【文章內(nèi)容簡介】 大轉(zhuǎn)矩） /（額定轉(zhuǎn)矩） = ； 總傳動比 i =16 螺旋榨油機主要參數(shù)的確定 1) 榨膛容積比ε ε＝ jV ／ chV （ 3） 由農(nóng)業(yè)機械設計手冊上冊 [10],表 23 42坯壓縮比 p? =； 實際壓縮比 n? = 本次設計的螺旋榨油機對象是茶油果，其總壓縮比 [10]ε＝ ～ 14 ,取ε＝ 10 2) 進料端榨膛容積的計算 根據(jù)設計能力等參數(shù)，按下式計算： 60Mj f E mQBV K K n?? （ 4） 將數(shù)據(jù)代入公式（ 2）得： jV =(500kg/h1000)/(6060r/min)= 3cm 其中 : MB 出坯率，一般為 ，取 ； fK 料坯充滿系數(shù)，一般與喂料及螺旋軸結(jié)構(gòu)有關，取 ，對于自然喂料選 fK = ； EK 與油料品種（含油率）有關的系數(shù)，對茶油果選 EK =； 入榨料坯容重 m? =( 3/kg cm )； Q 榨油機臺時生產(chǎn)能力 （ /kgh ） ； n 榨螺軸轉(zhuǎn)速（ /minr ），取 n =60 /minr ； 出口端榨膛容積 chV ，由公式（ 1）推 出 jch VV ?? = cm179。 3) 功率消耗 理論公式 [10] 60000pr q n RN ??? (kw ) （ 5） 式中： q— 榨螺每轉(zhuǎn)一周所通過的榨料（ kg/r） n— 榨螺軸的轉(zhuǎn)速（ r/min） 〈一般小型榨油機采用快速薄餅，其轉(zhuǎn)速n=60 100r/min〉 pR — 單位質(zhì)量的榨料壓縮功（ Nm/kg） 4）榨膛壓力 ? ?5. 5 0. 0222471 nP eW????? (kPa ) （ 6） ? 實測系數(shù)它取決于熟胚水分和溫度（參考文獻 8表 2343），取 ? =； W入榨料坯水分（ %），取 W=%； n? 榨料實際壓縮比； 將數(shù)據(jù)代入公式（ 4）得： ? ? %P e??? ? =26(kPa ) 榨螺軸的確定 榨螺軸是螺旋榨油機的主要工作部件之一，榨螺軸的結(jié)構(gòu)參數(shù)、轉(zhuǎn)速、材質(zhì)的選擇對形成榨膛壓力、油與餅的質(zhì)量，生產(chǎn)率和生產(chǎn)成本有很大關系。 在對比已有類似產(chǎn)品中 ，本設計采用連續(xù)型變導程二級壓榨型榨螺軸，如圖 6 所示： 圖 6 榨螺軸 Fig6 Squeezer shaft 連續(xù)型榨螺軸設計 [1112] 當榨螺軸的支撐點未決定前，先按扭轉(zhuǎn)強度條件計算出根圓直徑 df [13] ； 3pd =160 nwfw （ 7） 按扭轉(zhuǎn)剛度計算時： 4130 wfwPd n? （ 8） 其中： 1 1000wP Fv? ， 1F 為 榨螺軸工作時阻力（ N） ，設計時由實測確定 wP 為榨螺軸所需功率（ kw ），由公式（ 4）得 wP =， wn 為榨螺軸工作時的轉(zhuǎn)速（ minr ）。代入公式并圓整得 fd =60mm，由經(jīng)驗比例確定榨螺軸的平均直徑 cpd 連續(xù)型 ： 150cp fdd??（ mm） 因 ? ? 2cp a fd d d?? ，代入上式， 可以求出榨螺軸外徑 2a cp fd d d??=240（ mm） 螺齒高為 ? ? 2afH d d?? =60（ mm） 榨螺軸強度校核 1）耐磨性計算 [15] 榨螺的磨損與螺齒工作面上的比壓，榨料在螺旋面上的滑動速度，螺旋表面的粗糙度等因素有關，目前尚無完善的計算方法，較詳細分析，可 參考文獻 [14]。設作用在螺旋面上的軸向分力為 aF ，承壓面積為 cpdH? ，則其校核公式為： = cpFP dH?? ( aMP )? ??P （ 9） 式中： ??P 為榨螺軸材料的許用比壓 2）榨螺軸的強度校核計算 [1516] 榨螺軸工作時，既受軸向力 aF ，又受扭矩 T的作用， T按螺 桿實際受力情況確定。根據(jù)壓（拉）應力 ? 和剪切應力 ? ，按第四強度理論，求出危險剖面上的計算應力 ca? ： ? ?2222343316acaffF Tdd? ? ? ??????? ??? ? ? ? ????? ????（ aMP ） （ 10） 式中： ??? 為螺桿材料的許用應力。 求拉伸 應力 ? 榨螺危險斷面面積： 2 10 54DA ?? ? ?= 2mm 軸向力 aF = KN 拉應力 aFA?? =（ MPa ） 確定扭轉(zhuǎn)剪應力 抗扭轉(zhuǎn)斷面模數(shù) W ? ?231 6 2bt d tdW d? ??? 