各槽尺寸和角度應保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。帶輪材料主要采用鑄鐵，常用材料的牌號為HT150或HT200；轉速較高時宜采用鑄鋼（或用鋼板沖擊后焊接而成）；小功率時可用鑄鋁或塑料。本次設計有兩個型號帶輪，分別為主動小帶輪，螺旋主軸大帶輪。上文計算出的帶輪的帶速為：屬于低轉速帶傳動，材料選用HT150。（2）帶輪結構設計原則帶輪的結構設計主要是根據帶輪的基準直徑選擇結構型式；選擇帶輪的結構形式，根據帶的型號確定輪槽尺寸；帶輪的其它結構尺寸可參照經驗公式計算。確定帶輪各部分尺寸后，既可繪制出零件圖，并按工藝要求注出相應的技術條件等。V帶兩側面夾角為40°，而輪槽楔角ψ0卻是34°、36°、或38°，其原因是V帶在輪上彎曲時，其截面形狀發生變化，外邊（寬邊）受拉而變窄，內邊（窄邊）受壓而變寬，因而使V帶的楔角變小。（3）主動小帶輪設計由上文計算可知主動小帶輪類型為A型帶，基準直徑為dd1=100mm，由于帶輪直接與減速器輸出軸配合，所以主動小帶輪內孔孔徑與減速器輸出軸直徑相同，即：又因為：所以采用實心帶輪。因為采用A型帶：e=15mm，f=9mm，Z=3所以：帶輪寬度為：又因為：，其中當B＜1.5d時，L=B，本次設計B=48＜1.5×40=60mm所以：取L=B=48mm。中心孔d=40mm，設計鍵槽，查閱標準可知＞38mm-44mm軸徑時，采用12的鍵，所以中心孔開設12的鍵槽，寬度12mm，最大高度為43.3mm。具體小帶輪結構尺寸如下圖3.4所示：圖3.4主動小帶輪基本結構尺寸圖齒頂圓直徑為：齒根圓直徑為：小帶輪具體參數如下表3-3所示。表3-3小帶輪參數表帶型號dadddfhahfbdψL/BefA型105.5mm100mm82.6mm2.75mm8.7mm11mm34°48mm15mm9mm從動大帶輪設計由上文計算可知從動大帶輪類型為A型帶，基準直徑為dd2=250mm，由于帶輪直接與螺旋主軸配合，所以大帶輪內孔孔徑與螺旋主軸輸出軸直徑相同，即：又因為：所以采用腹板式帶輪。因為采用A型帶：e=15mm，f=9mm，Z=3所以：帶輪寬度為：又因為：，其中當B＜1.5d時，L=B，本次設計B=48＜1.5×40=60mm所以：取L=B=48mm。中心孔d=40mm，設計鍵槽，查閱標準可知＞38mm-44mm軸徑時，采用12的鍵，所以中心孔開設12的鍵槽，寬度12mm，最大高度為43.3mm。具體小帶輪結構尺寸如下圖3.5所示：圖3.4從動大帶輪基本結構尺寸圖齒頂圓直徑為：齒根圓直徑為：腹板最大直徑設計為：D1=220.6mm腹板最小直徑為：本文取d1=80mm。腹板厚度為：本文取：C=12mm。腹板均布四個減重孔，孔徑為：本文取d0=40mm。腹板均布四個減重孔，均布直徑為：大帶輪具體參數如下表3-43所示。表3-4大帶輪參數表帶型號dadddfhahfbdψL/BefA型255.5mm250mm232.6mm2.75mm8.7mm11mm34°48mm15mm9mm帶型號d1Cd0D0D1A型80mm12mm40mm150.3mm220.6mm3.6螺旋擠壓主軸設計計算與校核3.6.1軸的結構設計圖3.6螺旋擠壓主軸基本結構圖螺旋擠壓主軸是提供螺旋擠壓的最主要的零件，它的強度和剛度直接決定螺旋擠壓系統的可靠性。軸段1：安裝螺旋主軸大帶輪，設置卡簧槽，直徑d1=40mm，根據帶輪寬度以及卡簧槽軸端距，設置L1=57mm，同時此軸段設置一個45mm×10mm的鍵槽和一個A型40的卡簧槽。軸段2：安裝兩個深溝球軸承6309，直徑d2=45mm，軸承的寬度為25mm，需要兩個軸承同時作用，根據左支座基本機構分布在左右兩端，綜合考慮后設計L2=150mm。軸段3：凸臺臺階，左側用于固定軸承軸向位置，右側用于固定螺旋擠壓套軸，設置直徑d3=70mm，根據實際設置寬度L3=30mm。軸段4：安裝螺旋擠壓套軸，通過鍵連接配合，根據基本結構和螺旋擠壓套軸的長度，設置直徑d4=45mm，長度設置L4=992mm，同時此段軸設置一個14mm×980mm的長鍵槽用于固定螺旋擠壓套筒。軸段5：安裝兩個深溝球軸承6308，直徑d5=40mm，軸承的寬度為23mm，需要兩個軸承同時作用，根據右支座基本機構分布在左右兩端，綜合考慮后設計L5=85mm。表3-5軸的直徑和長度軸段12345直徑4045704540長度5715030992853.6.2最小軸徑因為本次設計的螺旋榨油機主軸受到轉矩和軸向力，通過最小軸徑校核計算出最小的可滿足的軸徑即完成了校核與設計。