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第一章 緒論 4
1： 工作原理 5
2：設計榨油機的程序 6
3：準備階段 6
4：方案設計階段 6
5： 技術設計階段 7
第三章 螺旋榨油機的結構設計 9
1 :榨螺軸的設計 9
2 :榨籠的構造 9
3 :齒輪箱的構造及入料器的構造 9
4 : 調節(jié)裝置的設計 9
第四章 螺旋榨油機主要參數的確定 10
4.1：螺桿的設計及其校核 10
4.2:齒輪傳動部分設計 18
4.2.1：Ⅰ軸和Ⅱ軸嚙合齒輪的計算·········································18
4.2.2:軸的選用及強度計算和校核···········································23
4.3：帶傳動的設計計算 25
4.3.1平型帶輪的設計 25
4.4螺旋式壓榨機的電動機選擇 28
第五章 各軸承及鍵的選擇及有關校核 29
1:鍵的選擇設計 29
2：軸承的設計 30
3：滾動軸承的選擇 31
第六章 結束語 33
附錄： 35
螺旋式壓榨機的設計
摘要：螺旋榨油機過去是現在仍然是油脂生產中的一臺主機。就是在近代的浸出法制油中隊高含油份油料大多采用還是預榨—— 浸出工藝方法來制備油脂，所以預榨機——螺旋榨油機仍然是油脂工業(yè)生產中的重要部件。螺旋榨油機的結構直接影響到油脂生產的數量和質量。而榨油機的工作部分是螺旋軸和榨籠構成，料胚經過螺旋軸和榨籠之間的空間——炸膛，而受到壓榨。所以它們是榨油機的“心臟”，它們的結構直接影響到榨油機的性能。本文通過了解壓榨機的資料，然后比對壓榨機的結構，設計其結構，螺桿的設計是整個設計的主體，通過對壓榨物質和生產量的取定，得出螺旋桿的設計過程，本文的傳動采用兩級減速傳動，使機器運作穩(wěn)定。通過對整機功率，轉矩，最后定出電機。還要對整個設計重要部件做出校核，能夠讓機器正常運作。
關鍵詞： 榨油機；榨籠；；生產量；校核
The design spiral presser
Abstract： Screw press in the past and is still oil production in a host. Leaching in the modern legal system is the oil companies of most of the high fuel oil were used or pre-press - leaching method to prepare the oil, so pre-press machine - oil screw press is still important components of industrial production. Screw press of the structure of a direct impact on oil production quantity and quality. The press of work is the screw axis and the pressing part of the cage structure, material embryo axis and squeezed This text through the spiral space between the cage - bombing bore, and being squeezed. So they press of the "heart", which directly affects the structure of oil press performance. In this paper, the information about press machine, and then compared presser structure, design its structure, the screw design is the design of the main body, squeezing through on the amount of substance and production are constant, obtained screw design process, This text slow down the drive with two transmission, the machine operates in a stable. On machine power, torque, and finally set the motor. Also an important part of the whole design and make check, allowing the normal operation of the machine。
