机械毕业设计1101螺旋式榨油机设计与校核说明书Word文档下载推荐.docx
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3.6.2Ⅱ轴上的键……………………………………………………24
3.6.3芯轴上的键Ⅰ…………………………………………………24
3.6.4芯轴上的键Ⅱ…………………………………………………24
3.7滚动轴承的选择………………………………………………………24
3.7.1Ⅲ轴上的轴承的选择…………………………………………24
3.7.2Ⅰ轴和Ⅱ轴的轴承……………………………………………25
3.8榨螺轴与齿轮轴的联接设计…………………………………………25
第4章结束语………………………………………………………………26
参考文献………………………………………………………………………27
摘要
本论文主要是对螺旋榨油机的总体结构设计。
其中包括压榨部分,传动部分,机架部分,出油装置及进料等的结构设计。
包括对输入端电动机功率/转速的选择。
带及带轮的选择及设计。
变速箱中齿轮的设计,轴的设计,轴承、键、联轴器的选择及相关的计算、校核。
榨螺榨笼的设计等。
其中榨螺和榨笼是榨油机的主要工作部件。
榨螺部分主要有榨螺轴和榨螺(共3节).调饼头.锁紧螺母和调节螺栓等组成.榨螺的设计应满足榨螺间的装配要求.榨螺间装配必须严密.用锁紧螺母将其夹紧.防止油饼渗入榨螺孔内,影响榨螺的顺利拆卸.榨笼的榨膛由两部分组成.前段由榨条组成,后段落由榨圈组成.变速箱的设计应注意互相间的配合关系,传动比及扭矩是否满足工作条件等.
本机适用于榨取菜籽、花生仁、芝麻、棉籽仁、大豆、椰子、茶籽、葵花籽等植物油脂。
(根据用户需要,可更换榨螺,用于榨取米糠等含油的油料。
)
关键词:
榨油机;
花键轴;
联轴器;
榨笼;
变速箱;
Abstract
Thisthesisisthedesignoftheoverallstructureofscrewpress.Includingpressparts,transmissionparts,chassisparts,oilinstallationsandthestructuraldesignoffeedandsoon.Includingtheinputofthemotorpower/speedoption.Beltandpulleysoftheselectionanddesign.Transmissioningeardesign,shaftdesign,bearings,keys,optionsandrelatedcouplingcalculation,check.Pressingscrewpressingcagedesign.Pressingofwhichistheoilpressscrewandpressingcagemainworkingparts.Pressingscrewpartofthemainscrewpressingandpressingbolt(ofthree).Transfercakefirst.Locknutandadjustmentboltsetc..Pressingboltsshouldbedesignedtomeetthepressingboltassemblybetweentherequirements.Squeezedbetweentheassemblymustbetightspiral.Withalocknuttoclamp.Pressingscrewtopreventinfiltrationofoilcake,theimpactofthesuccessfuldemolitionofpressingbolts.Squeezecagesqueezechambercomposedoftwoparts.Formedbytheprecedingarticlepressing,pressingcircleformedbythefollowingparagraph.Transmissionshouldbedesignedwithattentiontomutualrelationsbetweenthetransmissionratioandtorquemeetstheworkingconditions.
Thismachineissuitablefortheextractionofrapeseed,peanut,sesame,cottonseeds,soybean,coconut,teaseeds,sunflowerseedsandotherplantoils.(Accordingtouserneeds,pressingwormscanbereplaced,fortheextractionofricebranoilandotheroil-bearing.)
