榨油机的结构设计Word文档下载推荐.docx
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４ 螺旋榨油机的结构设计……………………………………………………１8
4.１榨螺轴的设计 ……………………………………………………………18
4.２榨笼的构造 ………………………………………………………………18
4。
3齿轮箱及入料器的构造…………………………………………………18
4带轮的结构设计…………………………………………………………1８
4．5 调节装置的设计…………………………………………………………19
6滚动轴承的选择 …………………………………………………………20
6.1Ⅲ轴上的轴承的选择………………………………………………20
4.６。
２Ⅰ轴和Ⅱ轴的轴承…………………………………………………２０
4.7 榨螺轴与齿轮轴的联接设计………………………………………………２1
4.8本章小结…………………………………………………………………21
5螺旋榨油机操作过程中出现的故障及排除……………………………………２1
6结论………………………………………………………………………………22 参考文献……………………………………………………………………………２３
致谢………………………………………………………………………………23
摘 要:
本设计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。
本机适用于榨取大豆、花生等油料作物.
关键词：
榨油机;
联轴器；
榨笼;
齿轮
The Ｓｔruｃture Desｉgn ｏfＯilPress
Absｔｒact:
Thｅ ｐresentpapeｒmaiｎly ｉｓtothe spiral ｏilpressoveralｌstｒｕcｔurａldesign.ｔｏpressoｕt ｔhe cageｐａrt．gｅaｒbox paｒｔaｎｄsooｎｔhedesign。
Ｉnclｕｄing ｔｏ iｎput end elｅｃtricmotor power／rｏtatioｎalspeeｄchoice。
beｌｔ chｏiceandbaｎdpulleｙdｅsign. geａrbｏxinｔｅrｍediａｔe gｅardesiｇn, axisdｅsign,bearinｇ，kｅy,shaｆｔcouplｉngｃhoiｃe ａnｄcorrelatioｎ compuｔatｉon.exａmiｎaｔion,ｐressｅｓｏutthespｉｒaltｏpｒesｓouｔｔhecaｇeｔhedeｓiｇｎａndｓo on。
ｉn ｗhiｃh topresｓout ｔhe spiral andtopressouｔthｅcage iｓｔhescｒewｙoil pressmａinｏperatｉnｇprinciple。
Ｔhismacｈineｉssｕｉtａｂlｅｆｏrthｅ eｘｔｒactionofsoyｂeaｎ,peanｕt and oｔher oil crops。
Key ｗordｓ：
Thｅoil ｐress；
Ｓhaｆtcoｕｐｌｉｎg;
Pｒｅsｓouttｈecaｇe;
Gearwheel
1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，对食品的需求逐渐走向多样化、多层次化，为食品工业
的发展提供了广阔的市场。
作为提供食品工业装备的行业，食品机械和包装机械行业将提供多品种、高质量的产品以满足食品工业发展的需求.
我国农村市场是大市场。
1997年底,我国植物油加工企业有4957个,年产植物油894万吨．199８年经过调整，植物油加工企业为１５13家，年产植物油６02万吨.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。
随着人民生活水平的提高,食用油脂消费向精炼油、色 拉油、高级烹调油、调和油及营养保健油方向发展。
目前适应于广大农村的油料加工机械可分为动力旋转榨油机和液压榨油机两大类，共十几个品种规格，还有清洗、脱壳、蒸炒、滤油等二十几个规格品种的配套设备,市场很大。
目前城市的大型油厂采用浸出法
生产,溶剂浸出工艺发展迅速,将逐渐取代机械磨榨,且生产规模日益大型化、连续化和自动化。
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,残渣压榨成饼,从出口端排出。
螺旋压榨在食品生产中,由于液压榨油机取油生产的间歇性，压榨周期长,装卸料饼麻烦，而且设备笨重，占地面积大等缺点,限制了它的发展,因此，有被螺旋榨油机取代的趋势。
2 国内外研究状况和相关领域中已有的研究成果