Keywords: oil press; pressed cage;; production; check
第一章 緒論
在我國，榨油機的發(fā)展已二十多年，從傳統(tǒng)的榨油設備，到現在先進的榨油機器，中國榨油市場得到了翻天覆地的變化，隨著市場上的食用油品種增多，榨油機的種類也在增加，壓榨方式也各不相同，物理壓榨，化學壓榨，還有兩者結合壓榨?；厥走^去，榨油業(yè)在中國從無到有，有弱小逐漸強大的過程?，F在市面上食用油分成浸出油和壓榨油兩種。浸出油是用化學溶劑浸泡油料，再經過復雜的工藝提煉而成，提煉過程中流失了油品的營養(yǎng)成分，而且有化學溶劑的有毒物質殘留。所以大眾逐漸遠離。隨著經濟的發(fā)展，大眾已經不是是以前那樣只解決溫飽了，吃出營養(yǎng)，吃出健康才是現代人的追求，所以壓榨油的市場廣大，考慮到個人能力的問題，選擇了最簡單也是最可靠的螺旋式壓榨機。
第二章 螺旋榨油機的工作原理
1： 工作原理
是利用榨螺軸根徑由大到小或者螺旋導程逐漸縮小，炸膛內的容積也就是說空余體積逐漸縮小，壓縮逐漸增大，而使油料的油脂被擠壓出來。
工作過程是現將料胚加入料斗，由轉動的榨螺送入炸膛。由于榨螺軸作旋轉運動，帶動油料在炸膛內運動，互相摩擦，溫度升高。又由于榨螺軸根徑不斷增大，炸膛容積越來越小，壓力越來越大，從而擠出料中的油脂。油脂在榨條間縫隙中流出，經出油口至接油盤；油餅從出餅圈擠出；油渣從排渣口擠出。
取油一般分為三段：1進料端，2 主壓榨段，3成餅段。
油料在進入油機前，需要過一系列的預處理，現以大豆為例，大豆的預處理為工序為：
大豆－清選－破碎（分離）－（粗軋）－軟化－軋胚－蒸炒－壓榨－毛油（豆餅）
預榨改變了物料的容量，縮小物料的體積，提高了浸出器的生產能力和輸送設備的輸送能力。
預榨浸出生產工藝改變了料胚形狀，在某些方面有利于浸出：
1：預榨浸出生產大豆油，入浸物料由片狀改變?yōu)閴K狀，密度增加，溶劑滲透的阻力小。只要掌握好預榨餅的破碎粒度，就有利于溶劑的滲透、浸泡和滴干三者的結合；
2：在大豆一次浸出中要求物料胚片軋得越薄越好，因胚越薄，細胞組織越破壞越徹底，浸出油路越短，細胞組織破壞越徹底，浸出油路越短，擴散阻力越小，浸出效果越好。但在實際生產中，胚軋的越薄，粉末度就會增加。當增加到一定程度（20%）時，浸出過程中的溶劑滲透性能就會降低，波殘油就會升高。采用預榨浸出，物料的強度增大，較一次浸出物料的粉末度易于控制。另外，物料在炸膛內經高溫擠壓、摩擦等外力作用，在軟化、軋胚的基礎上，細胞結構又進一步被破壞。因此，預榨浸出法生產對軋胚的要求沒有一次浸出生產那么嚴格，可以避免軋薄胚所增加的電能消耗和設備磨損。
3：采用預榨浸出，不僅避免了加工高水分大豆經常遇到的問題，就是加工標準水分大豆也可以更好地調整入浸水分。物料入炸膛后，在高溫高壓下，有部分水分汽化，通過榨條間隙逸出，榨條出膛后冷卻，又有排出部分水分。
4：預榨浸出可降低容積比，一般控制在1:0、6左右，在產量提高的情況下，不增加或稍增加溶劑循環(huán)量即可達到浸出效果，節(jié)省了溶劑。
5：預榨浸出，由于日處理量增加，加工成本有所下降。
2：設計榨油機的程序
一部機器的質量基本上決定于設計質量。制造過程對機器質量所起的作用，本質上就在于實現設計時所規(guī)定的質量。因此，機器的設計階段是決定機器好壞的關鍵。
3：準備階段
在根據生產或生活的需要提出所要設計的新機器后，計劃階段只是一個預備階段。此時，對所要設計的機器僅有一個模糊的概念。
通過在這大四有限的時間里， 我對螺旋式壓榨機做了一些基本的了解，對它的性能方面也著重的研究。
4：方案設計階段
螺旋式壓榨機的主要區(qū)別體現在螺桿上，榨螺的設計是整個壓榨機的主體，由于查到的知識對螺旋式壓榨機的設計方法很多，所以決定采用多段式的壓榨方式，這樣對螺桿的設計和制造方面可以更好的處理，采用螺旋式的壓榨方式雖然比較傳統(tǒng)，但對于壓榨這個行業(yè)還是有無限的空間。螺桿設計采用的是三段式壓榨結構。
對于機器，其實越簡單，出錯的可能性就越小，對于螺旋式壓榨機，結構簡單，操作方便。對于一些小型的榨油廠是首選。
5： 技術設計階段
方案設計階段結束后，進入技術設計階段，技術設計階段的工作如下：
（1） 機器的動力學計算
結合零部件的結構及運動參數，初步計算各主要零件所受載荷的大小及特性。
（2） 零部件的工作能力設計
已知主要零部件所受的公稱載荷的大小和特性，即可做零部件的初步設計。設計所依據的工作能力準則，需參照零部件的一般失效情況、工作特性、環(huán)境條件等合理地擬定，本設計對主要零件的強度和軸承壽命等進行了計算。通過計算決定零部件的基本尺寸。
（3） 機器的運動學設計
