榨油机结构的设计.docx

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1、目录摘要 1关键词 11 前言 11.1选题的背景、目的和意义11.2国内外研究状况和相关领域中已有的研究成果 21.3 方案的确定 31.4螺旋榨油机的工作原理 42 螺旋榨油机相应参数的确定 52.1 榨膛的容积比 & 52.2进料端榨膛容积比 Vj的计算 52.3功率消耗 52.4榨膛压力 52.5榨膛压缩比曲线 62.6榨螺轴的设计计算 62.6.1 榨螺轴尺寸表 72.6.2 榨螺齿型 72.6.3 榨螺材料73螺旋榨油机传动机构设计 73.1 电动机的选取 83.2总传动比分配 83.3各轴传递的功率 83.4I轴和U轴啮合齿轮的计算 93.4.1 齿轮的选用 9342 确定小齿轮

2、的齿型参数 133.5轴的计算校核 133.5.1 选材及表面预处理 133.5.2 轴的结构设计 143.6皮带轮的设计计算 163.7键的校核设计 163.7.1 键的选择 163.7.2 键的校核计算 173.8轴承的设计 173.8.1 轴承寿命 173.8.2 验算轴承寿命 184 螺旋榨油机的结构设计 184.1 榨螺轴的设计 184.2榨笼的构造 184.3 齿轮箱及入料器的构造 184.4 带轮的结构设计 184.5调节装置的设计 194.6滚动轴承的选择 204.6.1 川轴上的轴承的选择 204.6.2 I轴和U轴的轴承 204.7 榨螺轴与齿轮轴的联接设计 214.8 本

3、章小结 215螺旋榨油机操作过程中出现的故障及排除 216结论 22参考文献 23致谢 23榨油机的结构设计摘 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 of Oil PressAbstract： The present pape

4、r mainly is to the spiral oil press overall structural design. to press out the cage part. gear box part and so on the desig n. In cludi ng to in put end electric motor power/rotati onal speed choice. belt choice and band pulley desig n. gear box in termediate gear desig n, axis desig n, beari ng, k

5、ey, shaft coupli ng choice and correlati on computati on. exam in ati on, presses out the spiral to press out the cage the desig n and so on. in which to press out the spiral and to press out the cage is the screwy oil press main operati ng prin ciple.This mach ine is suitable for the extract ion of

6、 soybea n, pea nut and other oil crops.Key words: The oil press; Shaft coupli ng; Press out the cage; Gear wheel/、八1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1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

7、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 21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

8、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。1.2 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SUEHIRCEPM公司，SUEHIRCEPM公

9、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CLEXTRA公司通过对CLEXTRAL BC45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，D

10、ufaure等人也利用改造的CLEXTRALBCA5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

11、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

12、油机低 2流右，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流右，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 75X 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

13、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。1.3 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4】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

14、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。其结果如下图所示图1螺旋榨油机1 Feedi ng part 2 Gear box 3 Squeez ing cage part 4

15、Screw part 5 Frame partFig 1 Screw press1.4 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

16、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。2.螺旋榨油机相应参数的确定此处省略 NNNNNNNNNN字N如需要完整说明书和设计图纸等请联系 扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩2.4 榨膛压力P=(2471 ? n5.5)/e 0.022w (kP a)(4)将数据代入公式(4)得：c cn DQQ X o c 07P=(2471X 0.00085 X 3.25 . )/e . =1372.94 kPa2.5 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：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

17、，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，适用于较小型榨油榨螺轴Fig 3Screw axis2.6.1连续型榨螺轴尺寸如下表所示：表1榨螺轴尺寸表榨螺号1234567节长1201108030454545导程42423631.531.5螺旋外径70707070707070螺旋内径505050/6769.2/6759/64.364.3/69

18、.669.6/76.6齿顶宽/齿根宽6/166/166/168/9.911.7/13.6Screw shaft size tableTable 12.6.2 榨螺齿形锥形根圆榨螺榨螺齿形尺寸a = 030B =1545 ,最大为 90 ; 丫 2.32 3 k1T1（罕严2;u 2经计算得d it =67.499 mm .计算圆周速度V = n ditni/(60 X 1000)=3.14 X 67.499 X 720/(60 X 1000)=2.543m/s .计算尺宽b = d dit = 1 X 67.499 = 67.499 mm .齿宽与齿高之比b/h模数：mt= d 1t/z 1

