螺旋式压榨机的设计_毕业设计(编辑修改稿)

螺旋式压榨机的设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

0 4/78= N KAFt/b=1179。 100 N/mm. 所以，符合前面的 KAFt/b 100 N/mm的假设该齿轮设计符合要求。 2：确 定小齿轮的齿形参数 标准直齿圆柱齿轮几何尺寸： ① 分度圆直径 d : d1=mz1=3179。 26=78 mm d2=mz2=3179。 59=177 mm ② 齿顶高 ha ha=ha*m=1179。 3=3 mm ③ 齿根高 hf=(ha*+c*)m=(1+)179。 3= mm ④ 齿全高 h=ha+hf =(2ha*+c*)m=3+= mm 22 ⑤ 齿顶圆直径 da1=d1+2ha=(z1+2ha*)m=78+2179。 3=84 mm da2=d2177。 2ha=(z2177。 2ha*)m=177177。 2179。 3=183 mm ⑦ 齿根圆直径 df1 =d1－ 2hf=(z1－ 2ha*－ 2c*)m =(26－ 2179。 1 － 2179。 )179。 3= mm df2=d2177。 2hf=(z2177。 2ha*177。 c*)m= mm ⑧ 基圆直径 db1=d1Cosα=78179。 Cos20 o= mm db2=d2Cosα=177179。 Cos20 o= ⑨ 齿距 p=πm=3π= mm ⑩ 齿厚 s=πm/2=3π/2= mm ○11 齿槽宽 e=πm/2= mm ○12 中心距 a=(d2177。 d1)/2=m(z2177。 z1)/2= mm ○13 顶隙 c=c*m=3= :轴的选用及强度计算和校核 （ 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钢热处理调质 .轴表面淬火处理 : 使 淬硬层耐磨 . （ 3） .工作条件 : 淬硬层深度 ~ mm. （ 4） .轴肩高度 a=(~)d (d 为轴的直径 ,轴环宽度 b=) (1)按扭转强度初定轴径 τ T=T/wT=179。 10 6p/( )≤[τ T] （ ） 23 其中 [τ T] 为扭转切应力 ,单位是 Mpa. 轴 45钢 [τ T]=25~45 Mpa A0=126~103 mm3 （ 5） .轴的直径 d≥  npT  6 = 30 npA （ ） 式中取 A0=105 mm3 轴传递的功率 p=4 kw, 轴的转速 n= r/min ∴ d≥ 330 npA= mm 对于直径 d≤100 mm 的轴 ,有一个键槽时 ,轴径增大 5%~7%,为将轴径圆整为标准直径 , d=60 mm, L=60 mm,( L 长系列 60 mm,短系列 42 mm)。 (2)按弯扭合成校核 合成弯矩 M= 22 VH MM  =474 Nm 校核轴的强度 ,按第三强度理论计算应力 22 4 ca （ ） 对于直径为 d的圆轴 ,弯曲应力 σ=M/w, 扭转切应力 τ=T/w T=T/2w （ ） 其中 ,w (mm3) 为轴的抗弯截面系数 , W=    282 4284832 28232 2323    d tdbtd  式中 b=6,t=4,d=28 mm 则轴的弯矩合成强度条件为 : 2224  WTWMca  /=50 Mpa [σ 1]对称循环应变力时 ， 轴的许用弯曲应力经查表得 24 [σ 1]=60 Mpa ∴σ ca[σ 1] 符合强度要求 . 轴所受的载荷是从轴上零件传来的。 计算时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点，作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。 通常把轴当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。 通常取在轴承宽度中间处。 ：带传动的设计计算 平型带轮的设计 小带轮的基准直径 d1=71 mm。 大带轮的基 准直径 d2=315 mm 平带传动 在传动中心距较大的情况下平带的材质选用帆布芯平带。 带宽 b=50 mm , 带轮宽 B=63 mm 求带速 d1=(60179。 1000179。 v)/(π179。 n1) V=其中 n1=,d1=71mm。 i=n1/n2 imax ,查设计手册得 i=3 ，则 n2=。 带厚δ =179。 n ,查设计手册得 n=3 ,则δ = . 初定中心距 a0 (d1+d2) a05(d1+d2) ， 则 579 a01930 ,取 a0=860mm 环型带的节线长度 L0P=2a0+2 (d1+d2)+ 024 )12 add =。 由设计手册查得 环型带内周长度 Li=LP 实际中心距 a ao+ 2LopLp =946 mm。 小带轮的包角 25 1 =180176。 a dd =150176。 三角胶带的设计 Pc Pc=KwP P=7Kw,Kw=,n=1440r/min 故 Pc= Kw 根据三角胶带选型图查得 , 型号为 B D1=140mm 传动比 :i=n1/n2 n2=140r/min,i=3 n1=420r/min D2=n2i D2=480mm v=π D1n1/60000 v=B 型胶带最大允许范围为 25m/s,v=,故 ,符合要求 . Lp 初定中心距 (D1+D2)a02(D1+D2) 434a01240 a0=800mm L0=2a0+π /2(D1+D2)+(D2D1)2/4a0 L0=2609mm Lp=2530mm 实际中心距 26 a=a0+(LpLo)/2 a=760mm amin= amin=722mm amax=a+ amax=836mm 1 =180176。 (D2D1)/176。 1 =176。 120176。 合格 P0= Z=P0/(P0+P0)K KlKq K =, Kl=,Kq= Z= 所以 Z=2 大三角带轮的结构尺寸 基准直径 dd=330mm , 带轮宽 B=(Z1)e+2f= mm, 槽间距 e=12 ，取 e= mm . 