根據確定的結構方案，做出運動學的計算，從而確定各運動構件的運動參數（轉速、速度等），然后選定原動機的參數（功率、轉速、線速度等）。
（4） 部件裝配草圖及總裝配草圖的設計
本階段的主要目標是設計出部件裝配圖及總裝配草圖。再由裝配圖對所有零件的外形及尺寸進行結構化設計。在此步驟中，需要協(xié)調各零部件的結構及尺寸，全面地考慮所設計的零部件的結構工藝性，使全部零件有最好的構形。
本文開始對螺旋式壓榨機的草圖
（5） 主要零件的校核
在繪制部件裝配草圖及總裝配草圖以后，所有零件的結構及尺寸均為已知，在此條件下，再對一些重要的零件進行精確的校核計算，并修改零件的結構及尺寸，直到滿意為止。
按最后定型的零件工作圖上的結構及尺寸，繪制部件裝配圖及總裝配圖。
第三章 螺旋榨油機的結構設計
1 :榨螺軸的設計
榨螺軸是由芯軸，榨軸，出渣梢頭，鎖緊螺母，調整螺栓，軸承等構成。裝配榨軸時，榨螺與榨螺之間必須壓緊，防止榨螺之間出現塞餅現象，必須擰緊鎖緊螺母，餅的厚度用旋轉的調整螺栓來控制。
2 :榨籠的構造
榨籠是由上下榨籠內裝有條排圈，條排，元排所構成。條排24件，元排17件，還有壓緊螺母內裝有出餅圈，榨膛的兩端分別于齒輪箱和機架相連接。
3 :齒輪箱的構造及入料器的構造
齒輪箱是由齒箱蓋，箱體，圓柱齒輪，傳動軸，軸承，皮帶輪等構成，可從頂部油塞孔加機油，從油標處看油面高度。
入料器的組成主要有立軸，錐齒輪，軸承支座，固定板，錐斗等，使用自動進料器可以節(jié)省勞動力，提高生產效率。
4 : 調節(jié)裝置的設計
調節(jié)裝置的主要目的是調節(jié)出渣的粗細，相應的改變榨膛的壓力機構，為抵餅圈整軸移動或出餅圈同芯軸一起做軸向移動。其結構簡單，操作方便，機架的受力能在運轉中調節(jié)，但芯軸的軸2頭易損壞。由于采用整軸移動或夾餅圈，因此螺栓連接松脫現象比較嚴重，此裝置平穩(wěn)，低速重載的靜載荷，使旋合螺紋間始終受到附加的壓力和摩擦力的作用，工作載荷有變動時該摩擦力仍然存在。
第四章 螺旋榨油機主要參數的確定
4.1：螺桿的設計及其校核
（1）： 榨膛容積比ε
ε＝ＶＪ／Ｖch （2.1）
查設計手冊得坯實際壓縮比εP=2.39 ;
實際壓縮比εn=3.25
對于榨螺軸上，任何一節(jié)榨螺的理論壓縮比與實際壓縮比
式中：——榨螺上任一節(jié)榨螺的理論壓縮比；
——榨螺上任一節(jié)榨螺的實際壓縮比；
——榨機的理論壓縮比與實際壓縮比的比值。
預計在 7.5到14之間，選擇12
越大，作用在熱胚料上的單位壓力P也大而榨油機的生產率也高。P的計算式為：
P=（MPa）
P=71.98MPa
式中：為取決于熱胚水分和溫度的系數，W為榨料的水分，榨料不同W也不同，一般為1%到2.8%內，當W=2.5%時， 0.0045，e為自然對數低值。螺旋式榨油機的特點是最高壓力區(qū)段較小，最大壓力一般分布在主壓榨段。由于影響因素較多，使壓力值變化范圍較大。
曲線1為一次壓榨，曲線2預榨（適合于高油份）。
參照小型螺旋式壓榨機主要參數的選擇，在6YL—78型，螺桿直徑76.5mm，螺桿轉速105—120轉/分，生產量為60kg/時，配套動力為5,5千瓦。
本設計的螺旋榨油機對象是大豆，其總壓縮比ε＝7.5～14 ,取ε＝12。先預計設計生產是45kg/h，轉速為60r/min。
（2）:榨螺的設計計算
榨螺軸是螺旋榨油機的主要工作部件之一，榨螺軸的結構參數、轉速、材質的選擇對形成榨膛壓力、油與餅的質量，生產率和生產成本有很大關系。
在設計中，采用套裝式變導程二級壓榨型榨螺軸，如圖2.2，它將榨螺分成若干段，套裝在芯軸上用螺母壓緊，連續(xù)型榨螺軸的相鄰榨螺緊接，沒有距圈，結構較簡單，榨膛壓力較大，回料少，但齒型復雜，加工須配置專用機床，適用于較小型榨油機。
圖 2.2 榨螺軸
連續(xù)型榨螺軸設計
當榨螺軸的支撐點未決定前，先按扭轉強度條件計算出跟圓直徑 ；
（mm）
式中：,F位榨螺軸工作時阻力，為榨螺軸所需功率；為榨螺軸工作時的轉速（）。
代入公式得=15mm
套裝式：
（mm），因，代入上式，可求出榨螺軸外徑：
mm
，方便設計 便定螺桿底徑為50mm，
螺齒高為：（mm）
H=(75-15)/2=30mm，
榨螺軸的受力分析
作用在榨螺上的周向分力
當計算及榨螺螺面上摩擦力時：
=（N）
式中：T為扭矩=9550（N）
=1049（N）
作用在榨螺面上的周向力P為
由于是采用變徑榨螺桿，所以是圓柱形榨螺：
F=F（0.428cos（N）
作用在螺旋面上的徑向力P=(N)
作用在榨螺軸上的軸向分力F
=（N）
作用在螺旋面上的軸向力Pa
P= （N）
以上各式中：為榨螺齒推料面傾角，為背面傾角，。
(3)榨螺齒形
錐形根圓榨螺
榨螺齒形尺寸α＝０～30°;
β=15～45°,最大為β＝90°;
γ<10°;
榨螺最小壁厚δ=(D0-d)/2=6～20 mm,取δ＝6 mm .
