【正文】 小，使得油料在榨膛內輸送困難，因而在整個壓榨過程中壓力難以建立；其次，脫皮后的茶籽仁在壓榨時，入機油料未經(jīng)過軋坯和蒸炒等預處理，油料細胞組織結構基本完整，脂類體與蛋白質的親合力仍很強，要有更大的壓力才能將油脂壓榨出來。分析目前國內生產(chǎn)的單螺桿榨油機的結構，對于茶籽脫殼冷榨，存在榨膛長徑比過小，總的理論壓縮比偏小，送料螺旋覆蓋長度過短，輸送能力弱等問題。針對單螺桿榨油機榨螺長徑比和總理論壓縮比偏小的缺陷，在設計原理和結構上，增加榨螺軸總長；在主壓榨段，榨螺根徑沿榨軸縱向逐漸增大的同時，榨螺螺旋齒頂?shù)烬X根的深度逐漸減小，實現(xiàn)物料的薄料層壓榨：使排油路程縮短，有利于提高出油率。榨籠和榨螺軸共同形成雙螺桿榨油機的榨膛。3)榨油機采用端部出餅方式，調餅頭與榨螺軸尾軸既同步旋轉，又可實現(xiàn)軸向位移。3 螺旋榨油機的工作原理 整體結構雙螺旋榨油機由機架、喂料裝置、傳動裝置、雙螺旋壓榨裝置、出餅裝置組成,見圖1。其次打開喂料閘板，料斗中的油料在自身重力作用下，快速進入雙螺旋軸的輸送段，在榨螺、榨籠的綜合作用下，油料不斷被壓縮擠壓、剪切。 螺旋擠壓力的形成本設計采用嚙合式與非嚙合式組合型方案，即第一段螺桿軸相互嚙合，即一根螺桿的螺棱插到另一根螺桿的螺槽內，周圍留有一定的間隙，這能產(chǎn)生強大的物料軸向推進能力；第二段螺桿榨螺外徑相離，即所謂非嚙合式，這不僅能產(chǎn)生較大的物料軸向推進能力，而且在結構上容易實現(xiàn)物料壓縮與松馳及薄料層壓榨。同時調節(jié)出餅裝置的鎖緊螺母也可以調節(jié)榨膛內壓力，一旦榨膛壓力超過物料所能承載的出油壓力時，油料中的油脂就被擠壓出來。如需要完整說明書和設計圖紙 扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套機械畢業(yè)設計下載！該論文已經(jīng)通過答辯圖 3 截面圖Fig3 Sectional drawing4）榨螺空腔容積計算已知： 榨籠外徑 = +40=280mm1D1D2 榨螺內徑 =240mm2 榨螺底徑 =60mm33 t螺距 t=100mm榨籠的容積：=61544 100 =214DVt???3m榨籠內裝滿的容積：榨螺實心部分容積 2=???螺紋的平均直徑 =150mm23cpD?從螺紋的斷面上，以平均直徑展開的螺紋平均長度： =471mmcpclD??螺紋的總長度： =?4 結構設計與分析 傳動裝置設計 雙螺桿榨油機的傳動裝置主要由電機、皮帶輪、減速器、扭矩分配器及聯(lián)軸器組成,它是雙螺桿榨油機極其重要的組成部分。隨著電機轉速的升高，壓榨時間會隨之減短，但是這個過程中不會:出現(xiàn)直線變化，而是呈曲線變化的，在轉速較低時，轉速對壓榨速率有很大的影響，當轉速較高時，油料作物與榨膛內的零部件的摩擦非常大，轉速對壓榨的效率也就減小了很多。圖 4 兩箱兩軸式示意圖Fig4 Two cases of two shaft general sketch如圖 4 所示，傳動裝置采用兩箱兩軸式傳動系統(tǒng)，傳動比 ，其特點是：減速624135Zi??器和扭矩分配器兩部分獨立設計，結構較簡單，二者用剛性聯(lián)軸器聯(lián)結 [8]。該裝置通過進料閥控制進料的快慢，實現(xiàn)物料的平穩(wěn)進料。與強制進料原理相比，該裝置加工簡單，費用便宜，且不需消耗額外的動力。wP由機械設計手冊表 17 查得：帶傳動的效率為 =，雙級圓柱齒輪減速器的效1?率為 =，剛性聯(lián)軸器的效率為 =，球軸承的效率為 =（一對） 。cPwPckw故選電機型號 Y132S6[9],額定功率 3 ,額定轉速 n=960r/min；?ekw =（最大轉矩）/（額定轉矩） = ； maxNT總傳動比 =16 i 螺旋榨油機主要參數(shù)的確定1) 榨膛容積比 ε ε＝ ／ （3）jVch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 =?