Keywords:
oilpress;
splineshaft;
coupling;
pressingcage;
transmission;
第1章前言
1.1选题的背景、目的及意义
随着我国人民生活水平不断提高,尤其是人民收入的增加,食用油需用量将会不断增加。
目前世界人均年食用油为14kg,我国人均年食用油约为7.4kg,只有世界人平均量的二分之一。
预计到2010年,我国人均年食用油可达10kg。
我国农村是个大市场,在油脂加工设备方面,目前适应于广大农村的油料加工机械应当是中小型的较为适用。
因此,螺旋榨油机即为此而设计的。
螺旋榨油机是利用旋转的榨螺轴将料坯在榨膛内连续推进,由于榨螺上螺旋导程逐渐缩短或螺纹深度逐渐变浅,榨膛内的空间容积(榨膛容积或空余体积)逐渐减小,从而产生压榨作用,将油从榨笼缝隙中挤出,残渣压榨成片状饼,从出口端排出。
1.2螺旋榨油机的工作原理
螺旋榨油机的工作原理概括为:
榨油机运转时,预处理好的料胚从料斗进入榨膛,榨膛由榨条和榨圈组成。
料胚由榨螺的螺旋逐渐推进受到二次压榨,压榨力的来源是:
料胚由1-2节榨螺向前推进到3节榨螺,由于3节榨螺根径逐渐增大(即牙形高度逐渐减小)螺纹逐渐加宽,从而榨螺与榨圈间的容积逐渐减小,进而将料胚推进到4节榨螺与5节榨螺处,榨膛容积增大,料胚被松散后继续向前推进。
通过调节调饼头与出饼圈之间的间隙,控制出饼厚度,由于榨膛的特殊结构,料胚在榨膛产生复杂的相对运动和很大的摩擦力,致使油料的纤维的胶体遭受破坏,在巨大的压力下,油就从榨条缝隙和榨圈的出油槽中挤出来。
1.3榨油的工艺流程
油料在进入油机前,需要过一系列的预处理,现以大豆为例,大豆的预处理为工序为:
大豆-清选-破碎(分离)-(粗轧)-软化-轧胚-蒸炒-压榨-毛油(豆饼)
1.4设计榨油机的程序
一部机器的质量基本上决定于设计质量。
制造过程对机器质量所起的作用,本质上就在于实现设计时所规定的质量。
因此,机器的设计阶段是决定机器好坏的关键。
1.4.1 计划阶段
在根据生产或生活的需要提出所要设计的新机器后,计划阶段只是一个预备阶段。
此时,对所要设计的机器仅有一个模糊的概念。
本设计是毕业设计,考虑到时间有限,难度不能太大。
于是在寒假开始,做了较多的社会调查,使毕业设计尽量结合社会需求,与生产实际相结合。
最后选螺旋式榨油机。
1.4.2方案设计阶段
方案设计阶段对设计能否很好的完成起着关键作用。
在这一阶段中曾选择过多个方案,并分别进行了分析。
机械取油设备有多种,其工作原理也不尽相同。
如静压式,搅拌挤压式,偏心回转挤压式,离心挤压分离式等。
经过分析,上述机械取油设备都较为复杂,工作量较大,在毕业设计规定的时间内难于完成。
经过比较,在老师的指导下,最后选择了螺旋式榨油机,该机器相对简单一些,又适合我国农村广大市场的需要。
因此,选择该方案既接近我们的水平,也符合社会需要。
一般来说,机器较为简单的话,可靠性也相对好一些。
相反,机器越复杂,保证可靠性的难度就越大。
本方案主要结合本专业三年来学习的课程,综合运用学习过的知识和技能,学习解决实际问题。
1.4.3技术设计阶段
方案设计阶段结束后,进入技术设计阶段,技术设计阶段的工作如下:
⑴机器的运动学设计
根据确定的结构方案,确定原动机的参数(功率、转速、线速度等)。
然后,做运动学的计算,从而确定各运动构件的运动参数(转速、速度等)。
⑵机器的动力学计算
结合零部件的结构及运动参数,初步计算各主要零件所受载荷的大小及特性。
⑶零部件的工作能力设计
已知主要零部件所受的公称载荷的大小和特性,即可做零部件的初步设计。
设计所依据的工作能力准则,需参照零部件的一般失效情况、工作特性、环境条件等合理地拟定,本设计对主要零件的强度和轴承寿命等进行了计算。
通过计算决定零部件的基本尺寸。
⑷部件装配草图及总装配草图的设计
本阶段的主要目标是设计出部件装配图及总装配草图。
再由装配图对所有零件的外形及尺寸进行结构化设计。
在此步骤中,需要协调各零部件的结构及尺寸,全面地考虑所设计的零部件的结构工艺性,使全部零件有最好的构形。
⑸主要零件的校核
在绘制部件装配草图及总装配草图以后,所有零件的结构及尺寸均为已知,在此条件下,再对一些重要的零件进行精确的校核计算,并修改零件的结构及尺寸,直到满意为止。
按最后定型的零件工作图上的结构及尺寸,绘制部件装配图及总装配图。
第2章
螺旋榨油机的设计计算
2.1电动机的选取
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。
电机型号YL-112M-7
额定功率
7.5KW;
额定电流
=8.8A;
额定转速
=1440r/min;
效率η=84%;
功率因数cosø
=0.82;
Tmax/TN=(最大转矩)/(额定转矩)=2.3;
Tmin/TN=1.5;
总传动比í
=6.98
2.2螺旋榨油机主要参数的确定
2.2.1榨膛容积比ε
ε=VJ/Vch(2.1)