2號榨螺
(4) 確定熟胚壓榨時作用于熟胚的單位壓力
由于截圖不同，所以圖上的符號有些差別，希望老師諒解。
計算確定各節(jié)榨螺螺旋線的開口角。螺紋始端弦長L3在D3圓上占據的角度r3，由于榨螺螺紋底圓較大，弦長近似弧長。
=，
螺紋終端弦長在D圓在占據的角度r，
r2在外圓上的角度，而在底圓上為0，平均直徑上位r/2。
榨螺螺紋平均直徑上的開口角
榨螺編號
1
2
3
開口角r
8
23
30.3
(5)榨螺空腔容積計算
一號榨螺的空腔容積
已知：D——榨螺內徑 D=D+5=80mm，
D——榨螺外徑 D=75mm
D——榨螺底徑 D=50mm
t——螺距 t=100mm，
r——螺紋開口角 r=8°
榨籠的容積：
V=0.4233L
榨籠內裝滿的容積：
1：榨螺實心部分容積
V=2500*3.14*100/4000000=0.146L
2:榨螺螺紋的容積V
螺紋的平均直徑 D =62.5mm
從螺紋的斷面上，以平均直徑展開的螺紋平均長度：l=196.25mm
螺紋的總長度：l=
螺紋的真正長度（因為有開口角，所以會短些）
L=395.33mm
螺紋的截面面積可以看做近似梯形，上底6mm，下底16mm，高12.5mm，F=1.37
螺紋容積：V=L*F=0.05L
第一節(jié)榨螺的空腔容積為：
=0.219L
第二節(jié)榨螺空腔體積計算方法同上，
=0.049L
榨螺編號
1
2
3
空腔容積L
0.219
0.049
0.0185
壓縮比
1.00
4.47
2.65
確定各節(jié)榨螺螺紋側面角
榨螺推桿面應用傾角小的側面，截面形狀如下：
， 因為
榨螺編號
1
2
3
L（mm）
2
1
1
h（mm）
12.5
12.5
12.5
t（mm）
100
60
30
(mm)
62.5
62.5
62.5
螺桿長度（mm）
254
130
91
(6)螺桿軸強度計算及校核
各節(jié)螺桿用長鍵和螺母固定在榨螺上，當榨軸回轉時，熟胚經過各節(jié)榨胚的螺旋，產生扭轉（因榨螺上作用圓周力，徑向力），而且產生拉伸，因榨螺上作用軸向力）。
式中：——拉應力：
——剪應力
求拉伸應力
1 榨螺危險斷面面積：
F10*5=1913.5mm
軸向力=4532.2公斤
拉應力237（公斤/）
確定扭轉剪應力
1：抗扭端面模數W
W
式中：d=5cm，b=1cm，t=0.25cm，
W= 22.5
扭轉力矩
M=
式中——榨軸上圓周力的力矩
---榨軸上徑向力產生的摩擦力矩：
M=24294公斤
剪應力==835（公斤/）
簡化應力
=
=1269（公斤/）
確定安全系數
材料45鋼，經調質處理，淬火處理。經過計算安全系數為1.6，基本安全。
4.2:齒輪傳動部分設計
4.2.1：Ⅰ軸和Ⅱ軸嚙合齒輪的計算
（1）齒輪的選用
選用直齒圓柱齒輪傳動，７級精度。
已知輸入功率P1=7 kw ；
小齒輪轉速n1=418.6 r/min ；
齒數比u=i1=2.25
條件：帶式輸送機，工作平穩(wěn)，轉向不變。
（2）材料選擇
Ⅰ軸上的小齒輪材料為45#，硬度為217～255HBS,取硬度為240HBS，嚙合的中齒輪材料為QT500-5(調質)，硬度（147～241）HBS,硬度取為200HBS 。
（3）齒輪齒數的選擇
小齒輪的齒數Z1=13,中齒輪的齒數為Z2=i×Z1=29.25 ，取Z２=30
（4）按齒面接觸強度設計
⑴. 確定公式
d1t≥2.32 （2.4）
公式2.4內的各計算數值
①. 試選載荷系數：K1=1.3
②. 計算小齒輪傳遞的轉距：
T1 =95.5×105P1/n1
=95.5×105×7/418.6
=6.126×104 N·mm
③. 齒寬系數φd=1
④. 由表查得材料的彈性影響系數ZE=181.4 Mpa1/2
⑤. 由圖冊按齒面硬度查得：
小齒輪的接觸疲勞強度極限：σHlim1= 650 MPa
大齒輪的接觸疲勞強度極限：σHlim2= 550 Mpa
⑥. 由公式計算應力循環(huán)次數
N1 = 60 n1jLh
= 60×418.6×1×( 2×8×300×10)
= 1.2×109
N2 =0.53×109
⑦. 接觸疲勞系數 KHN1=0.9 ，KHN2=0.87
⑧. 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為 1%，
安全系數為 S=1，
[σH]1 =KHN1·σHlim1/s =0.9×650 = 585 Mpa
[σH]2 =0.87×550 = 478.5 Mpa
⑵. 計算
①. 試算小齒輪分度圓直徑 d1t ,
代入[σH]中較小的值
d1t≥2.32 （2.5）
經計算得 d 1t=67.499 mm
②. 計算圓周速度
V =πd1tn1/(60×1000)
= 3.14×67.499×418.6/(60×1000)
=1.479 m/s
③.計算齒寬
b = φd·d1t = 1×67.499 = 67.499 mm
④. 齒寬與齒高之比 b/h
模數： mt= d1t/z1 = 67.499/13 = 5.192 mm
齒高： h=2.25 mt =2.25×5.192 =11.683 mm
b/h = 5.778
⑤. 載荷系數
根據v=1.479 m/s , 7級精度，
由圖冊查得動載系數 KV =1.08.
直齒輪，假設 KAFt / b < 100 N/mm ,
由表查得：KHα=KFα=1.2 ;
由表查得：使用系數KA=1 ;
由表查得：7級精度，小齒輪相對支承，非對稱布置時
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 ;
故載荷系數為:
K=KAKVKHαKHβ =1×1.08×1.2×1.424 =1.845
按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由公式2.7
d1 = d1t = 67.499× （2.6）
得 d1 = 75.85 mm
（5）按齒根彎曲強度設計
m≥ （2.7）
⑴. 確定公式內的各計算數值
①. 由圖冊查小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=560 Mpa ;
大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=440 Mpa.