目前,国外生产螺旋榨油机的公司很多,并且由于国外比较早就开始研究榨油技
术,所以国外的技术一般都比国内的要先进．国外比较有名的公司有日本SＵEHIROEPM公司,ＳUＥHIRO EＰM公司是一家专业生产榨油机的公司。
199２年,由IsobｅＳ等人开发了一种部分啮合异向旋转的平行双螺杆压榨机
（专利号:
JP22５13９7）,主要用于葵花籽仁等脱皮（壳）油料的冷热榨，还用于卷心菜和胡萝卜榨汁、从豆渣、酒糟和屠宰厂下水等高含水物料进行固液分离。
1994年,法国CLEXＴRAL公司通过对CＬEXTRALＢＣ45型实验挤压机的改造，设计出了一种带有滤油筒体的双螺杆榨油机。
该机采用同向旋转的双螺杆结构，预压榨段完全啮合,主压榨段完全分离。
同年，Guｙomaｒd利用同类型的榨油机对脱皮菜籽仁进行压榨实验,出油率为75％～8０％，但并没有对油的质量做进一步的检测和分析。
１９9９年,Dufａｕｒe等人也利用改造的CLEＸTRALBCA5型实验挤压机进行油料的压榨实验,对影响油脂质量的关键因素,如机筒结构、螺杆分布、喂料速度、螺杆转速、油料成分和压榨温度进行了深入地研究，并对饼的质量做了检测和分析。
20０2年,Johnｓtｏｎ在传统的双螺杆榨油机的基础上发明了一种反向旋转的带中断螺棱的平行双螺杆榨油机,这种榨油机继承了传统单螺杆榨油机产量大和能耗少以及吸取了双螺杆榨油机的正向输送能力强和能固液分离等优点,螺杆结构和单螺杆
榨油机一样,主要用于含水物料的脱水．总之，国外对双螺杆榨油机在双螺杆轴的旋向、双螺旋轴的布置形式和榨笼内孔结构形式等均进行了应用与研究。
近几年,国内许多企业像湖北的东方红粮食机械有限公司，武汉新概念农业机械设备制造有限公司等也着力于对榨油机的研制和开发。
２003年,武汉良龙机械制造有限公司的顾强华等人设计研发出一种具有自主知识产权的ＳYZ系列双螺杆榨油机。
该机双螺杆采用异向旋转和喂料段完全啮合而主压榨段完全分离的双阶布置的结构形式。
其中榨笼上下对开，由条排集合而成,无外加热装置。
该机在压榨过程中对油料的水分、温度等变化都不是很敏感,所以运行稳定,具有良好的适应性,冷榨热榨都适宜．另外，榨膛采用双阶结构能够得到很大的压缩比和强大的径向压力,这样油料就会得到更充分更彻底的压榨。
在相同的工艺条件下,该机的干饼残油率比单螺杆榨油机低2%左右,出油率更高。
２005年,中国农业科学院油料作物研究所的李文林等人为了解决双低菜籽脱皮后低温压榨制油的难题研制出一种双螺杆冷榨机，生产试验得到的冷榨油接近菜籽三级压榨油国家标准,冷榨饼残油率在１５％左右，获得了较好的冷榨油得率。
2007年９月,山西省太原市帅克一埃克斯特榨油设备有限公司通过吸收消化乌克兰埃克斯特鲁得尔科研生产企业的技术，设计研发出６ＹIS一75×
12０0型双螺杆榨油机，该机采用双螺杆同向旋转和螺旋完全啮合的结构形式,可一次性热榨，能省去脱皮、粉碎、轧坯、蒸炒和油脂净化等工艺过程,经过一次压榨和自然沉淀就能获得优质绿色食用油,这大大降低了生产周期和劳动强度。
不过,这种榨油机在压榨过程中对油料水分的变化较为敏感。
当油料的水分含量在7％以下或１0％以上时，电机功率就要加大，出油率也会降低。
3 方案的确定
目前国内外使用的压榨机种类比较多，现就最常用的几种压榨机作比较确定最佳的方案。
（１）离心压榨机
离心压榨机是利用离心力对物料进行连续压榨的机器，适用于榨取水果和蔬菜汁。
离心压榨机能连续、高效地榨取优质的果汁或蔬菜汁,但它所排出的榨渣中尚有一定数量的液汁,需用其它压榨机进一步榨取。
（2）轧辊压榨机
轧辊压榨机通常
有排列成品字形的三个压榨辊组成。
上部的棍子称顶辊，在它两端的轴承上装有弹簧或液压缸，以产生必要地压榨力。
前部的轧辊称进料辊,后部的轧辊称排料辊，进料辊与排料辊之间装有托板。
其压榨范围不大，操作有些难度,性价比不太高。
（3）螺旋压榨机
螺旋榨油机是种使用较广泛的连续性压榨机,具有结构简单、体型小、出油率高、操作方便等特点.螺旋榨油机能连续作业,劳动强度小，出油后的渣饼薄而小，便于综合利用；
但榨膛内的主要工作部件易磨损，需经常拆换,增加了作业成本．
通过上面压榨机机构特点的分析,根据各种压榨机的特点，再根据螺旋压榨机不同类型所具有的特点，最后形成本设计方案选择螺旋榨油机最佳。
其结果如下图所示
进料部分2.齿轮箱部分 3.榨笼部分４.榨螺部分5．机架部分
图1螺旋榨油机
1Feedｉng ｐarｔ２Gｅarbｏｘ 3Sｑｕeezingcagepａrｔ４Ｓcreｗ part 5Ｆrａmepaｒt
Ｆig1Ｓcrewpress
１。
４ 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.
