PAGEPAGE1黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計（論文）目錄第一章緒論 41：工作原理 52：設計榨油機的程序 63：準備階段 64：方案設計階段 65：技術設計階段 7第三章螺旋榨油機的結構設計 91:榨螺軸的設計 92:榨籠的構造 93:齒輪箱的構造及入料器的構造 94:調節(jié)裝置的設計 9第四章螺旋榨油機主要參數(shù)的確定 104.1：螺桿的設計及其校核 104.2:齒輪傳動部分設計 184.2.1：Ⅰ軸和Ⅱ軸嚙合齒輪的計算·········································184.2.2:軸的選用及強度計算和校核···········································234.3：帶傳動的設計計算 254.3.1平型帶輪的設計 254.4螺旋式壓榨機的電動機選擇 28第五章各軸承及鍵的選擇及有關校核 291:鍵的選擇設計 292：軸承的設計 303：滾動軸承的選擇 31第六章結束語 33

螺旋式壓榨機的設計摘要：螺旋榨油機過去是現(xiàn)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(shù)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ThedesignspiralpresserAbstract：Screwpressinthepastandisstilloilproductioninahost.Leachinginthemodernlegalsystemistheoilcompaniesofmostofthehighfueloilwereusedorpre-press-leachingmethodtopreparetheoil,sopre-pressmachine-oilscrewpressisstillimportantcomponentsofindustrialproduction.Screwpressofthestructureofadirectimpactonoilproductionquantityandquality.Thepressofworkisthescrewaxisandthepressingpartofthecagestructure,materialembryoaxisandsqueezedThistextthroughthespiralspacebetweenthecage-bombingbore,andbeingsqueezed.Sotheypressofthe"heart",whichdirectlyaffectsthestructureofoilpressperformance.Inthispaper,theinformationaboutpressmachine,andthencomparedpresserstructure,designitsstructure,thescrewdesignisthedesignofthemainbody,squeezingthroughontheamountofsubstanceandproductionareconstant,obtainedscrewdesignprocess,Thistextslowdownthedrivewithtwotransmission,themachineoperatesinastable.Onmachinepower,torque,andfinallysetthemotor.Alsoanimportantpartofthewholedesignandmakecheck,allowingthenormaloperationofthemachine。

Keywords:oilpress;pressedcage;;production;check第一章緒論在我國，榨油機的發(fā)展已二十多年，從傳統(tǒng)的榨油設備，到現(xiàn)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。現(xiàn)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(xiàn)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。

第二章螺旋榨油機的工作原理1：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(xiàn)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(xiàn)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。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(xiàn)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。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。4：方案設計階段螺旋式壓榨機的主要區(qū)別體現(xiàn)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(tǒng)，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。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。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(shù)，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(shù)（轉速、速度等），然后選定原動機的參數(shù)（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(xié)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。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。