19、= 67.499/13 = 5.192 mm齿高：h=2.25 m t =2.25 X 5.192 =11.683 mmb/h = 5.778 .载荷系数根据v=2.543 m/s , 7 级精度， 由图册查得动载系数91 Kv =1.08.直齿轮，假设 KaR / b 100 N/mm ,由表查得：Kh =KFa=1.2 ;由表查得：使用系数Ka=1 ;由表查得：7级精度，小齿轮相对支承，非对称布置时223Khb =1.12+0.18(1+0.6 d) d + 0.23 X 10- b223=1.12+0.18(1+0.6 X 1 ) X 1 +0.23 X 10- X 67.499=1.4

20、24由 b/h=5.778, K 押=1.424 查得 Kfb =1.52 ;故载荷系数为：K=hAK/Kda Khb =1 X 1.08 X 1.2 X 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)j K(1 845d1 = d 1t 3 = 67.499 X 3(7).Kt1.3得 d1 = 75.85 mm .计算模数m= d1/z 1 =75.85/13 =5.835 mm4、按齿根弯曲强度设计详 3 (YFaYsa).z2 .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（T fei=560 Mpa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限t fe2=4

21、40 Mpa. 由图册查得弯曲疲劳寿命系数：Kfni=0.85 ,K FN2 =0.88 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4KFN1；- FE1(T f 1 =0.85 560= 340 MpaT f 2=K FN 2- FE 20.88 4401.4=276.6 Mpa .计算载荷系数K=hAKVK “Kfb =1X 1.08 X 1.2 X 1.52=1.97 .查取齿形系数YFa1 = 3.13YFa2=2.52 .应力校正系数：Ysa1=1.48YSa2=1.625 .计算大小齿轮的YFaYsy并加以比较：嚮 1=31=0.01362 tF 1340咅2=252625=0

22、.014804f 丨 276.6大齿轮的数值大。.设计计算由公式（8）得:1 133 2 1.97 吧26 100.01480 =3.09 mm对比计算结果，取按齿根弯曲强度设计的，m=3.09 mm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=75.85 mm ,从而计算出 小齿轮齿数 z 1=d1/m=75.85/3=25.28=26大齿轮齿数 z 2=uzi=2.25 X 26=58.5 ,取 z 2=595、几何尺寸计算 . 计算分度圆直径d1=z1m=26X 3=78 mm d2=z2m=59X 3=177 mm . 计算中心距a=(d1+d2)/2=127.5 m

23、m . 齿轮宽度b= ddi=1 X 78=78 mm 取 B2=80 mm , B 1=85 mm6、验算4Ft=2T1/d 1=2X 9.945X 104/78=2550N KAFt/b=1 X 2550/78=32.6N/mm 100 N/mm. 所以，该齿轮设计符合要求。3.4.2 确定小齿轮的齿形参数 标准直齿圆柱齿轮几何尺寸： 分度圆直径 d :d1=mz1=3X 26=78 mm d2=mz2=3X 59=177 mm齿顶高 ha* ha=ham=1X 3=3 mm齿根高 hf=(ha *+c*)m=(1+0.25) X 3=3.75 mm*齿全高 h=ha+hf =(2ha *

24、+c*)m=3+3.75=6.75 mm 齿顶圆直径da1=d1+2ha=(z1+2ha*)m=78+2X3=84 mm da2=d22ha=(z22ha*)m=1772X 3=183 mm齿根圆直径df1 =d12hf=(z 12ha 2c)m=(26 2X 1 2X 0.25) X 3=70.5 mmdf2=d2 土 2hf=(z 2 2ha 土 c )m=169.5 mm基圆直径dbi=diCosa =78X Cos20=73.296 mmdb2=d2Cosa =177X Cos2(J=166.326mm齿距 p=n m=3it =9.42 mm齿厚 s= n m/2=3n /2=4.7

25、 mm齿槽宽 e= n m/2=4.7 mm中心距 a=(d2 d”/2=m(z 2 z/2=127.5 mm顶隙 c=c m=3X 0.25=0.753.5 轴的计算校核3.5.1 选材及表面预处理1. 材料：轴主要用碳钢,本设计从经济实用角度选用45#钢.2. 热处理：高频淬火，表面强化处理喷丸，提高轴的抗疲劳强度,45#钢热处理调质.轴表面淬 火处理：淬硬层深度耐磨.3. 工作条件：载荷不大,深度0.51.5 mm.3.5.2 轴的结构设计图5咼速轴(I轴)Fig 5 High speed axis (I axis)1. 轴肩高度a=(0.070.1)d10】(d 为轴的直径，轴环宽度b

26、=1.4a)按扭矩强度条件计算t t=T/wt=9.55 X 106p/( 0.2nd 3 ) 弹55二 1?6p 帀(1d .0.2!n n式中取Ad=105 mm轴传递的功率p=4 kw,轴的转速n=720r/mi n二 d A04418.6=22.28 mm对于直径d 100 mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7咗 直径,d= 28_.009 mm, L=60 mm。下面为轴的校核计算，为将轴径圆整为标准FinnrTTTTTlHrnlllfrnnTnnrrmyn； 11ILLLjITLniOlmTnT图6轴的强度校核Fig 6 Check the stre ngth of shaft总