②. 由圖冊查得彎曲疲勞壽命系數：
KFN1=0.85 , KFN2 =0.88
③. 計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數 S=1.4
[σF]1= Mpa
[σF]2= Mpa
④. 計算載荷系數
K=KAKVKFαKFβ=1×1.08×1.2×1.52=1.97
⑤. 查取齒形系數
YFa1=3.13 YFa2=2.52
⑥. 應力校正系數：
YSa1=1.48 YSa2=1.625
⑦. 計算大小齒輪的并加以比較：
1==0.01362
2==0.01480
大齒輪的數值大。
⑵. 設計計算
由公式2.7得：
m≥=3.09 mm
對比計算結果，考慮到該齒輪傳動為開式傳動，主要失效形式為輪齒磨損和折斷，故取按齒根彎曲強度設計的，m=3.09 mm,就近圓整為標準值 m=3 , 按接觸疲勞強度計算分度圓直徑 d1=75.85 mm ,從而計算出
小齒輪齒數 z1=d1/m=75.85/3=25.28=26
大齒輪齒數 z2=uz1=2.25×26=58.5 ,取 z2=59
（6）幾何尺寸計算
①. 計算分度圓直徑
d1=z1m=26×3=78 mm
d2=z2m=59×3=177 mm
②. 計算中心距
a=(d1+d2)/2=127.5 mm
③. 齒輪寬度
b=φdd1=1×78=78 mm
取 B2=80 mm , B1=85 mm
(7)驗算
Ft=2T1/d1=2×6.126×104/78=2340.77 N
KAFt/b=1×2340.77/78=30 N/mm <100 N/mm.
所以，符合前面的KAFt/b <100 N/mm的假設該齒輪設計符合要求。
2：確定小齒輪的齒形參數
標準直齒圓柱齒輪幾何尺寸：
① 分度圓直徑d :
d1=mz1=3×26=78 mm
d2=mz2=3×59=177 mm
② 齒頂高ha
ha=ha*m=1×3=3 mm
③ 齒根高 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×3=3.75 mm
④ 齒全高 h=ha+hf =(2ha*+c*)m=3+3.75=6.75 mm
⑤ 齒頂圓直徑
da1=d1+2ha=(z1+2ha*)m=78+2×3=84 mm
da2=d2±2ha=(z2±2ha*)m=177±2×3=183 mm
⑦ 齒根圓直徑
df1 =d1－2hf=(z1－2ha*－2c*)m
=(26－2×1－2×0.25)×3=70.5 mm
df2=d2±2hf=(z2±2ha*±c*)m=169.5 mm
⑧ 基圓直徑
db1=d1Cosα=78×Cos20o=73.296 mm
db2=d2Cosα=177×Cos20o=166.326mm
⑨ 齒距p=πm=3π=9.42 mm
⑩ 齒厚s=πm/2=3π/2=4.7 mm
齒槽寬e=πm/2=4.7 mm
中心距a=(d2±d1)/2=m(z2±z1)/2=127.5 mm
頂隙 c=c*m=3×0.25=0.75
4.2.2:軸的選用及強度計算和校核
（1）.材料:
軸主要用碳鋼,本設計從經濟實用角度選用45#鋼.
（2）.熱處理:
高頻淬火,表面強化處理噴丸,提高軸的抗疲勞強度,45#鋼熱處理調質 .軸表面淬火處理: 使淬硬層耐磨.
（3）.工作條件:
淬硬層深度 0.5~1.5 mm.
（4）.軸肩高度
a=(0.07~0.1)d (d為軸的直徑,軸環(huán)寬度b=1.4a)
(1)按扭轉強度初定軸徑
τT=T/wT=9.55×106p/( 0.2nd3 )≤[τT] （2.8）
其中 [τT] 為扭轉切應力,單位是 Mpa.
軸45#鋼 [τT]=25~45 Mpa A0=126~103 mm3
（5）.軸的直徑
d≥= （2.9）
式中取A0=105 mm3
軸傳遞的功率 p=4 kw,
軸的轉速 n=418.6 r/min
∴d≥=22.28 mm
對于直徑d≤100 mm的軸,有一個鍵槽時,軸徑增大5%~7%,為將軸徑圓整為標準直徑, d=60 mm, L=60 mm,( L長系列60 mm,短系列42 mm) 。
(2)按彎扭合成校核
合成彎矩 M==474 Nm
校核軸的強度,按第三強度理論計算應力
（2.10）
對于直徑為d的圓軸,彎曲應力σ=M/w,
扭轉切應力
τ=T/wT=T/2w （2.11）
其中,w (mm3) 為軸的抗彎截面系數,
W=
式中 b=6,t=4,d=28 mm
則軸的彎矩合成強度條件為:
/1842.89=50 Mpa
[σ-1]對稱循環(huán)應變力時，軸的許用彎曲應力經查表得
[σ-1]=60 Mpa
∴σca<[σ-1] 符合強度要求.
軸所受的載荷是從軸上零件傳來的。計算時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點，作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當作置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。通常取在軸承寬度中間處。
4.3：帶傳動的設計計算
4.3.1平型帶輪的設計
小帶輪的基準直徑 d1=71 mm ;
大帶輪的基準直徑 d2=315 mm
平帶傳動 在傳動中心距較大的情況下平帶的材質選用帆布芯平帶。
帶寬b=50 mm ,
帶輪寬 B=63 mm
求帶速 d1=(60×1000×v)/(π×n1)
V=1.56m/s
其中n1=418.6r/min ,d1=71mm ;
i=n1/n2
150°
三角膠帶的設計
1.計算功率Pc
Pc=KwP
P=7Kw,Kw=1.1,n=1440r/min
故Pc=7.7 Kw
2.選擇標準三角膠帶型號
根據三角膠帶選型圖查得,
型號為B
3.小帶輪直徑
D1=140mm
傳動比:i=n1/n2
n2=140r/min,i=3
n1=420r/min
D2=n2i
D2=480mm
4.驗算速度
v=πD1n1/60000
v=10.5m/s
B型膠帶最大允許范圍為25m/s,v=10.5m/s,故,符合要求.