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＝102) 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 fEmQBVKn??（4）將數(shù)據(jù)代入公式（2）得： =(500kg/h1000)/(6060r/min)= 3c其中: 出坯率，一般為 ，取 ； MB:料坯充滿系數(shù)，一般與喂料及螺旋軸結構有關，取 ，對于自然fK :喂料選 = ；f與油料品種（含油率）有關的系數(shù)，對茶油果選 =； E EK入榨料坯容重 =( )；m?3/kgc榨油機臺時生產(chǎn)能力（ ） ；Qh榨螺軸轉速（ ） ，取 =60 ；n/inr/minr出口端榨膛容積 ，由公式（ 1）推出 = cm179。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，先按扭轉強度條件計算出根圓直徑 [13] ；df （7）3pd=160nwf按扭轉剛度計算時： 4130wfPdn?（8）其中： ， 為榨螺軸工作時阻力（N） ，設計時由實測確定 為榨10wPFv?1 wP螺軸所需功率（ ） ，由公式（4）得 =， 為榨螺軸工作時的轉速（kwPwn） 。設作用在螺旋面上的軸向分力為 ，承壓面積為 ，則其校核公式為：aFcpdH? ( ) =??aMP???（9）式中： 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 ，又受扭矩 T 的作用，T 按螺桿實際受力情況確定。???求拉伸應力榨螺危險斷面面積：= 21054DA????2m軸向力 = KNaF拉應力 =（ ） aFA??MPa確定扭轉剪應力抗扭轉斷面模數(shù) W ??2316btd???式中：d=55mm,b=10mm,t=。3）螺齒的強度計算螺齒多發(fā)生剪切和擠壓破坯。設fd?力作用在 上，則危險剖面的剪應力為:aFcfd (MPa) ??acpFdB??????（12） 危險剖面處彎曲應力 為：b? MPa) ??26abcpFldB?????（13）式中：B 為齒寬； 為螺軸材料的許用剪應力，一般 = ； 為螺軸材料的??? ????b許用彎應力，一般 =（ ） , 為彎曲力臂。穩(wěn)定性與螺桿材料和柔度 有關。 不?ll4fid??同，則采用不同的公式來計算臨界值 。 46fd???4m 故 = caF 穩(wěn)定性校核計算應滿足的條件為： sFnn??（16）式中： 為螺桿穩(wěn)定性的計算安全系數(shù)； 為螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù)。穩(wěn)定性校核符合要求。調節(jié)機構由出餅座、支架、尾軸、調餅頭、推力軸承、調節(jié)螺桿和鎖緊螺母等組成，如圖 5 所示。出餅座與調餅頭的環(huán)形間隙越小，榨膛內壓力就越大，餅塊厚度越薄。 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 cage5 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]。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 QT500:5（調質） ，硬度 147 241HBS，硬度取為 200HBS。 /s =650 = 585 ??1H?NKlim1HMPa=550 = 2 a2)計算:①.試算小齒輪分度圓直徑 , 1td代入 中較小的值??H? （18）?????????????:經(jīng)計算得 = mm，取 =65mm1td1t②.計算圓周速度V =π /(601000) 1tn= 65480/(601000) = m/s③.齒寬與齒高之比 b/h模數(shù)： = 65/18 =?齒高： h= == mmtb/h = ④.載荷系數(shù)根據(jù) v= m/s , 7 級精度，由機械設計手冊查得動載系數(shù) =，vK直齒輪，假設 100 N/mm,AFb由機械設計第八版表 103 查得：齒間載荷分配系數(shù) =；HFK??由機