第三章螺旋榨油機的結構設計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(xiàn)塞餅現(xiàn)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: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。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。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(xiàn)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。

第四章螺旋榨油機主要參數(shù)的確定4.1：螺桿的設計及其校核（1）：榨膛容積比εε＝ＶＪ／Ｖch（2.1）查設計手冊得坯實際壓縮比εP=2.39;實際壓縮比εn=3.25對于榨螺軸上，任何一節(jié)榨螺的理論壓縮比與實際壓縮比式中：——榨螺上任一節(jié)榨螺的理論壓縮比；——榨螺上任一節(jié)榨螺的實際壓縮比；——榨機的理論壓縮比與實際壓縮比的比值。預計在7.5到14之間，選擇12越大，作用在熱胚料上的單位壓力P也大而榨油機的生產率也高。P的計算式為：P=（MPa）P=71.98MPa式中：為取決于熱胚水分和溫度的系數(shù)，W為榨料的水分，榨料不同W也不同，一般為1%到2.8%內，當W=2.5%時，0.0045，e為自然對數(shù)低值。螺旋式榨油機的特點是最高壓力區(qū)段較小，最大壓力一般分布在主壓榨段。由于影響因素較多，使壓力值變化范圍較大。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(shù)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(shù)、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2.2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EQ；（mm）式中：,F位榨螺軸工作時阻力，為榨螺軸所需功率；EQ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PaP=（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=6～20mm,取δ＝6mm.2號榨螺(4)確定熟胚壓榨時作用于熟胚的單位壓力由于截圖不同，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圓在占據的角度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123開口角r82330.3(5)榨螺空腔容積計算一號榨螺的空腔容積已知：D——榨螺內徑D=D+5=80mm，D——榨螺外徑D=75mmD——榨螺底徑D=50mmt——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=0.146L2: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(xiàn)=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123空腔容積L0.2190.0490.0185壓縮比1.004.472.65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：，因為榨螺編號123L（mm）211h（mm）12.512.512.5t（mm）1006030(mm)62.562.562.5螺桿長度（mm）25413091(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(shù)WW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(shù)材料45鋼，經調質處理，淬火處理。經過計算安全系數(shù)為1.6，基本安全。4.2:齒輪傳動部分設計4.2.1：Ⅰ軸和Ⅱ軸嚙合齒輪的計算（1）齒輪的選用選用直齒圓柱齒輪傳動，７級精度。已知輸入功率P1=7kw；小齒輪轉速n1=418.6r/min；齒數(shù)比u=i1=2.25條件：帶式輸送機，工作平穩(wěn)，轉向不變。（2）材料選擇Ⅰ軸上的小齒輪材料為45#，硬度為217～255HBS,取硬度為240HBS，嚙合的中齒輪材料為QT500-5(調質)，硬度（147～241）HBS,硬度取為200HBS。（3）齒輪齒數(shù)的選擇小齒輪的齒數(shù)Z1=13,中齒輪的齒數(shù)為Z2=i×Z1=29.25，取Z２=30（4）按齒面接觸強度設計⑴.確定公式d1t≥2.32（2.4）公式2.4內的各計算數(shù)值①.試選載荷系數(shù)：K1=1.3②.計算小齒輪傳遞的轉距：T1=95.5×105P1/n1=95.5×105×7/418.6=6.126×104N·mm③.齒寬系數(shù)φd=1④.由表查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=181.4Mpa1/2⑤.由圖冊按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限：σHlim1=650MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限：σHlim2=550Mpa⑥.由公式計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60×418.6×1×(2×8×300×10)=1.2×109N2=0.53×109⑦.接觸疲勞系數(shù)KHN1=0.9，KHN2=0.87⑧.計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，[σH]1=KHN1·σHlim1/s=0.9×650=585Mpa[σH]2=0.87×550=478.5Mpa⑵.