5.計算中心距和膠帶極限長度Lp
初定中心距
0.7(D1+D2)120°
合格
7.膠帶根數
P0=3.78
Z=P0/(P0+P0)KKlKq
K=0.92, Kl=1.03,Kq=0.8
Z=1.95
所以Z=2
8.帶輪的結構設計
大三角帶輪的結構尺寸
基準直徑 dd=330mm ,
帶輪寬B=(Z-1)e+2f=30.3 mm,
槽間距e=120.3 ，取e=12.3 mm .
第一對稱面至端面的距離 f=81 ,取f=9.15 mm ,
基準線上槽深 ha=2.0 mm ,
外徑 da=dd+2ha=334 mm ,
最小輪緣厚 =5.5 mm ,取=10 mm .
基準下槽深 hf=9.0 mm , 輪槽角φ=38° .
基準寬度 bd=8.5 mm .
d1=(1.8～2)d=44 mm ,
d2=da-2(ha+hf+)=292 mm ,
h1=290=38.77 mm ,
h2=0.8h1=31.01 mm ,
b1=0.4h1=15.508 mm ,
b2=0.8b1=12.4064 mm ,
f1=0.2h1=7.754 mm ,
f2=0.2h2=6.202 mm ,
L=(1.5～2)d=30.3 mm .
4.4螺旋式壓榨機的電動機選擇
本設計適于大豆、菜籽等多種油料作物，對象是中、小型油廠，因此選取的電機功率不高。由于本設計需要一個功率在5KW以上，參考以往設計，通過慎重考慮，重量不能太大并且采用連續(xù)周期工作制的（S6）異步電動機，其安裝形式為V13011，通過查機械設計手冊選得：
電動機Y132-2，技術數據如下：
額定功率5.5KW，轉速1450r/min，額定電流13.4A，效率92%，功率因數0.78，最大轉距/額定轉距為2.0，堵轉轉距/額定轉距為2.0，堵轉電流/額定電流為6.5，轉子轉動慣量GD2為0.535N*㎡，重量為8.4㎏。
第五章 各軸承及鍵的選擇及有關校核
1:鍵的選擇設計
鍵是一種標準零件，通常用來實現軸與輪轂之間的周向固定，以傳遞轉矩，有的還能實現軸上零件的軸向固定或軸向滑動的導向。
1三角帶輪鍵的選擇
鍵的截面尺寸b×h由軸的直徑d由標準中選定。
鍵的長度L一般可按輪轂的長度而定，即鍵長等于或略短于輪轂的長度。
I軸 ：d=30 mm 處選用普通平鍵
鍵寬b×鍵高h b×h =8×7 .
鍵L , L1=25mm,L2=56mm,
軸深度 t=4.0 mm
（2）鍵的校核計算
假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵連接的強度條件為
σp=2T×103/(kld) ≤[σp ] （2.12）
T傳遞的轉矩為 T=9.126×104 N· mm
K鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h=0.5×6=3 mm
l鍵的工作長度，圓頭平鍵l=L-b=56-8=48mm
d軸的直徑 d=30mm
[σp] 許用擠壓應力 [σp ] =100～120 Mpa,
查表取 [σp]=110 Mpa
將數值代入公式
σp=2×9.126×10×103/(3×56×22)=55.309Mpa≤[σp]=110 Mpa
符合標準。擠壓強度夠了，剪切強度也夠了。
故，鍵的標記為： 鍵8×56 .
2 Ⅰ軸上的鍵
軸徑 d=22 mm ,
b×h=8×7 ,
L=180 mm ,
軸徑 d=28mm處的為普通平鍵，
公稱尺寸 b×h=8×7 ,
鍵長 L=70 mm ;
3Ⅱ軸上的鍵
軸徑 d=28 mm ,
b×h=8×7 ,
鍵長 L=55 mm ;
4芯軸上的鍵Ⅰ,
軸徑 d=35 mm ,
b×h=10×8 ,
鍵長 L=80 mm ;
軸的深度 t=5.0 mm .
5芯軸上的鍵Ⅱ,
軸徑 d=35 mm ,
b×h=10×8 ,
鍵長 L=450 mm .
2：軸承的設計
（1）軸承壽命
Lh=106/(60n)(c/p)ε （2.13）
對于滾子軸承，ε=10/3,我們計算I軸的滾動軸承為圓錐滾子軸承32306。
已知： n=418.6 r/min ,預期計算壽命Lh＇=5000h.
由公式得出，C
求比值 Fa/Fr=1284.3/2966=0.43Lh′=5000h （2.16）
故所選軸承為圓錐滾子軸承32306 ,滿足壽命要求 。
3.4
3：滾動軸承的選擇
（1）Ⅲ軸上的軸承的選擇
Ⅲ軸上的大齒輪 B=95 mm ,B200 , d=34mm ,內徑 D=34 mm ,D1=1.8D=63 , 輪轂厚t ,t==14 mm ,L=(1.2～1.5)D=52.5 mm , =(2.5～4)mn=108 , H1=0.8D=28 ,H2=0.8H1=22.4 ,C=H1/5=5.8 ,但要求 C10 ,取 C=10 ,S=H1/6 ,取 S=10 ；
選用芯軸上的軸承時，依據D1來選，D1=63 mm ,選調心滾子軸承，型號為22212 ,尺寸如下：
d=60 mm ,D=110 mm ,
B=28 mm ,
Cr=81.8 KN ,COr=122 ,
脂潤滑 n=3200 r/min ,
重量 W=1.22 kg .
d2=75.7 mm ,D2=93.5 mm ,rmin=1.5 ,
安裝尺寸 damin=69 mm ,Damax=101 mm ,ramax=1.5 ;
計算系數 e=0.28 ,Y1=2.4 ,Y2=3.6 ,YO=2.4 .