27、弯矩 M= .M H mV =474 N .m校核轴的强度，按第三强度理论12计算应力(11)叫玄=聶产布2对于直径为d的圆轴，弯曲应力（T =M/w,扭转切应力其中,w (mm3)为轴的抗弯截面系数,W=d3 bt(dtf 兀汉 283 8汉 4 汉(284丫32 一 2d 一 32 一 2 28= 2154.04 -329.14 =1824.89式中 b=6,t=4,d=28 mm则轴的弯矩合成强度条件为ca/1842.89=50 Mpa1对称循环应变力时，轴的许用弯曲应力经查表得(T -1】=60 Mpa I (T ca (T -1符合强度要求.轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常

28、将轴上的分布载荷简化为集中力, 其作用点取为载荷分布段的中点，作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点 算起。通常把轴当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式 有关。3.6 皮带轮的设计计算小带轮的基准直径 d 1=71 mm大带轮的基准直径 d 2=315 mm平带传动 在传动中心距较大的情况下平带的材质选用帆布芯平带。带轮带宽b=50 mm 带轮宽B=63 mm， i=n 1/n 4 =3，初定中心距a 01.5(d 1+d2)v a 05(d1+d2)， 则 579 a0150a3.7键的计算校核3.7.1 键的校核计算键的截面尺寸bx h由轴的直径d由标准中选定

29、。I轴：根据d=22mn查表得键的截面尺寸为：宽带b=6mm高度h=6mm由轮毂宽度 并参考键的长度系列卩3，取键长L=56mm.假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件为=2TX 103/(kld) (T p (13)T传递的转矩为 T=9.126 x 104 N mmK键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h=0.5 x 6=3 mmL键的工作长度，圆头平键匸L-b=56-6=50mmd 轴的直径 d=22 mmc p许用挤压应力查表取 c p =100 120 Mpa,取c p=110 Mpa将数值代入公式3c p=2X 9.126 X 10X 10/(3 X 56X 22)=

30、55.309Mpa c p=110 Mpa符合标准。故，键的标记为：键6X6 .3.7.2 键的选择(1) 1轴上的键轴径 d=22 mm ,bX h=6X 6 ,键长 L=56 mm ;(2) U轴上的键轴径 d=28 mm ,bX h=8X 7 ,键长 L=140 mm ;(3) 芯轴上的键I ,轴径 d=35 mm ,bX h=10X 8 ,键长 L=180 mm ;.(4) 芯轴上的键U轴径 d=35 mm ,bx h=10x 8 , 键长 L=450 mm .3.8 轴承的设计3.8.1 轴承寿命4Lh=106/(6 On )(c/p)(14)对于滚子轴承，& =10/3,我们计算I

31、轴的滚动轴承为圆锥滚子轴承 32905。已知：n=418.6 r/min , 预期计算寿命Lh =5000h.由公式得出，C求比值 F a/Fr=1284.3/2966=0.43Lh (17)60n iP1丿故所选轴承为圆锥滚子轴承32905 ,满足寿命要求。4螺旋榨油机的结构设计4.1 榨螺轴的设计榨螺轴是由芯轴，榨轴，出渣梢头，销紧螺母，调整螺栓，轴承等构成。装配榨 轴时，榨螺与榨螺之间必须压紧，防止榨螺之间出现塞饼现象，必须拧紧销紧螺母， 饼的厚度用旋转的调整螺栓来控制。6个榨螺型号不同，材料为20# .4.2 榨笼的构造榨笼是由上下榨笼内装有条排圈，条排，元排所构成。条排24件，元排1

32、7件,还有压紧螺母内装有出饼圈，榨膛的两端分别于齿轮箱和机架相连接。4.3 齿轮箱的构造及入料器的构造齿轮箱是由齿箱盖，齿箱体，圆柱齿轮，传动轴，轴承，皮带轮等构成，可从顶部油塞孔加机油，从油标处看加油高度。入料器的组成主要有立轴，锥齿轮，轴承支座，固定板，锥斗等，使用自动进料 器可以节省劳动力，提高生产效率。4.4 带轮的结构设计图7带轮示意图Fig 7 Schematic diagram of belt wheel大三角带轮的结构尺寸基准直径d d=330mm ,带轮宽 B=(Z-1)e+2f=30.3 mm,槽间距 e=12_0.3，取 e=12.3 mm .第一对称面至端面的距离f=8

