小型油茶果榨油机设计_毕业设计(编辑修改稿)

小型油茶果榨油机设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

大转矩） /（额定转矩） = ； 总传动比 i =16 螺旋榨油机主要参数的确定 1) 榨膛容积比ε ε＝ jV ／ chV （ 3） 由农业机械设计手册上册 [10],表 23 42坯压缩比 p =； 实际压缩比 n = 本次设计的螺旋榨油机对象是茶油果，其总压缩比 [10]ε＝ ～ 14 ,取ε＝ 10 2) 进料端榨膛容积的计算 根据设计能力等参数，按下式计算： 60Mj f E mQBV K K n （ 4） 将数据代入公式（ 2）得： jV =(500kg/h1000)/(6060r/min)= 3cm 其中 : MB 出坯率，一般为 ，取 ； fK 料坯充满系数，一般与喂料及螺旋轴结构有关，取 ，对于自然喂料选 fK = ； EK 与油料品种（含油率）有关的系数，对茶油果选 EK =； 入榨料坯容重 m =( 3/kg cm )； Q 榨油机台时生产能力 （ /kgh ） ； n 榨螺轴转速（ /minr ），取 n =60 /minr ； 出口端榨膛容积 chV ，由公式（ 1）推 出 jch VV  = cm179。 3) 功率消耗 理论公式 [10] 60000pr q n RN  (kw ) （ 5） 式中： q— 榨螺每转一周所通过的榨料（ kg/r） n— 榨螺轴的转速（ r/min） 〈一般小型榨油机采用快速薄饼，其转速n=60 100r/min〉 pR — 单位质量的榨料压缩功（ Nm/kg） 4）榨膛压力  5. 5 0. 0222471 nP eW (kPa ) （ 6）  实测系数它取决于熟胚水分和温度（参考文献 8表 2343），取  =； W入榨料坯水分（ %），取 W=%； n 榨料实际压缩比； 将数据代入公式（ 4）得：   %P e  =26(kPa ) 榨螺轴的确定 榨螺轴是螺旋榨油机的主要工作部件之一，榨螺轴的结构参数、转速、材质的选择对形成榨膛压力、油与饼的质量，生产率和生产成本有很大关系。 在对比已有类似产品中 ，本设计采用连续型变导程二级压榨型榨螺轴，如图 6 所示： 图 6 榨螺轴 Fig6 Squeezer shaft 连续型榨螺轴设计 [1112] 当榨螺轴的支撑点未决定前，先按扭转强度条件计算出根圆直径 df [13] ； 3pd =160 nwfw （ 7） 按扭转刚度计算时： 4130 wfwPd n （ 8） 其中： 1 1000wP Fv ， 1F 为 榨螺轴工作时阻力（ N） ，设计时由实测确定 wP 为榨螺轴所需功率（ kw ），由公式（ 4）得 wP =， wn 为榨螺轴工作时的转速（ minr ）。 代入公式并圆整得 fd =60mm，由经验比例确定榨螺轴的平均直径 cpd 连续型 ： 150cp fdd（ mm） 因   2cp a fd d d ，代入上式， 可以求出榨螺轴外径 2a cp fd d d=240（ mm） 螺齿高为   2afH d d =60（ mm） 榨螺轴强度校核 1）耐磨性计算 [15] 榨螺的磨损与螺齿工作面上的比压，榨料在螺旋面上的滑动速度，螺旋表面的粗糙度等因素有关，目前尚无完善的计算方法，较详细分析，可 参考文献 [14]。 设作用在螺旋面上的轴向分力为 aF ，承压面积为 cpdH ，则其校核公式为： = cpFP dH ( aMP ) P （ 9） 式中： P 为榨螺轴材料的许用比压 2）榨螺轴的强度校核计算 [1516] 榨螺轴工作时，既受轴向力 aF ，又受扭矩 T的作用， T按螺 杆实际受力情况确定。 