（2）Ⅰ軸和Ⅱ軸的軸承
選用相同型號的軸承，圓錐滾子軸承，型號為32905 ;
軸徑 d=25 mm ,
基本尺寸
d=25 mm ,D=42 mm ,
T=12 mm ,
B=12 mm ,
C=9 ,COr=21 ,Cr=16 ,
W=0.064 kg ;
計算系數
e=0.32 ,Y=1.9 ,YO=1 ,
其他尺寸
a=8.7 ,rmin=0.3 ,r1min=0.3 ,ramax=rbmax=0.3 ,
=10°～18°,取=15
第六章 結束語
1．在設計螺旋榨油機的過程中，設計的對象主要是大豆等油料作物，適用于中小油廠，因此所需要得零件的精度要求不高，但榨螺軸的成本比較高，為了提高榨油機的工作壽命，要求配合精度高一些。
2. 本機械設計思想是連續(xù)型，因此出渣不能成餅狀，為了降低成本，設有設計接
渣斗。
3．設計采用二級減速器，這樣提高了出油效率。在進料斗和機架的設計中，通過觀察成品機械，在不改變性能的情況下，盡量是機器靈便，占地面積小。在壓榨過程中，采用套裝式變導程二級壓榨，這比傳統(tǒng)的榨油機在性能上有了很大的改進。
本論文是在指導老師文美純的精心指導下完成的。從論文的選課、課題講解、資料收集到最后的論文出稿、圖紙完成，文老師都給予了極大的幫助和支持，同時還有劉吉普老師一遍又一遍不厭其煩的講解、分析，讓我深深感動。導師嚴謹認真的作風給我留下了深刻印象。在此我對導師付出的辛勤勞動和提供的良好學習環(huán)境表示衷心的感謝。在本論文進行中，同組同學也給了熱情的幫助，在此表示誠摯的謝意。參考文獻
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[9]胡繼強.食品機械與設備：中國輕工業(yè)出版社，1998
附錄：
并聯位移機器人的設計
Jacques M.HERVE
ECELE CENTRALE PARIS
92295 CHATENAY MALABRY CEDEX
FRANCE
摘要:本文目的是對偶具有人性化機器人的應用做一個完全的介紹,并將著重討論并行機器人特別是那些能夠進行空間平移的機器人。在許多工業(yè)的應用過程中這種機器人被證明其末端執(zhí)行器在空間上的定位是沒必要的。這個方法的優(yōu)點是我們能系統(tǒng)地導出能預期得到位移子群的所有運動學鏈。因此，我們調查了機器人的整個家族。T-STAR機器人現在就是一臺工作裝置。而H-ROBOT,PRISM-ROBOT是新的可能的機器人。這些機器人能滿足現代生產快節(jié)奏工作中價格低以及符合挑選的工作環(huán)境，如選料、安排、包裝、裝配等發(fā)日益增長的需求。
關鍵詞：運動學,并行機器人
引言
群論可以運用于一系列位移當中。根據這個理論，如果我們能夠證明群{D}包含所有的可能的位移，那么{D}就具有群結構。剛體的最顯著運動是由群{D}表現出來的。這方法導致機械裝置的分類 [1]。建立這樣的一個分類的主要的步驟是將位移群的所有子群導出。這能通過檢驗所有具有旋轉和平移特性的[2]產品直接推理出。然而,一個更有效的方法存在于假設群論[3],[4]中。假設群論是在取決于許多有限實參數的全純映射的基礎上定義的。位移群{D}是六維假設群的一個特例。
假設理論
在假設群論的框架內,我們將用于補償李代數的微元變換與通過其前面冪運算得到的有限運算結合起來。連續(xù)群通過與群微元變換有關的微分冪運算描述出來。
另外，群體特性通過微分運算及其逆運算所得到的李代數的代數結構而得到了解釋。讓我們回憶一下李代數主要的定義公理：一個李代數是一個具有封閉乘積的反對偶稱雙線性的矢量空間。眾所周知 [5]，螺旋速度場是在給定點N的條件下通過運算得到的一個六維的矢量空間。由下面［3］中步驟表明，我們能得完整的歐幾里得位移{D}子群列表（見大綱表1）。該列表是通過首先定義一個與速度場有關的微分運算符得到的。然后，通過冪運算，得到了李代數有限位移的表達式。此表達式相當于仿射的直接歸一正交變換。螺旋速度場的子李代數是對偶位移子群組的直接描述。
{X (w)}子群
為了利用平行機理得到空間平移，我們需要找到所有位移子群的交集——空間平移子群{T}。我們考慮的子群交集將嚴格的包含于兩個“平行”子群內。此類別的最重要的情況是2個{X (w)} 子群和2個不同矢量方向w和w’的平行關系。這很容易證明：
{X(w)} {X(w’)}={T},w≠w’
子群{X (w)}在機制設計起一個很重要的作用。該子群由帶有旋轉運動的空間平移組成,其旋轉主軸方向與所給定的矢量w的方向始終平行。{X(w)}機械聯系的實際實施是通過子群{X(w)}代表的系列運動學對偶中的命令實現的。實際上棱柱對偶和旋轉對偶P,R,H都用于構造機器人(圓柱體對偶C以緊湊的方式結合棱柱對偶和旋轉對偶)。產生的這些運動學對偶的所有可能組合由子群組{X (w)}在[6]中給出。