33、 - 1 ,取f=9.15 mm ,基准线上槽深h a=2.0 mm ,外径 da=dd+2ha=334 mm ,最小轮缘厚 -min =5.5 mm ,取：=10 mm .基准下槽深hf=9.0 mm , 轮槽角 =38 .基准宽度bd=8.5 mm .d仁(1.8 2)d=44 mm ,d2=da-2（ha+hf+、）=292 mm ,J ph仁2903 =38.77 mm , nZah2=0.8h 1=31.01 mm ,b1=0.4h 1= 15.508 mm ,b2=0.8b1= 12.4064 mm ,f1=0.2h 1=7.754 mm ,f2=0.2h2=6.202 mm ,L

34、=（1.5 2）d=30.3 mm .4.5 调节装置的设计调节装置的主要目的是调节出渣的粗细，相应的改变榨膛的压力机构，为抵饼圈 整轴移动或出饼圈同芯轴一起做轴向移动。其结构简单，操作方便，机架的受力能在 运转中调节，但芯轴的轴2头易损坏。由于采用整轴移动或夹饼圈，因此螺栓连接松 脱现象比较严重，此装置平稳，低速重载的静载荷，因此采用对顶螺母16】，两螺母对顶拧紧后，使旋合螺纹间始终受到附加的压力和摩擦力的作用，工作载荷有变动时该 摩擦力仍然存在。4.6 滚动轴承的选择4.6.1 川轴上的轴承的选择川轴上的大齿轮 B=95 mm ,B 二200 , d=35 mm ,内径 D=35 mm ,

35、D1=1.8D=63 ,轮 毂厚 t ,t= D1 =14 mm 丄=（1.21.5）D=52.5 mm ,、=（2.5 4）mn=10 亠 8 ,2H1=0.8D=28 ,H2=0.8H仁22.4 ,C=H1/5=5.8 , 但要求 C_10,取 C=10 ,S=H1/6 , 取 S=10 ；选用芯轴上的轴承17时，依据D1来选，D仁63mm选调心滚子轴承，型号为22212 , 尺寸如下：d=60 mm ,D=110 mm ,B=28 mm ,Cr=81.8 KN ,C Or=122 ,脂润滑 n=3200 r/min ,重量 W=1.22 kg .d2=75.7 mm ,D2=93.5 m

36、m ,r min=1.5 ,安装尺寸 damin=69 mm ,Damax=101 mm ,rama=1.5 ;462 I轴和U轴的轴承选用相同型号的轴承，圆锥滚子轴承，型号为32905 ;轴径 d=25 mm ,基本尺寸d=25 mm ,D=42 mm ,T=12 mm ,B=12 mm ,C=9 ,Cor=21 ,C r =16 ,W=0.064 kg ;计算系数e=0.32，丫=1.9，丫 o=1 ,其他尺寸a=8.7 ,r min =0.3 ,r1min=0.3 ,ramax=r bma= 0.3:=10 18 ,取二=154.7榨螺轴与齿轮轴的联接设计为了拆装方便，本设计齿轮箱与榨笼

37、采用法兰盘18连接。而榨螺轴与齿轮轴采用凸缘连轴器联接，它是一种刚性联轴器，其所要求联接的两轴必须严格对中，因此对 机器安装精度要求较高，否则会在轴中引起很大的附加应力。本设计利用绞制孔用螺栓联接来实现两轴的队中，靠螺栓杆部承受剪切和挤压来 传递转距19。安装时不用移动轴，但绞孔加工较麻烦。4.8本章小结本章主要为螺旋榨油机的总体设计，和标准件的选择。标准件的选用使得榨油机 的易损零件更换起来更加容易和方便。5螺旋榨油机操作过程中出现的故障及排除一般常见故障及排除201(1) 榨油机榨油过程中，出现一般卡死现象时，可采用反搬三角带方法排除。如 果反搬三角带轮也无济于事，那就扭下机架底角螺栓、松动下榨笼，拆下上榨笼，再 送动压紧螺栓，依次松动圆排。并能清出饼结块，一直到能拉出榨轴为止，这一过程 必须趁榨膛没有降温的情况下完成。(2) 突然停车，螺旋轴卡死现象。压榨初期，榨膛未磨热即大量投料引起，可用热的油料籽（也可用加热水的干饼）缓缓进料，反复磨机，使温度升高。压榨过 程中，榨膛断料，然后又大量投料，造成排料不畅，榨膛被油料堵塞引起。因此，加 料时应连续均匀，饼不能太薄。一旦发生故障，应立即关闭电源，将进料调节板插死， 停止进料，并将排料板打开，倒开螺旋轴，使之退出。