查设计手册得坯实际压缩比εP=2.39;
实际压缩比εn=3.25
本设计的螺旋榨油机对象是大豆,其总压缩比ε=7.5~14,取ε=14
2.2.2进料端榨膛容积Vj的计算
根据设计能力等参数,可按下式计算:
Vj=QBm/60KfKnrmn(2.2)
将数据代入公式3.2得:
Vj=(300kg/h×
0.9×
1000)/(60×
0.6×
0.7×
60r/min)=255.102cm³
因此 VJ=255.102㎝³
;
出坯率 Bm=0.9;
料坯充满系数 Kf=0.6;
系数 Kn=0.7 ;
入榨料坯容重 rm=0.7㎏/㎝³
;
出口端榨膛容积Vch,由公式2.1ε=VJ/Vch推出Vch=VJ/ε=18.22cm³
2.2.3功率消耗
在食品加工机械中,对于中小型机器 Nr=5~7kw;
取Nr=6 kw
2.2.4 榨膛压力
P=(2471·
ß
·
εn5.5)/e0.022w(kPa)(2.3)
将数据代入公式2.3得:
P=(2471×
0.00085×
3.255.5)/e0.022×
3.5﹪=1372.94kPa
2.3榨螺轴的设计计算
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。
在设计中,采用套装式变导程二级压榨型榨螺轴,如图2.2,它将榨螺分成若干段,套装在芯轴上用螺母压紧,连续型榨螺轴的相邻榨螺紧接,没有距圈,结构较简单,榨膛压力较大,回料少,但齿型复杂,加工须配置专用机床,适用于较小型榨油机。
图2.2榨螺轴
2.3.1连续型榨螺轴尺寸如下表所示:
表2.3.1榨螺轴尺寸表
榨螺号
1
2
3
4
5
6
7
节长
120
110
80
30
45
导程
42
36
——
31.5
螺旋外径
70
螺旋内径
50
50/67
69.2/67
59/64.3
64.3/69.6
69.6/76.6
齿顶宽/齿根宽
6/16
8/9.9
11.7/13.6
2.3.2榨螺齿形
锥形根圆榨螺
榨螺齿形尺寸α=0~30°
β=15~45°
最大为β=90°
γ<
10°
榨螺最小壁厚δ=(D0-d)/2=6~20mm,取δ=6mm.
图2.33号榨螺
2.3.3榨螺材料
榨螺用20Cr气体渗碳(渗碳层厚度为1.5~2mm),淬火、回火处理后,表面硬度为HRC58~62。
2.4Ⅰ轴和Ⅱ轴啮合齿轮的计算
2.4.1齿轮的选用
选用直齿圆柱齿轮传动,7级精度。
已知输入功率P1=7kw;
小齿轮转速n1=418.6r/min;
齿数比u=i1=2.25
条件:
带式输送机,工作平稳,转向不变。
1、材料选择
Ⅰ轴上的小齿轮材料为45#,硬度为217~255HBS,取硬度为240HBS,啮合的中齿轮材料为QT500-5(调质),硬度(147~241)HBS,硬度取为200HBS。
2、齿轮齿数的选择
小齿轮的齿数Z1=13,中齿轮的齿数为Z2=i×
Z1=29.25 ,取Z2=30
3、按齿面接触强度设计
⑴.确定公式
d1t≥2.32
(2.4)
公式2.4内的各计算数值
①.试选载荷系数:
K1=1.3
②.计算小齿轮传递的转距:
T1=95.5×
105P1/n1
=95.5×
105×
7/418.6
=6.126×
104N·
mm
③.齿宽系数φd=1
④.由表查得材料的弹性影响系数ZE=181.4Mpa1/2
⑤.由图册按齿面硬度查得:
小齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim1=650MPa
大齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim2=550Mpa
⑥.由公式计算应力循环次数
N1=60n1jLh
=60×
418.6×
1×
(2×
8×
300×
10)
=1.2×
109
N2=0.53×
⑦.接触疲劳系数KHN1=0.9,KHN2=0.87
⑧.计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,
安全系数为S=1,
[σH]1=KHN1·
σHlim1/s=0.9×
650=585Mpa
[σH]2=0.87×
550=478.5Mpa
⑵.计算
①.试算小齿轮分度圆直径d1t,
代入[σH]中较小的值
(2.5)
经计算得d1t=67.499mm
②.计算圆周速度
V=πd1tn1/(60×
1000)
=3.14×
67.499×
418.6/(60×
1000)
=1.479m/s
③.计算齿宽
b=φd·
d1t=1×
67.499=67.499mm
④.齿宽与齿高之比b/h
模数:
mt=d1t/z1=67.499/13=5.192mm
齿高:
h=2.25mt=2.25×
5.192=11.683mm
b/h=5.778
⑤.载荷系数
根据v=1.479m/s,7级精度,
由图册查得动载系数KV=1.08.