計算①.試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入[σH]中較小的值d1t≥2.32（2.5）經計算得d1t=67.499mm②.計算圓周速度V=πd1tn1/(60×1000)=3.14×67.499×418.6/(60×1000)=1.479m/s③.計算齒寬b=φd·d1t=1×67.499=67.499mm④.齒寬與齒高之比b/h模數(shù)：mt=d1t/z1=67.499/13=5.192mm齒高：h=2.25mt=2.25×5.192=11.683mmb/h=5.778⑤.載荷系數(shù)根據v=1.479m/s,7級精度，由圖冊查得動載系數(shù)KV=1.08.直齒輪，假設KAFt/b<100N/mm,由表查得：KHα=KFα=1.2;由表查得：使用系數(shù)KA=1;由表查得：7級精度，小齒輪相對支承，非對稱布置時KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2)φd2+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,KHβ=1.424查得KFβ=1.52;故載荷系數(shù)為:K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.424=1.845按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由公式2.7d1=d1t=67.499×（2.6）得d1=75.85mm（5）按齒根彎曲強度設計m≥（2.7）⑴.確定公式內的各計算數(shù)值①.由圖冊查小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=560Mpa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=440Mpa.②.由圖冊查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：KFN1=0.85,KFN2=0.88③.計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4[σF]1=Mpa[σF]2=Mpa④.計算載荷系數(shù)K=KAKVKFαKFβ=1×1.08×1.2×1.52=1.97⑤.查取齒形系數(shù)YFa1=3.13YFa2=2.52⑥.應力校正系數(shù)：YSa1=1.48YSa2=1.625⑦.計算大小齒輪的并加以比較：1==0.013622==0.01480大齒輪的數(shù)值大。⑵.設計計算由公式2.7得：m≥=3.09mm對比計算結果，考慮到該齒輪傳動為開式傳動，主要失效形式為輪齒磨損和折斷，故取按齒根彎曲強度設計的，m=3.09mm,就近圓整為標準值m=3,按接觸疲勞強度計算分度圓直徑d1=75.85mm,從而計算出小齒輪齒數(shù)z1=d1/m=75.85/3=25.28=26大齒輪齒數(shù)z2=uz1=2.25×26=58.5,取z2=59（6）幾何尺寸計算①.計算分度圓直徑d1=z1m=26×3=d2=z2m=59×3=②.計算中心距a=(d1+d2)/2=127.5mm③.齒輪寬度b=φdd1=1×78=78mm取B2=80mm,B1=85mm(7)驗算Ft=2T1/d1=2×6.126×104/78=2340.77NKAFt/b=1×2340.77/78=30N/mm<100N/mm.所以，符合前面的KAFt/b<100N/mm的假設該齒輪設計符合要求。2：確定小齒輪的齒形參數(shù)標準直齒圓柱齒輪幾何尺寸：①分度圓直徑d:d1=mz1=3×26=78mmd2=mz2=3×59=177mm②齒頂高haha=ha*m=1×3=3mm③齒根高hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×3=3.75mm④齒全高h=ha+hf=(2ha*+c*)m=3+3.75=6.75mm⑤齒頂圓直徑da1=d1+2ha=(z1+2ha*)m=78+2×3=84mmda2=d2±2ha=(z2±2ha*)m=177±2×3=183mm⑦齒根圓直徑df1=d1－2hf=(z1－2ha*－2c*)m=(26－2×1－2×0.25)×3=70.5mmdf2=d2±2hf=(z2±2ha*±c*)m=169.5mm⑧基圓直徑db1=d1Cosα=78×Cos20o=73.296mmdb2=d2Cosα=177×Cos20o=166.326mm⑨齒距p=πm=3π=9.42mm⑩齒厚s=πm/2=3π/2=4.7mmeq\o\ac(○,11)齒槽寬e=πm/2=4.7mmeq\o\ac(○,12)中心距a=(d2±d1)/2=m(z2±z1)/2=127.5mmeq\o\ac(○,13)頂隙c=c*m=3×0.25=0.754.2.2:軸的選用及強度計算和校核（1）.材料:軸主要用碳鋼,本設計從經濟實用角度選用45#鋼.（2）.熱處理:高頻淬火,表面強化處理噴丸,提高軸的抗疲勞強度,45#鋼熱處理調質.軸表面淬火處理:使淬硬層耐磨.（3）.工作條件:淬硬層深度0.5~1.5mm.（4）.軸肩高度a=(0.07~0.1)d(d為軸的直徑,軸環(huán)寬度b=1.4a)(1)按扭轉強度初定軸徑τT=T/wT=9.55×106p/(0.2nd3)≤[τT]（2.8）其中[τT]為扭轉切應力,單位是Mpa.軸45#鋼[τT]=25~45MpaA0=126~103mm3（5）.軸的直徑d≥=（2.9）式中取A0=105mm3軸傳遞的功率p=4kw,軸的轉速n=418.6r/min∴d≥=22.28mm對于直徑d≤100mm的軸,有一個鍵槽時,軸徑增大5%~7%,為將軸徑圓整為標準直徑,d=60mm,L=60mm,(L長系列60mm,短系列42mm)。(2)按彎扭合成校核合成彎矩M==474Nm校核軸的強度,按第三強度理論計算應力（2.10）對于直徑為d的圓軸,彎曲應力σ=M/w,扭轉切應力τ=T/wT=T/2w（2.11）其中,w(mm3)為軸的抗彎截面系數(shù),W=式中b=6,t=4,d=28mm則軸的彎矩合成強度條件為:/1842.89=50Mpa[σ-1]對稱循環(huán)應變力時，軸的許用彎曲應力經查表得[σ-1]=60Mpa∴σca<[σ-1]符合強度要求.