根据压（拉）应力  和剪切应力  ，按第四强度理论，求出危险剖面上的计算应力 ca ：  2222343316acaffF Tdd         （ aMP ） （ 10） 式中：  为螺杆材料的许用应力。 求拉伸 应力  榨螺危险断面面积： 2 10 54DA   = 2mm 轴向力 aF = KN 拉应力 aFA =（ MPa ） 确定扭转剪应力 抗扭转断面模数 W  231 6 2bt d tdW d  式中： d=55mm,b=10mm,t=。 W= 3cm 扭转力矩 TtM M M （ 11） 式中： tM 榨螺上圆周力的力矩 TM 榨螺上径向力产生的摩擦力矩 M=（ mKN ） 剪应力 max MW = (MPa ) 化简应力 22max3np  = （ MPa ） 材料 45 钢，经调质处理，淬火处理。 3）螺齿的强度计算 螺齿多发生剪切和挤压破坯。 将螺旋展开，则可看作宽度为 fd 的悬臂梁。 设 aF 力作用在 cfd 上，则危险剖面的剪应力为 :  acpFdB (MPa) （ 12） 危险剖面处弯曲应力 b 为：  26 ab bcpFldB  MPa) （ 13） 式中： B 为齿宽；  为螺轴材料的许用剪应力，一般  = ； b 为螺轴材料的许用弯应力，一般 b =（ ）  ,l 为弯曲力臂。 4）榨螺轴稳定性计算 对于长径比大的受压螺轴，当轴向力 aF 大于某一临界值时，螺杆会突然发生侧向 弯曲而失去其稳定性。 稳定性与螺杆材料和柔度  有关。 li （ 14） 式中：  为螺杆长度系数，取  =， l 为螺杆的工作长度 l =846mm； 4fid。  不同，则采用不同的公式来计算临界值 caF。 因为  =≧ p =100，所以  2 2ca EIF l (N) （ 15） 式 中： E 为螺杆材料的拉压弹性模量， E= 510 MPa， I 为危险剖面的惯性矩4 64fd = 4mm。 故 caF = 稳定性校核计算应满足的条件为： st saFnnF   （ 16） 式中： stn 为螺杆稳定性的计算安全系数； sn 为螺杆稳定性安全系数。 对于螺杆轴 sn =1～ 3。 稳定性校核符合要求。 压力 调节 结构设计 压力调节结构 用以调节出饼厚薄并相应改变榨膛压力。 调 节 机构由出饼座、支架、尾轴、 调 饼头、推力轴承、调节螺杆和锁紧螺母等组成 ， 如图 5 所示。 通过拧动调节螺杆 7， 推动 调 饼头移动 ， 即可实现饼块厚度的调节。 出饼座与调饼头的环形间隙越小，榨膛内压力就越大，饼块厚度越薄。 ； ； ； ； 饼头 ； ； ； 8锁紧螺母 图 7 夹饼机构 Fig7 Cake clamping mechanism 榨笼的设计 榨笼与喂料装置相连接，并设计为内腔从进口到出口直径由大到小，内表面经淬火处理，加强内表面强度；笼身开有 15个直径为 4 的内孔作为出油孔，若出油孔直径太小，则容易出现渣饼堵塞出油孔，造成榨膛内腔 压力增大，易损坏榨膛内部机构；若出油孔直径太大，则易出现渣饼随油液流出，影响油的质量，榨膛结构如图 8 所示。 进料口； 预压榨段； 3笼身； 4主压榨段； 5出油孔 图 8 榨笼 Fig8 Pressing cage 5 齿轮传动部分设计 齿轮的选用 1)选用直齿圆柱齿轮传动， 7级精度 [17]。 已知电机输出功率 cP =3kw； 主动齿轮轴转速： 480 minnr 传动比 1  , 2  条件：带式输送机，工作平稳，转向不变。 2)材料选择 I轴上的小齿轮材料为 45钢，硬度为 217 255HBS，啮合的中齿轮材料为 QT5005（调质），硬度 147 241HBS，硬度取为 200HBS。 齿轮齿数的选择 1)确定公式 [18]: 1d ≥   2113 1 EdHK T Z    （ 17） 公式 内的各计算数值 ： ① .试选载荷系数： 1K = ② .计算小齿轮传递的转距： 5111 1。