直齿轮,假设KAFt/b<
100N/mm,
由表查得:
KHα=KFα=1.2;
使用系数KA=1;
7级精度,小齿轮相对支承,非对称布置时
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;
故载荷系数为:
K=KAKVKHαKHβ=1×
1.08×
1.2×
1.424=1.845
按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由公式2.7
d1=d1t
=67.499×
(2.6)
得d1=75.85mm
4、按齿根弯曲强度设计
m≥
(2.7)
⑴.确定公式内的各计算数值
①.由图册查小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=560Mpa;
大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=440Mpa.
②.由图册查得弯曲疲劳寿命系数:
KFN1=0.85,KFN2=0.88
③.计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[σF]1=
Mpa
[σF]2=
④.计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×
1.52=1.97
⑤.查取齿形系数
YFa1=3.13YFa2=2.52
⑥.应力校正系数:
YSa1=1.48YSa2=1.625
⑦.计算大小齿轮的
并加以比较:
1=
=0.01362
2=
=0.01480
大齿轮的数值大。
⑵.设计计算
由公式2.7得:
=3.09mm
对比计算结果,考虑到该齿轮传动为开式传动,主要失效形式为轮齿磨损和折断,故取按齿根弯曲强度设计的,m=3.09mm,就近圆整为标准值m=3,按接触疲劳强度计算分度圆直径d1=75.85mm,从而计算出
小齿轮齿数z1=d1/m=75.85/3=25.28=26
大齿轮齿数z2=uz1=2.25×
26=58.5,取z2=59
5、几何尺寸计算
①.计算分度圆直径
d1=z1m=26×
3=78mm
d2=z2m=59×
3=177mm
②.计算中心距
a=(d1+d2)/2=127.5mm
③.齿轮宽度
b=φdd1=1×
78=78mm
取B2=80mm,B1=85mm
6、验算
Ft=2T1/d1=2×
6.126×
104/78=2340.77N
KAFt/b=1×
2340.77/78=30N/mm<
100N/mm.
所以,符合前面的KAFt/b<
100N/mm的假设该齿轮设计符合要求。
2.4.2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=3×
26=78mm
d2=mz2=3×
59=177mm
②齿顶高ha
ha=ha*m=1×
3=3mm
③齿根高hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×
3=3.75mm
④齿全高h=ha+hf=(2ha*+c*)m=3+3.75=6.75mm
⑤齿顶圆直径
da1=d1+2ha=(z1+2ha*)m=78+2×
3=84mm
da2=d2±
2ha=(z2±
2ha*)m=177±
2×
3=183mm
⑦齿根圆直径
df1=d1-2hf=(z1-2ha*-2c*)m
=(26-2×
1-2×
0.25)×
3=70.5mm
df2=d2±
2hf=(z2±
2ha*±
c*)m=169.5mm
⑧基圆直径
db1=d1Cosα=78×
Cos20o=73.296mm
db2=d2Cosα=177×
Cos20o=166.326mm
⑨齿距p=πm=3π=9.42mm
⑩齿厚s
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