同時它們必須連續(xù)的滿足兩種幾何情況：旋轉軸與螺旋軸要與給定的矢量w平行；不是被動運動。
{X{w}}子群的位移運算符,在M點的作用是:
M → N + ａu + bv + cw +exp(hw^) N M
^是矢量乘積標志。
點N和矢量u,v,w組成了空間的正交標架的基準。a, b, c, h為具有四維空間的子群的四個參數。
空間平移的并聯機器人
當兩子群組{X(w)} 和{X(w’)},w≠w’,滿足w≠w’，但矢量平行時，在移動平臺和固定馬達之間，其機械生成元就足以能產生空間平移。三個子群組{X (w)},{X(w’)},{X(w’’)},w≠w’時其生成元同樣也能產生空間平移。P，R或H的任何系列組成群組{X (w)}生成元的對偶的空間平移都能被實現。此外，這3種機械生成元可以是不同或一樣但都取決于所需的運動學結果。這種組合范圍很廣，使得整個能進行空間平移的機器人家族成員得到了增加。最有趣的是建筑的模擬能容易地是完成，機器手的選擇也能適應委員的需要。Clavel的Delta機器人屬于這個家族，因為它基于相同的運動學原理[7]。
并行操作機器人Y-STAR
STAR [16] 由3個能產生{X (u)}, {X (u’)}, {X(u’’)} (fig 1)子群組的協(xié)作操作臂組成。3只機械臂是相同且每只都能通過一系列的RHPaR生成一個子群{X (u)}，其中Pa代表循環(huán)平移協(xié)作，此平移協(xié)作由一塊絞接的平行四邊形的兩對偶立的桿控制決定。
兩旋轉對偶軸與螺旋對偶軸必須平行以保證能生成{X (u)}子群組。每條機械臂，第一個2對偶,即同軸旋轉對偶和螺旋對偶組成固定機器人的固定部分，同時形成處于相同平面的軸的機械結構，將其分為三個相同部分，從而形成了Y行狀。因此任意兩軸之間的角度都占整個空間角度的2 /3。機器人的移動部分由PaR系列組成，都能集中于移動平臺做指定的某點位置。平臺與參考平面保持平行，不能繞垂直于參考平面的軸旋轉。任何的一種專有的末端執(zhí)行器都能是放置在這流動的平臺上。 所得到的反應移動平臺的{T}子群僅能在空間進行平移,在[8]中給出。
H型機器人
大部分并型機器人包括Delta機器人和Y Star機器人，其末端執(zhí)行器的工作空間與整個裝置相比較小。這是此類機器人的一個缺陷。為了避免這種工作空間的限制，對偶此裝置安裝具有平行軸的電動千斤頂。與Y Star相似的機器人臂不能使用：三個相同集{X (v)}的交集等于{X (v)}而不是{T}。因此，在計新的H機器人[16]時，我們選擇與Y-Sta相同的兩條手臂，第三條手臂可與Delta手臂相比。這第三條機械臂開始形成帶有與第一個兩電動千斤頂平行的機動化柱狀對偶的固定框架。繼以之絞接的二維平行四邊形，此四邊形由于其中一根桿的緣故能繞垂直于P對偶的軸轉動。與此桿相對偶的桿經由平行軸的旋轉對偶R被連結到移動平臺上。當平行四邊形形狀變化時，這個性質被保持(自由度為一)。此機器人的第一個樣機有一個團隊的學生在Pastoré教授的指導下于法國“IUT de Ville D’Avray”完成的。此H型機器人安裝了具有3種系統(tǒng)的螺桿(1)／大間距的螺母(2)，能允許快速移動。它由軸承(6)通過執(zhí)行機構M控制。三個絞接的平行四邊形位于（4）的兩端，在（5）的中間將螺母與水平平臺（3）連接。機架（7）支撐著整個結構（圖2）。邊螺旋桿允許沿著其軸轉動和移動。中心螺母則不允許平行四邊形構架的轉動。移動平臺與半氣缸相似，其自由度為3。這裝置的主要優(yōu)點是那工作空間是直接與平行軸長度成比例，能得到一個較大工作空間。
柱狀-機器人
滑動對偶偶P較好的性有能在在工業(yè)機械元件上得到應用的可能。一個平行四邊形能夠利用四轉動對偶偶R得到一個移動自由度。因此，利用柱狀對偶偶代替平行四邊形（Star機器人）進行機器人設計是一個經濟可行的方法。人們想象出了由CPR三重次序組成的很多幾何排列（圓柱形對偶偶C可能能被RP代替以得到一電動千斤頂）。軸C必須在每次排列中與R軸平行。P對偶偶的方向可以是任意的。柱狀機器人的草圖見圖3。兩固定電動千斤頂是同軸的。第三個電動千斤頂為垂直安裝。實際上，這些軸都是水平的。兩柱狀對偶偶相對偶于前兩軸呈45度角。第三柱狀對偶偶與第三軸垂直。移動平臺在不需要人為調節(jié)的條件下在較大工作空間內自行移動。
結論
很多資料[10], [11], [12], [13], [14], [15]表明了假設群論的，特別是其動力學的重要性。通過對偶新的并行機器人的查證能夠對偶我們進行機器人原型的構造有很大幫助。其機械性能的日益增加和制造費用的降低用使得機器人在當今工業(yè)制