式中： d=55mm,b=10mm,t=。 W= 3cm 扭轉(zhuǎn)力矩 TtM M M?? （ 11） 式中： tM 榨螺上圓周力的力矩 TM 榨螺上徑向力產(chǎn)生的摩擦力矩 M=（ mKN? ） 剪應力 max MW? ?= (MPa ) 化簡應力 22max3np? ? ???= （ MPa ） 材料 45 鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，淬火處理。 3）螺齒的強度計算 螺齒多發(fā)生剪切和擠壓破坯。將螺旋展開，則可看作寬度為 fd? 的懸臂梁。設 aF 力作用在 cfd 上，則危險剖面的剪應力為 : ? ?acpFdB?????? (MPa) （ 12） 危險剖面處彎曲應力 b? 為： ? ?26 ab bcpFldB??? ??? MPa) （ 13） 式中： B 為齒寬； ??? 為螺軸材料的許用剪應力，一般 ??? =??? ； b? 為螺軸材料的許用彎應力，一般 ??b? =（ ） ??? ,l 為彎曲力臂。 4）榨螺軸穩(wěn)定性計算 對于長徑比大的受壓螺軸，當軸向力 aF 大于某一臨界值時，螺桿會突然發(fā)生側(cè)向 彎曲而失去其穩(wěn)定性。穩(wěn)定性與螺桿材料和柔度 ? 有關。 li??? （ 14） 式中： ? 為螺桿長度系數(shù)，取 ? =， l 為螺桿的工作長度 l =846mm； 4fid? 。 ? 不同，則采用不同的公式來計算臨界值 caF 。 因為 ? =≧ p? =100，所以 ? ?2 2ca EIF l??? (N) （ 15） 式 中： E 為螺桿材料的拉壓彈性模量， E= 510 MPa， I 為危險剖面的慣性矩4 64fd??? = 4mm 。 故 caF = 穩(wěn)定性校核計算應滿足的條件為： st saFnnF? ? ? （ 16） 式中： stn 為螺桿穩(wěn)定性的計算安全系數(shù)； sn 為螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù)。 對于螺桿軸 sn =1～ 3。 穩(wěn)定性校核符合要求。 壓力 調(diào)節(jié) 結(jié)構(gòu)設計 壓力調(diào)節(jié)結(jié)構(gòu) 用以調(diào)節(jié)出餅厚薄并相應改變榨膛壓力。調(diào) 節(jié) 機構(gòu)由出餅座、支架、尾軸、 調(diào) 餅頭、推力軸承、調(diào)節(jié)螺桿和鎖緊螺母等組成 ， 如圖 5 所示 。通過擰動調(diào)節(jié)螺桿 7， 推動 調(diào) 餅頭移動 ， 即可實現(xiàn)餅塊厚度的調(diào)節(jié)。 出餅座與調(diào)餅頭的環(huán)形間隙越小，榨膛內(nèi)壓力就越大，餅塊厚度越薄。 ； ； ； ； 餅頭 ； ； ； 8鎖緊螺母 圖 7 夾餅機構(gòu) Fig7 Cake clamping mechanism 榨籠的設計 榨籠與喂料裝置相連接，并設計為內(nèi)腔從進口到出口直徑由大到小，內(nèi)表面經(jīng)淬火處理，加強內(nèi)表面強度；籠身開有 15個直徑為 4 的內(nèi)孔作為出油孔，若出油孔直徑太小，則容易出現(xiàn)渣餅堵塞出油孔，造成榨膛內(nèi)腔 壓力增大，易損壞榨膛內(nèi)部機構(gòu)；若出油孔直徑太大，則易出現(xiàn)渣餅隨油液流出，影響油的質(zhì)量，榨膛結(jié)構(gòu)如圖 8 所示。 進料口； 預壓榨段； 3籠身； 4主壓榨段； 5出油孔 圖 8 榨籠 Fig8 Pressing cage 5 齒輪傳動部分設計 齒輪的選用 1)選用直齒圓柱齒輪傳動， 7級精度 [17]。 已知電機輸出功率 cP =3kw； 主動齒輪軸轉(zhuǎn)速： 480 minnr? 傳動比 1 ? , 2 ? 條件：帶式輸送機，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。 2)材料選擇 I軸上的小齒輪材料為 45鋼，硬度為 217 255HBS，嚙合的中齒輪材料為 QT5005（調(diào)質(zhì)），硬度 147 241HBS，硬度取為 200HBS。 齒輪齒數(shù)的選擇 1)確定公式 [18]: 1d ≥ ? ? 2113 1 EdHK T Z?? ? ????? ???? （ 17） 公式 內(nèi)的各計算數(shù)值 ： ① .試選載荷系數(shù)： 1K = ② .計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距： 5111 1