第一对称面至端面的距离 f=8 1 ,取 f= mm , 基准线上槽深 ha= mm , 外径 da=dd+2ha=334 mm , 最小轮缘厚 min = mm ,取  =10 mm . 基准下槽深 hf= mm , 轮槽角 φ =38176。 . 基准宽度 bd= mm . d1=(～ 2)d=44 mm , 27 d2=da2(ha+hf+ )=292 mm , h1=2903nZaP= mm , h2== mm , b1== mm , b2== mm , f1== mm , f2== mm , L=(～ 2)d= mm . 本设计适于大 豆、菜籽等多种油料作物，对象是中、小型油厂，因此选取的电机功率不高。 由于本设计需要一个功率在 5KW 以上，参考以往设计，通过慎重考虑，重量不能太大并且采用连续周期工作制的（ S6）异步电动机，其安装形式为 V13011，通过查机械设计手册选得： 电动机 Y1322，技术数据如下： 额定功率 ，转速 1450r/min，额定电流 ，效率 92%，功率因数 ，最大转距 /额定转距为 ，堵转转距 /额定转距为 ，堵转电流 /额定电流为 ，转子转动惯量 GD178。 为 *㎡，重量为 ㎏。 28 第五章 各轴承及键的选择及有关校核 1:键的选择设计 键是一种标准零件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定，以传递转矩，有的还能实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动的导向。 1 三角带轮键的选择 键的截面尺寸 b179。 h由轴的直径 d由标准中选定。 键的长度 L 一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度。 I 轴 ： d=30 mm 处选用普通平键 键宽 b179。 键高 h b179。 h =8179。 7 . 键 L , L1=25mm,L2=56mm, 轴深度 t= mm （ 2）键的校核计算 假定载荷 在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件为 σ p=2T179。 103/(kld) ≤ [σ p ] （ ） T 传递的转矩为 T=179。 104 N178。 mm K 键与轮毂键槽的接触高度， k==179。 6=3 mm l 键的工作长度，圆头平键 l=Lb=568=48mm d 轴的直径 d=30mm [σ p] 许用挤压应力 [σ p ] =100～ 120 Mpa, 查表取 [σ p]=110 Mpa 将数值代入公式 σ p=2179。 179。 10179。 103/(3179。 56179。 22)=≤ [σ p]=110 Mpa 符合标准。 挤压强度够了，剪切强度也够了。 故，键的标记为： 键 8179。 56 . 2 Ⅰ轴上的键 轴径 d=22 mm , b179。 h=8179。 7 , L=180 mm , 29 轴径 d=28mm 处的为普通平键， 公称尺寸 b179。 h=8179。 7 , 键长 L=70 mm。 3Ⅱ轴上的键 轴径 d=28 mm , b179。 h=8179。 7 , 键长 L=55 mm。 4 芯轴上的键Ⅰ , 轴径 d=35 mm , b179。 h=10179。 8 , 键长 L=80 mm。 轴的深度 t= mm . 5 芯轴上的键Ⅱ , 轴径 d=35 mm , b179。 h=10179。 8 , 键长 L=450 mm . 2：轴承的设计 （ 1）轴承寿命 Lh=106/(60n)(c/p)ε （ ） 对于滚子轴承，ε =10/3,我们计算 I轴的滚动轴承为圆锥滚子轴承 32306。 已知： n= r/min ,预期计算寿命 Lh＇ =5000h. 由公式得出， C 求比值 Fa/Fr=e 因 此查表得，径基本额定动载荷 C= P639。 1060nLh （ ） 计算当量动载荷 p p=(X Fr+Y Fa) （ ） 30 fp向动载荷系数 X和轴向动载荷系数 Y，分别为 X=1 ,Y=0 载荷系数 fp由表查得 fp=~ 取 fp=. 则 p=179。 (1179。 2966+0179。 )= N 代入上述公式 中 ， C= N, 按照设计手册选择 C，选 C=32020 N 符合设计要求。 （ 2）验算轴承寿命 Lh=  160106PCn= h Lh′ =5000h （ ） 故所选轴承为圆锥滚子轴承 32306 ,满足寿命要求。 3：滚动轴承的选择 （ 1）Ⅲ轴上的轴承的选择 Ⅲ轴上的大齿轮 B=95 mm ,B 200 , d=34mm ,内径 D=34 mm ,D1==63 , 轮毂厚 t ,t= 21 DD =14 mm ,L=( ～ )D= mm ,  =(～ 4)mn=10  8 , H1==28 ,H2== ,C=H1/5= ,但要求 C 10 ,取 C=10 ,S=H1/6 ,取 S=10 ； 选用芯轴上的轴承时，依据 D1 来选， D1=63 mm ,选调心滚子轴承，型号为 22212 ,尺寸如下： d=60 mm ,D=110 mm , B=28 mm , Cr= KN ,COr=122 , 脂润滑 n=3200 r/min , 重量 W= kg . d2= mm ,D2= mm ,rmin= , 安装尺寸 damin=69 mm ,Damax=101 mm ,ramax=。 计算系数 e= ,Y1= ,Y2= ,YO= . （ 2）Ⅰ轴和Ⅱ轴的轴承 31 选用相同型号的轴承，圆锥滚子轴承，型号为 32905。 轴径 d=25 mm , 基本尺寸 d=25 mm ,D=42 mm , T=12 mm , B=12 mm , C=9 ,COr=21 ,Cr=16 , W= kg。 计算系数 e= ,Y= ,YO=1 , 其他尺寸 a= ,rmin= ,r1min= ,ramax=rbmax=。