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。4.3：帶傳動的設計計算4.3.1平型帶輪的設計小帶輪的基準直徑d1=71mm;大帶輪的基準直徑d2=315mm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=50mm,帶輪寬B=63mm求帶速d1=(60×1000×v)/(π×n1)V=1.56m/s其中n1=418.6r/min,d1=71mm;i=n1/n2<imax,查設計手冊得i=3，則n2=139.53r/min;帶厚δ=1.2×n,查設計手冊得n=3,則δ=3.6mm.初定中心距a01.5(d1+d2)<a0<5(d1+d2)，則579<a0<1930,取a0=860mm環(huán)型帶的節(jié)線長度L0P=2a0+(d1+d2)+=2350.83;由設計手冊查得環(huán)型帶內周長度Li=LP-實際中心距aao+=946mm;小帶輪的包角=180°-=159.416>150°三角膠帶的設計1.計算功率PcPc=KwPP=7Kw,Kw=1.1,n=1440r/min故Pc=7.7Kw2.選擇標準三角膠帶型號根據三角膠帶選型圖查得,型號為B3.小帶輪直徑D1=140mm傳動比:i=n1/n2n2=140r/min,i=3n1=420r/minD2=n2iD2=480mm4.驗算速度v=πD1n1/60000v=10.5m/sB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)<a0<2(D1+D2)434<a0<1240a0=800mmL0=2a0+π/2(D1+D2)+(D2-D1)2/4a0L0=2609mmLp=2530mm實際中心距a=a0+(Lp-Lo)/2a=760mmamin=a-0.015Lpamin=722mmamax=a+0.03Lpamax=836mm6.核算小帶輪包角=180°-(D2-D1)/a57.3°=154.4°>120°合格7.膠帶根數(shù)P0=3.78Z=P0/(P0+P0)KKlKqK=0.92,Kl=1.03,Kq=0.8Z=1.95所以Z=28.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=30.3mm,槽間距e=120.3，取e=12.3mm.第一對稱面至端面的距離f=81,取f=9.15mm,基準線上槽深ha=2.0mm,外徑da=dd+2ha=334mm,最小輪緣厚=5.5mm,取=10mm.基準下槽深hf=9.0mm,輪槽角φ=38°.基準寬度bd=8.5mm.d1=(1.8～2)d=44mm,d2=da-2(ha+hf+)=292mm,h1=290=38.77mm,h2=0.8h1=31.01mm,b1=0.4h1=15.508mm,b2=0.8b1=12.4064mm,f1=0.2h1=7.754mm,f2=0.2h2=6.202mm,L=(1.5～2)d=30.3mm.4.4螺旋式壓榨機的電動機選擇本設計適于大豆、菜籽等多種油料作物，對象是中、小型油廠，因此選取的電機功率不高。由于本設計需要一個功率在5KW以上，參考以往設計，通過慎重考慮，重量不能太大并且采用連續(xù)周期工作制的（S6）異步電動機，其安裝形式為V13011，通過查機械設計手冊選得：電動機Y132-2，技術數(shù)據如下：額定功率5.5KW，轉速1450r/min，額定電流13.4A，效率92%，功率因數(shù)0.78，最大轉距/額定轉距為2.0，堵轉轉距/額定轉距為2.0，堵轉電流/額定電流為6.5，轉子轉動慣量GD2為0.535N*㎡，重量為8.4㎏。

第五章各軸承及鍵的選擇及有關校核1:鍵的選擇設計鍵是一種標準零件，通常用來實現(xiàn)軸與輪轂之間的周向固定，以傳遞轉矩，有的還能實現(xiàn)軸上零件的軸向固定或軸向滑動的導向。1三角帶輪鍵的選擇鍵的截面尺寸b×h由軸的直徑d由標準中選定。鍵的長度L一般可按輪轂的長度而定，即鍵長等于或略短于輪轂的長度。I軸：d=30mm處選用普通平鍵鍵寬b×鍵高hb×h=8×7.鍵L,L1=25mm,L2=56mm,軸深度t=4.0mm（2）鍵的校核計算假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵連接的強度條件為σp=2T×103/(kld)≤[σp]（2.12）T傳遞的轉矩為T=9.126×104N·mmK鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h=0.5×6=3mml鍵的工作長度，圓頭平鍵l=L-b=56-8=48mmd軸的直徑d=30mm[σp]許用擠壓應力[σp]=100～120Mpa,查表取[σp]=110Mpa將數(shù)值代入公式σp=2×9.126×10×103/(3×56×22)=55.309Mpa≤[σp]=110Mpa符合標準。擠壓強度夠了，剪切強度也夠了。故，鍵的標記為：鍵8×56.2Ⅰ軸上的鍵軸徑d=22mm,b×h=8×7,L=180mm,軸徑d=28mm處的為普通平鍵，公稱尺寸b×h=8×7,鍵長L=70mm;3Ⅱ軸上的鍵軸徑d=28mm,b×h=8×7,鍵長L=55mm;4芯軸上的鍵Ⅰ,軸徑d=35mm,b×h=10×8,鍵長L=80mm;軸的深度t=5.0mm.5芯軸上的鍵Ⅱ,軸徑d=35mm,b×h=10×8,鍵長L=450mm.2：軸承的設計（1）軸承壽命Lh=106/(60n)(c/p)ε（2.13）對于滾子軸承，ε=10/3,我們計算I軸的滾動軸承為圓錐滾子軸承32306。已知：n=418.6r/min,預期計算壽命Lh＇=5000h.由公式得出，C求比值Fa/Fr=1284.3/2966=0.43<e因此查表得，徑基本額定動載荷C=P（2.14）計算當量動載荷pp=(XFr+YFa)（2.15）fp向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y，分別為X=1,Y=0載荷系數(shù)fp由表查得fp=1.0~1.2