螺旋榨油机相应参数的确定
此处省略
NＮNＮNＮNNNNNＮ字.如需要完整说明书和设计图纸等。
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九七一九二零八零零另提供全套机械毕业设计下载！
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2.4榨膛压力
P=（2471·
ß
·
εn5.5）/ｅ0.02２w （kPａ） （４）
将数据代入公式（４）得:
P=（247１×
0。
０0085×
255。
5）／e0.022×
3.5﹪=１37２.９4 kＰa
２.5榨膛压缩比曲线
本设计的螺旋榨油机,是二级压榨型，其曲线如图：
345678
图2榨膛压缩比曲线
Fig2Thesqueezingchambercompressionratiocurve
FiguFigure2-1ofexplodingcompressionratiocurve
re2-1ofexplodingcompressionratiocurve
Figure2-1ofexplodingcompressionratiocurve
2.6 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）,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3 榨螺轴
Ｆｉg 3 Sｃrｅwａｘis
２．6。
１连续型榨螺轴尺寸如下表所示：
表１榨螺轴尺寸表
Tａｂle1 Scrｅwshafｔ sizetablｅ
榨螺号
1
2
3
4
5
6
7
节长
1２0
110
8０
30
４5
4５
导程
42
４2
36
——
31．5
3１.５
螺旋外径
7０
７0
70
螺旋内径
50
5０
5０/67
69。
2/67
59/64。
64．3／69。
69.6/76。
齿顶宽/齿根宽
6/1６
６／1６
6/１6
－—
8/9。
９
１1.7/1３.6
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 43号榨螺
Ｆiｇ 4 3Ｓcrew
6。
３榨螺材料
榨螺用１5或２0号低碳钢经气体渗碳（渗碳层厚度为１。
5～２mｍ）,淬火、回火处理后，表面硬度为HRC５8～62 。
３螺旋榨油机传动机构设计
3.1电动机的选取
本次设计适于大豆、花生等多种油料作物，对象是中、小型油厂,因此选取的电机
功率不高。
电机型号Y160L－８
额定功率
7.５kw
同步转速n=7５0r/min额定转速n0 =7２0r/mｉn 质量m=1４5kｇ
3．２ 总传动比分配
考虑到本设计传动路线有两条，其一:
一轴到二轴再到三轴传动:
其二：
一轴到四轴再到立轴。
综合齿轮带轮常用传动比的取值范围并考虑到本设计的要求,取总传动比ｉ=6.8第一条路线传动比分配i=i1i2=2。
2５x3。
02=6。
8；
第二条路线传动比分配i=
iai２＝3x2．2６=6．8
3各轴传递的功率
取齿轮传动效率η齿=0。
96,皮带轮传递效率η皮＝0.97
传递路线一：
（１）各轴的转速
I轴：
n１=n0＝7２0r/mｉn
Ⅱ轴：
n2=n1/ｉ1 =720／２。
25=3２0r/mｉn
Ⅲ轴:
ｎ3 ＝n2/ｉ2=320/３。
０2=１０6r/min
（2）各轴的传动的功率
Ｉ轴:
p１=ｐe ＝7。
5kw
Ⅱ轴:
ｐ２=p１ η齿＝7。
2kｗ
Ⅲ轴:
p３ =p２η齿=６.9１ｋw
（３）各轴的转矩
I轴:
Ｔ1=95。
5×
105P1/n１=95.5×
１0５×
７.５/7２0=9。
945×
1０4Ｎ·
mm
Ⅱ轴：
Ｔ2 ＝95。
105P2/n２=2．148×
１05N·
ｍm
Ⅲ轴：
T3 =95.5×
105P3//n3=６。
226×
105N·
传递路线二:
（１）各轴的转速
Ⅳ轴：
n4=n1/ ia=240ｒ/mｉn
立轴：
n５=n4／ｉb＝10６r/ｍiｎ
Ⅳ轴:
p4＝ p１η皮=7。
２75kw
立轴:
p5= p４η齿=6.984kｗ
（3）各轴的转矩
Ⅳ轴:
T4=９５．5×
105P4／n4＝2。
８95x105N·
立轴:
T5 =9５.5×
105P５／n5＝６．29２×
105 Ｎ·
4Ⅰ轴和Ⅱ轴啮合齿轮的计算
1 齿轮的选用
选用直齿圆柱齿轮传动,７级精度。
输入功率Ｐ1=7．5kｗ ；
小齿轮转速n1＝7２0r／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
（5）
公式（5）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。
１05Ｐ１/n1
=９5。
1０5×
7／418.6
=9.94５×
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=650 MPa
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×
72０×
１×
（２×
8×
300×
10）
＝２.07×
109
Ｎ2=0.92×
1０9
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＝5８5 Mpa
[σＨ]2 =0。
８7×
5５0＝ 478．5Mpａ
⑵.计算
试算小齿轮分度圆直径 d１t ，
代入[σH]中较小的值
d1t≥２。
（６）
经计算得d1t=6７.４99mm
②.计算圆周速度
Ｖ=πｄ１tn1/（60×
1000）
=3．14×
67。
499×
720/（6０×
1000）
=2。
５4３m/s
③.计算尺宽
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=2。
543m／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;
由表查得：
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×
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（7）
d1＝ｄ1t
＝67。
（7）
得 d1＝75．85mm
⑥.计算模数
ｍ= d1／z1＝75.85／13=5．835 mm
4、按齿根弯曲强度设计
m≥
（8）
⑴. 确定公式内的各计算数值
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=
Mpａ
计算载荷系数
K=ＫＡKＶKFαKＦβ＝1×
1.0８×
52＝１．９7
⑤.查取齿形系数
YＦa1＝３。
１3 YFa２=2.５2
应力校正系数：
YSa1=1.４８ YSa2=1。
6２5
⑦。
计算大小齿轮的
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