1)求軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1已知：螺旋擠壓組件驅動功率：2.5Kw。2)初步確定軸的最小直徑：先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr（調質），硬度為260HBS，根據表，取A0=112，于是得輸出軸上的最小直徑顯然是安裝帶輪的內孔，必在軸上開有鍵槽，因此，為了開鍵槽又不消耗輸出軸的強度，可以使周的直徑增加5%以上，這樣增加輸出軸的尺寸，因而可以提高軸的工作強度。本文設計取d=40mm。強度滿足要求。3.6.3軸的受力簡圖軸所受的載荷是從軸上零件傳來的。計算時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點，作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當作置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。通常取在軸承寬度中間處。本文設計的螺旋擠壓軸部分分為兩段，第一段為大受力位置，因為擠壓片外徑與底徑差值大，受力大，第二段為變徑，外徑不變，底徑線型逐漸變大，受力面積小，受力減小。對于受力分析來說，只需考慮最大力部分第一部分的作用第一段中點即可。經過上文計算數據及分析得出本次軸的受力簡圖如下圖3.7所示：圖3.7螺旋擠壓主軸受力簡圖3.6.4垂直面支反力將空間力系轉化為垂直面的力系，具體受力圖如下圖3.8所示：圖3.8螺旋擠壓主軸垂直面受力簡圖以C為支點取矩：代入數據得：得出：所以：3.6.4水平面支反力圖3.9螺旋擠壓主軸水平面受力簡圖以C為支點取矩：代入數據得：得出：所以：3.6.5垂直面彎矩圖圖3.10螺旋擠壓主軸垂直面彎矩簡圖A點支反力對B點取矩：C點支反力對B點取矩：繪制垂直面彎矩圖為：圖3.12螺旋擠壓主軸垂直面彎矩圖3.6.6水平面彎矩圖A點支反力對B點取矩：C點支反力對B點取矩：繪制水平面彎矩圖為：圖3.13螺旋擠壓主軸水平面彎矩圖3.6.7合成彎矩圖A支點對B點的合成彎矩：C支點對B點的合成彎矩：合成彎矩圖如下圖所示：圖3.14螺旋擠壓主軸合成彎矩圖3.6.8繪制扭矩圖因為：繪制扭矩圖如下圖所示：圖3.15螺旋擠壓主軸扭矩圖總合成圖如下圖所示：圖3.16螺旋擠壓主軸總圖3.6.9校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大當量彎矩的強度（既危險截面B或者C的強度）。由經驗公式及上面計算出的數值可得出。公式：式中：—軸的抗彎拋面模量，—軸的許用應力，。按軸實際所受彎曲應力的循環特性，在、、中選取其相應的數值，從《機械設計基礎》可以查出。按《機械設計基礎》書中查得，對于的碳鋼，承受對稱循環變應力時的許用應力3.7減速器設計3.7.1減速器傳遞效率查表得：高速級聯軸器選擇彈性聯軸器效率為：η1=0.99高速軸軸承選擇深溝球軸承：η2=0.99第一級圓柱齒輪選擇8級精度的一般齒輪傳動（油潤滑）的效率：η3=0.97中間軸軸承為深溝球軸承：η4=0.99第二級圓柱齒輪選擇8級精度的一般齒輪傳動（油潤滑）的效率：η5=0.97低速軸軸承為深溝球軸承η6=0.99低速級聯軸器選擇十字滑塊聯軸器，傳動效率為0.97-0.99取η7=0.983.7.2傳動比計算與分配因為：所以，分配減速比如下：減速器總傳動比高速級傳動比則低速級的傳動比為3.7.3動力學參數計算（1）各軸轉速：（2）各軸輸入功率：（3）各軸輸入轉矩：3.7.4圓柱齒輪傳動的設計計算1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數①根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°。②選用7級精度。③材料選擇：選擇小齒輪40Cr（調質），硬度為280HBW，大齒輪45（調質），硬度為240HBW④選小齒輪齒數z1=34，則大齒輪齒數z2=z1×i=34×3=102。2、按齒面接觸疲勞強度設計1)試算小齒輪分度圓直徑，即①確定公式中的各參數值試選KHt=1.3計算小齒輪傳遞的扭矩:查表選取齒寬系數φd=1計算區域系數ZH由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa。由式(10-9)計算接觸疲勞強度用重合度系數Zε。計算接觸疲勞許用應力[σH]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為計算應力循環次數：查取接觸疲勞系數取失效概率為1%，安全系數S=1，得取[σH]和[σH]中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即②試算小齒輪分度圓直徑2)調整小齒輪分度圓直徑①計算實際載荷系數前的數據準備。圓周速度ν齒寬b②計算實際載荷系數KH。由表查得使用系數KA=1根據v=5.64m/s、7級精度，查得動載系數Kv=1.02齒輪的圓周力。KA×Ft/b=1×289.97/74.8=3.88N╱mm<100N╱mm查表得齒間載荷分配系數KHα=1.2用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，得齒向載荷分布系數KHβ=1.222由此，得到實際載荷系數③可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑④及相應的齒輪模數3、按齒根彎曲疲勞強度設計①試算模數，即②確定公式中的各參數值。試選KFt=1.3計算彎曲疲勞強度用重合度系數Yε。計算YFa×YSa/[σF]由表查得齒形系數查得應力修正系數查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為應力循環次數查得彎曲疲勞壽命系數取彎曲疲勞安全系數S=1.25，得兩者取較大值，所以③試算齒輪模數1)調整齒輪模數①計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度ν齒寬b齒高h及齒寬比b/h②計算實際載荷系數KF根據v=5.77m/s，7級精度，查得動載系數Kv=1.09查表得齒間載荷分配系數KFα=1.2用插值法查得KHβ=1.222，結合b/h=24.4查圖得KFβ=1.044。則載荷系數為③按實際載荷系數算得的齒輪模數對比計算結果，從滿足彎曲疲勞強度出發，從標準中就近取m=2.5mm。4、確定傳動尺寸1)計算中心距小齒輪齒數Z1=34則，Z2=102，m=2.52)計算小、大齒輪的分度圓直徑3)計算齒寬考慮到不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬和節省材料，一般將小齒輪略為加寬取B1=90mm，B2=85mm主要設計結論齒數z1=34，z2=102，模數m=2.5mm，壓力角α=20°，中心距a=170mm，齒寬B1=90mm、B2=85mm5、計算齒輪傳動其它幾何尺寸①計算齒頂高、齒根高和全齒高②計算小、大齒輪的齒頂圓直徑③計算小、大齒輪的齒根圓直徑3.7.5大圓柱齒輪基本結構圖3.17減速器大齒輪二維圖設計大齒輪基本參數為：z2=102，模數m=2.5mm，壓力角α=20°，中心距a=170mm，齒寬B2=85mm，齒輪參數和幾何尺寸總結表3-6高速級齒輪主要結構尺寸代號名稱計算公式小齒輪大齒輪模數m2.52.5螺旋角β左旋0°0'0"右旋0°0'0"齒頂高系數ha*1.01.0頂隙系數c*0.250.25齒數z34102齒寬B9085齒頂高ham×ha*2.52.5齒根高hfm×(ha*+c*)3.1253.125分度圓直徑d85255齒頂圓直徑dad+2×ha90260齒根圓直徑dfd-2×hf78.75248.75中心距a1701703.7.6輸入軸的計算1)求輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1P1=3.27kW；n1=1440r/min；T1=21.69N?m2)初步確定軸的最小直徑：先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45（調質），硬度為240HBW，根據表，取A0=110，于是得輸入軸的最小直徑是安裝聯軸器的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%輸入軸的最小直徑是安裝聯軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩Tca=KA×T