双螺杆榨油机设计（双螺旋榨油机）（全套10张CAD图纸+文档说明书）

双螺杆榨油机设计（双螺旋榨油机）（全套10张CAD图纸+文档说明书）,螺杆,榨油机,设计,双螺旋,全套,10,CAD,图纸,文档,说明书 目 录 摘要 I ABSTRACT II 1 绪论 1 1.1 国内外螺旋榨油机技术发展现状 1 1.2 课题研究的目的与意义 1 1.3 设计要求 1 2 整机设计和工作原理 2 2.1 整机结构方案设计 2 2.1.1 传动系统的设计和方案比较 2 2.1.2 榨螺结构和啮合方式 4 2.1.3 榨笼结构拟定 5 2.1.4 出饼机构拟定 5 2.2 整机工作过程 5 2.3 主要技术参数 5 2.3.1 电机的选取 5 2.3.2 理论总压缩比和长径比 5 2.4 本章小结 6 3 双螺旋榨油机的结构设计 7 3.1 榨螺轴的设计 7 3.1.1 榨螺和锥圈数量的确定 7 3.1.2 榨螺参数的确定 7 3.1.3 锥圈参数的确定 10 3.1.4 芯轴的设计与校核 11 3.2 榨笼的设计 12 3.3 调节装置的设计 12 3.4 本章小结 13 4 带轮和减速器的设计 14 4.1 带传动的设计计算 14 4.2 装置运动及动力参数计算 15 4.3 减速器齿轮的设计 15 4.3.1 高速级斜齿圆柱齿轮的设计 15 4.3.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计 15 4.4 轴及轴上零件的设计 15 4.4.1 Ⅰ轴的设计及轴承、键的选择 15 4.4.2 Ⅱ、Ⅲ轴的设计及轴承、键的选择 16 4.5 轴的强度校核 17 5其他零件的设计 18 5.1 扭矩分配器的设计 18 5.2 机架的设计 19 5.3 料斗设计 20 6 设计总结 21 6.1 结论综述 21 6.2 存在不足 21 6.3 展望 21 参考文献 22 致谢 23 摘要 本论文设计了一台双螺杆榨油机，日处理量为12t/d，残油率为8%，吨料电耗为13Kw·h/t。该榨油机螺杆采用上下垂直平行布置形式，喂料段啮合，压榨段则是非啮合。榨笼是左右对开的形式，榨条与垫片安装在榨笼框内，可装配不同滤油间隙。 传动系统采用带轮、减速器和扭矩分配器传动，减速器与扭矩分配器分离，扭矩分配器是两箱式，便于制造和安装，对所有的轴都进行了校核。出饼机构设计成简单螺杆调隙，进料箱、榨笼和出饼机构装在两块支撑板上，对集油盘、料斗和机架的结构进行了设计。 关键词：榨油机设计；双螺杆；榨螺；榨膛 ABSTRACT In this paper , a twin-screw oil press is designed. The daily processing capacity is 12 tons, the residual oil rate is 8%, and the power consumption per ton of material is 13 Kw·h/t. The screw of the oil press is arranged vertically and parallelly. The feeding section is meshed while the pressing section is non-meshed. The squeezing cage is a left-right opposite form. The squeezing strip and gasket are installed in the squeezing cage frame, and different oil filter clearances can be assembled. The transmission system is driven by belt pulley, reducer and torque distributor. The reducer is separated from the torque distributor. The torque distributor is two-box type, which is easy to manufacture and install. All shafts are checked. The discharging mechanism is designed as a simple screw clearance adjusting mechanism. The feeding box, the squeezing cage and the discharging mechanism are installed on two supporting plates. The structure of the oil collector, the hopper and the frame is designed. Key words: design of oil press; twin screw extruder; screw; squeezing chamber 374 1 绪论 螺旋榨油机的型式很多,然而所有螺旋榨油机都有类似的结构和工作原理,其区别仅在于主要组成部件的型式。螺旋榨油机的主要工作部件是螺旋轴、榨笼、喂料装置、调饼装置及传动变速装置等。下面介绍螺旋榨油机的主要工作构件并以此了解榨油机的结构及不同类型榨机结构上的区别。 1、螺旋轴 螺旋轴是螺旋榨油机最重要的一个部件。工作时螺旋轴不断地把榨料推向前进并对其进行压榨。由于螺旋轴对榨料的强烈挤压摩擦，所以很容易磨损。螺旋轴的结构型式有为整体式、套装式、变速螺旋轴三种。 A.整体式螺旋轴是用一根整轴车制而成，榨轴磨损到一定程度后需整轴更换，很不经济，仅用于小型榨油机。绝大多数榨油机采用套装式螺旋轴，即将一节节榨螺（或榨螺和距圈）顺序套装在转动轴上拼装成的螺旋轴。 B.套装式螺旋轴根据榨螺的连续与否又分为连续螺旋式和配置距圈的断续螺旋式两种。前者的特点是压榨时间短，榨膛压力大，回料少，适于冷榨和整籽压榨。后者的特点是利用距圈与榨膛中刮刀的配合，使榨料在榨膛内进行翻动，避免了榨料随轴转动和油路闭塞的不良现象，同时，相对延长了压榨时间，有利于提高出油效果。 C.变速螺旋轴是按工艺要求将螺旋轴分段变速。如French D-C型螺旋榨油机采用一个由分离的齿轮传动装置驱动的套筒榨螺，它使得喂料榨螺转得比其它榨螺要快。其进料段采用122转/分的高速，压榨段则采用42转/分的低速。变速螺旋轴的优点是强制进料并在进料段起到预压作用，从而防止了反压所造成的回坯或随轴转动，提高了最初压缩比值，利于延长压榨段的压榨时间。同时避免了单纯通过增大进料段直径的方法来提高产量。但这种结构比较复杂，传动配置也麻烦，其合理性有待进一步实践。 常用套装式的螺旋轴主要由榨轴以及套在榨轴上的榨螺和距圈组成。榨螺是外面围绕了一条螺旋筋即“螺纹”的中空的圆柱体或圆锥体。其螺纹顶端的直径称作“螺纹外径”，螺纹底端的直径即圆柱体或圆锥体的外圆直径称作“螺底直径”或“底圆直径”，螺纹围绕一圈所拉开的距离称为“螺距”。 距圈是表面没有螺纹的中空的圆柱体或圆锥体，装置在榨螺与榨螺之间。若前后两个榨螺的螺底直径相同，则其间的距圈为平距圈，否则为锥形距圈。距圈两端的外圆直径应与相邻榨螺的螺底直径相同。距圈的位置与榨膛中刮刀的位置所对应。 当螺旋轴与榨笼配合时将形成一个螺纹通道形式的空间，俗称榨膛。榨膛的结构和几何尺寸将影响压榨过程，诸如榨机生产能力、榨膛压力、压榨效果等。榨螺的螺纹高度决定了螺旋轴上螺纹顶面和榨笼配合所形成缝隙的大小。若此缝隙大小适宜则可保证榨机的正常工作，若缝隙增大，将使榨料“回流”增加，或缝隙减少则导致榨料通过这一缝隙时产生部分过热。实践证明，榨机中最适宜的缝隙大小为1.25～1.5毫米。榨螺螺底直径和距圈外径的改变形成台阶式的螺旋轴，否则，形成无台阶的螺旋轴。而榨螺螺距的改变会使螺旋轴推料的速度发生变化。几个螺底直径及螺距不同的榨螺与距圈配合起来，套在一根榨轴上就拼制成为一根螺距逐渐减小、螺底直径逐渐增大的螺旋轴。 1.1 国内外螺旋榨油机技术发展现状 国外著名的制油机械公司有美国弗伦奇、英国西蒙-罗斯丹斯和德国克虏伯等，它们生产的榨油机一次压榨能力高达200t/d，干饼残油率仅为3%[1]。他们融入自动控制技术，给榨油机加上计算机控制系统，实现了榨油过程的自动控制，依靠高度的自动化大幅改善了榨油机的性能，减少了工人操作时的困扰，进一步降低了残油率，获得了可观的经济收入。日本SEM公司制造的双螺杆榨油机，比单螺杆榨油机能耗低且油品质量更优[2]。目前的国外榨油机企业提高榨油机易损件寿命的方法，通常是在表面喷涂硬度很高的钴基合金[3]，这样不仅提高了他们的耐磨性，还减轻了要经常换零件的问题，榨油机整机的使用寿命也有了明显的改善。德国凯姆瑞亚·斯凯特公司与埃森综合大学合作设计开创的冷榨技术和关键设备生产出了高质量的冷榨菜籽油[4]。此外，国外的螺旋式榨油机的传动系统很多是用不同的功率等级来传动，自动化程度比较高。 我国油厂规模大型化的起步时间比较晚，河北南皮榨油机厂研制的榨油机的一些性能在相应领域已领先国际，但是还是有不少的机械性能指标跟最好的榨油机械设备有着不小的差距[1]。武汉良龙机械制造有限公司设计出的双螺杆榨油机有很好的适应性，可以满足数种油料加工条件，而且压榨的比单螺杆榨油机更充分更彻底，干饼残油率比单螺杆要低近2%，同时出油效率更高[2]。中粮装备南皮公司开创的一种已成熟的技术是堆焊硬质合金，他们将榨螺的使用寿命提高到6个月，北京佳倍德工程技术有限公司研制的耐磨榨条将使用寿命提高了5倍[3]。由于我国地域面积大，粮食作物多，所以我国的螺旋式榨油机适应油料广，还有特殊油料专用榨油机。目前，我国榨油机亟待解决的主要问题是：关键零件如榨螺榨条等耐磨性不好；榨油机整体质量水平不高；降低残油率的同时要获得较高出油效率；榨油机自动化程度不高，大多数是人工操纵的榨油机器[6-9]。 1.2 课题研究的目的与意义 螺旋式榨油机凭借残油率少的优点，成为使用最普遍的榨油机械。我国生产螺旋式榨油机已经有60多年的历史，但是螺旋式榨油机的质量仍有一些问题。例如，维修率高、能耗高、部分油品质量不达标、干饼残油率高、缺少安全防护措施等[10]。高能耗和高残油率需要研究避免，而零件需经常更换降低了生产效率，部分油品质量不达标直接造成生产事故。 目前国内最常采用的是单螺杆榨油机，其结构和工作原理简单，制造成本低，可对多种油料进行加工，能满足数种制油条件。即便如此，单螺杆榨油机在长年的使用过程中暴露出许多问题：例如，压榨性能并不理想、螺杆的轴向推料能力也不好、理论压缩比小、压榨含油量高的油料容易出现滑膛现象等[11]。已经制造出来的双螺杆榨油机尽管功能上有所进步，可是出油率、残油率等没有很大改变。本次设计将通过合理分析计算来设计榨油机整机结构和零部件，以达到较低的残油率。 1.3 设计要求 本论文是设计一台双螺杆螺旋榨油机，要求该型号榨油机干饼残油率应小于或等于16%,拟选择常用的传动结构，规范合理地确定零件参数，完成重要零件的校核，根据规定绘制图纸，完成三维图和装配图的绘制。 2 整机设计和工作原理 2.1 整机结构方案设计 2.1.1 传动系统的设计和方案比较 传动系统和传动路线是双螺杆榨油机设计时要考虑的重要部分，因为在一定的中心距内的传动系统结构复杂，机床较难加工。双螺杆较单螺杆的传动系统的结构设计复杂、制造成本更高、工艺更加困难，工况相同时双螺杆榨油机的螺杆所承受的扭矩更大，但是中心距不能变，这就不可能远距离传递动力，另外，螺杆轴在工作时要承受油料反作用力形成的轴向力，靠圆锥滚子轴承和止推轴承来承受。根据机械生产经验，不同的轴向力，选用的圆锥滚子轴承和止推轴承外径也不同，由于双螺杆之间的中心距是恒定的，如果轴向力过大，就会超过中心距，无法装轴承，现有方案是通过串联止推轴承组解决[8]。 双螺杆榨油机的两根榨螺轴异向转动，传动方式有内、外啮合齿轮传动如图1和图2所示： 1-输出轴 2-输出轴 3-输入轴 1-输出轴 2-输出轴 3-输入轴 图1 外啮合齿轮传动 图2 内啮合齿轮传动 双螺杆榨油机的传动系统要求有：一、分配到两根输出轴上的扭矩大小应该均匀一致；二、轴承或轴承组的布置应当合理且满足寿命要求；三、用合适的方法降低甚至消除齿轮的径向力，让可以传递的扭矩增大，可承受轴向力增大。 拟定的几种传动系统如下： （1）两轴式传动系统 如图3和图4所示，两箱分开式的传动系统，减速器和扭矩分配器箱体分离 ，减速器输出轴和扭矩分配器用弹性柱销联轴器连接。这种传动的缺点主要是：装配精度很难保证；机器结构不够紧凑；分配器轴间距离太小，轴承必须错位，使得扭矩分配器的两个输出轴长度不同，较长的那根的挠度会变大，加剧轴承的磨损。而两箱一体式传动系统两根榨螺轴也可均匀受力，采用止推轴承时，两轴就可以靠的很近，这样就使两根轴的受力变形基本一致，但单箱式设计制造难度大，成本高，装配维修也不方便。 图3 两箱分开式 图4 两箱一体式 （2）三轴式传动系统 如图5所示，通过一个三级减速器，将二分之一的扭矩直接输出，另外二分之一则由齿轮间接传递到另一根轴上输出，但两根输出轴之间的距离是恒定的，这样就必须减小减速器的齿轮结构，则减速器的传动比减小，而带传动传动比增大，也即带轮尺寸变大，大带轮与小减速器的装配不便，受力情况更加复杂。 图 5 三轴式传动系统 对以上三种传动系统进行分析后发现，两箱两轴式比单箱两轴式和三轴式结构更加简单，设计制造成本也更低，因此本次设计拟定设计采用两箱两轴式传动系统的榨螺异向旋转的双螺杆榨油机。本设计采用两轴式传动系统，二级斜齿轮减速器和扭矩分配器分开的两箱传动的结构布局，结构简图如图6所示： 1.电机 2.带传动 3.二级减速器 4.弹性柱销联轴器 5.齿轮轴 6.弹性柱销联轴器 7.螺杆 图6 传动系统简图 2.1.2 榨螺结构和啮合方式 （1）双螺杆结构及布置形式 榨螺轴是榨油机的主要工作部件，由传动系统传过来的扭矩带动螺杆做连续的回转运动，从而使榨料不断向前推进，并与榨笼内壁的缝隙逐渐减小来进行压榨。现有榨螺轴主要的结构形式分整体式和套装式，整体式的榨螺轴在数控机床上由一整根圆轴车成，再去进行表面处理，达到寿命极限磨损失效后，需要整根轴更换，既不经济也不方便。而套装式则由许多榨螺和锥圈按顺序套装在芯轴上来组成榨螺轴，一旦其中某一节榨螺磨损，更换磨损的部分即可，减少了材料的浪费，加工也更加方便，是目前普遍采用的设计方案，因此榨螺选择套装式结构。 两根平行的螺杆有两种布置形式，即水平方向的左右水平布置方式和竖直方向的上下垂直布置方式，如图7所示： 图7 平行双螺杆的布置形式 双螺杆的左右水平布置形式存在的主要问题是：上榨笼体外面有饼屑堆积，难以清理，榨出的油液无法顺利排出，部分油液又重新被干饼渣吸收。本设计中两根螺杆采用上下垂直的布置形式。 （2）双螺杆螺旋啮合方式 双螺杆用啮合式与非啮合式结合的形式：在进料段，双螺杆啮合产生强大的轴向推料能力，还有较好的自清能力，同时可以减少回流和滑膛；在压榨段，两螺杆非啮合，形成多维间隙并延长油料的停留时间，这样可以实现薄料层压榨。 2.1.3 榨笼结构拟定 双螺杆榨油机的榨笼结构由两个榨笼框体构成，每个框体都有1个压条和4块压板，榨条就装在他们之间，一共有3种榨条，在框体里装配成4段，沿轴向形成不同出油间隙。出油槽间隙不同是因为油料刚开始压榨时，出油最多最快，此时就要大间隙，避免油脂堆积回流被干饼吸附，降低出油率。 2.1.4 出饼机构拟定 出饼机构包括出饼盘、尾轴、抵饼头、调节螺栓等部分，它和榨螺、榨笼共同建立起榨膛的压力。调节螺栓主要用于调节抵饼头和出饼盘之间的间隙，即调节出饼的厚度，本次设计拟采用的出饼机构是可移校饼套式，它仅靠抵饼头的轴向移动来改变出饼厚度，而不需要出饼圈和螺母杆移动。 2.2 整机工作过程 整机工作过程如下：工人将油料加入料斗，油料落入进料箱，随着进料箱中榨螺轴的异向旋转，油料进入榨膛，互相挤压摩擦，榨膛内温度升高，为出油创造了有利条件。榨螺轴沿进给方向根径变大，榨膛空余体积逐渐减小，油料间产生较大的压榨力，顺利挤出油脂。油滴经榨条间的出油槽缝隙流出，落入集油盘，油料干饼则从出饼圈排出，完成榨油过程。 2.3 主要技术参数 2.3.1 电机的选取 根据设计要求，作坊式榨油机吨料电耗应小于或等于45Kw·h/t，选取电机参数如下： 表1 Y系列三相异步电动机 电动机型号 额定功率/Kw 满载转速/(r/min) 额定转矩 Y160L-6 11 970 2.0 2.3.2 理论总压缩比和长径比 榨螺的理论总压缩比ε的定义是进料端榨螺的空余体积V1和最后一节榨螺的空余体积Vn之比 [12-14]。实际压缩比εn是榨料在压榨前后体积的比值，根据经验，理论总压缩须远大于实际压缩比，本次设计理论总压缩比的设计值取18。 双阶多级形式的榨膛的长径比定义为： λ=L1D1+L2D2 式中：L1——榨笼进料段长度，（mm）； L2——榨笼主压榨段和成饼段长度，（mm）； D1——榨笼进料段内径，（mm）； D2——榨笼主压榨段和成饼段内径，（mm）。 短榨笼榨油机的长径比λ<10，长榨笼榨油机的长径比λ≥10。经过同等的压榨时间，短榨笼榨油机的螺杆转速小于长榨笼榨油机的螺杆转速，直径相同时，短榨笼产量低于长榨笼。因此，本次设计采用较高转速的长榨笼结构，榨笼的长径比拟定为12。 2.4 本章小结 本章初步确定了此次设计的双螺杆榨油机的传动路线和传动形式，采用减速器和扭矩分配器分离的方案，简化了齿轮箱的结构，便于加工和安装。榨油机的两根螺杆采用的是套装式，避免磨损后需要全部更换而造成的浪费，两根螺杆上下垂直的布置形式减轻了由于饼屑的堆积造成的堵塞。榨油机的理论总压缩比为18，远高于实际压缩比，可以取得较好出油效果，而长径比为12，榨螺轴的转速较高，生产效率较高满足要求。 3 双螺旋榨油机的结构设计 3.1 榨螺轴的设计 3.1.1 榨螺和锥圈数量的确定 榨料在压榨过程中，残油量会越来越少，榨料自身也被挤压的逐渐紧实，形成固体塞。此时出油的毛细孔堵塞，油滴不再能够顺利通过有一定厚度饼粕，此时锥圈让榨螺和榨条间距进一步减小，饼粕变薄，也提供了瞬时压力，部分油滴通过压力脱离干饼吸附力析出。 榨螺和锥圈的数量根据油料的不同会有差异，以往主要靠设计人员的经验进行设计。例如，武汉工业大学的教授李诗龙及他的团队设计研发出的SZX12×2型的双螺旋榨油机有8节榨螺，5节锥圈，在实际压榨中取得了较好的效果。本次设计借鉴生产经验采用每根螺杆8节榨螺，5节锥圈。 3.1.2 榨螺参数的确定 （1）榨膛容积的计算 如何计算榨膛的空余体积是分析压榨效果的关键，现成的公式很少，榨螺在啮合区的一个啮合螺距长度上的C形室的空余体积可以用杰森公式计算[15]。如下： V=π4D2−Dm2S−B×L（πDcp）2+S2 式中：D——榨笼内径，（mm）； Dm——榨螺底径，（mm）； B——螺纹剖面平面宽度，（mm）； L——榨螺长度，（mm）； Dcp——榨螺平均直径，（mm）； S——螺距，（mm）。 （2）确定螺杆中心距 双螺旋榨油机的每根螺杆的几何形状和尺寸是相关的，啮合部分的相对位置和主要尺寸如图8所示。 设两根螺杆的中心距是C，外径是D，当C120° 查阅得单根V带的基本额定功率为P0=3.77kW，额定功率增量∆P0=0.30kW，包角修正系数Kα=0.93，带长修正系数KL=1.07。单根V带的额定功率Pr： Pr=P0+∆P0∙Kα∙KL=4.05kW V带的根数z为： z=PcaPr=2.98 取3，即B型带3根。B带单位长度质量q=0.170kg/m，初拉力为： F0=500(2.5−Kα)PcaKαzv+qv2=353N 压轴力为： Fp=2zF0sinα12=2059N 电机输出轴直径42mm，小带轮基准直径200mm，小带轮腹板式，大带轮轮辐式。 本节计算的带传动，连接电动机和减速器，B型带3根，基准长度3200mm，小带轮直径200mm，大带轮直径630mm，带轮中心距877~1021mm，每根带的初拉力353N，小带轮按要求选择腹板式，大带轮按要求选择轮辐式。 4.2 装置运动及动力参数计算 表4列出： 表4 各轴运动及动力参数 轴 转速n/(r/min) 功率P/kW 转矩T/N∙m 传动比 Ⅰ 308 10.56 327.43 1.00 Ⅱ 64.17 10.04 1494.19 4.80 Ⅲ 17.11 9.54 5324.78 3.75 Ⅳ 17.11 9.26 5168.50 1.00 4.3 减速器齿轮的设计 4.3.1 高速级斜齿圆柱齿轮的设计 表5 高速级齿轮基本参数 名称 齿数 齿宽 分度圆直径 模数 压力角 螺旋角 变位系数 中心距 小齿轮 28 57mm 57.37mm 2mm 20° 12.566° x1=x2=0 167mm 大齿轮 135 52mm 276.63mm 4.3.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计 表6 低速级齿轮基本参数 名称 齿数 齿宽 分度圆直径 模数 压力角 螺旋角 变位系数 中心距 小齿轮 27 105mm 111.38mm 4mm 20° 14.141° x1=x2=0 264mm 大齿轮 101 100mm 416.63mm 4.4 轴及轴上零件的设计 4.4.1 Ⅰ轴的设计及轴承、键的选择 轴的结构方案如图15所示： 图15 高速轴的结构设计 参数如表7： 表7 Ⅰ轴的参数 名称 L1 L2 L3 L4 L5 L6 L7 直径/mm 34 39 45 50 56 52 45 长度/mm 55 60 50 52 6 95 21 4.4.2 Ⅱ、Ⅲ轴的设计及轴承、键的选择 Ⅱ、Ⅲ轴的计算过程与Ⅰ轴类似，现给出计算结果如表8： 表8 Ⅱ轴的参数 名称 L1 L2 L3 L4 L5 直径/mm 55 60 65 60 55 长度/mm 34 48 10 100 35 Ⅱ轴结构如图16所示： 图16 Ⅱ轴的结构设计 Ⅲ轴的结构参数如表9所示： 表9 Ⅲ轴的参数 名称 L1 L2 L3 L4 L5 L6 L7 直径/mm 80 83 85 90 100 90 85 长度/mm 180 55 35 95 10 52 34 4.5 轴的强度校核 对减速器三根轴进行受力分析，水平面H受力情况如表10： 表10 轴上水平面H受力情况 轴号 支反力F/ N 弯矩M/ N∙mm 总弯矩/N∙mm； 扭矩T/ N∙mm Ⅰ轴 FNH1=550.49 FNH2=216.12 MH=27231.62 M1=29590.43 M2=28017.02 T=2.167×104 Ⅱ轴 FNH1=2246.04 FNH2=2050.28 MH=122296.88 M1=133321.6 M2=128126.8 T=1.309×105 Ⅲ轴 FNH1=2267.53 FNH2=959.73 MH=150677.4 M1=161052.4 M2=158772.9 T=6.08×105 继续计算垂直面V的受力情况，结果如表11所示： 表11 轴上垂直面V受力情况 轴号 支反力F/ N 弯矩M/ N∙mm 总弯矩/N∙mm； 扭矩T/ N∙mm Ⅰ轴 FNV1=234.12 FNV2=52.28 MV1=11577.23 MV2=6587.28 M1=29590.43 M2=28017.02 T=2.167×104 Ⅱ轴 FNV1=974.95 FNV2=546.24 MV1=53086.03 MV2=38209.49 M1=133321.6 M2=128126.8 T=1.309×105 Ⅲ轴 FNV1=855.83 FNV2=318.8 MV1=56869.9 MV2=50051.6 M1=161052.4 M2=158772.9 T=6.08×105 最大计算应力为： σca1=M12+(αT1)2W=29590.432+(0.6×2.167×104)20.1×353=7.538MPa<σ−1 其中σ−1=60MPa，故可以正常工作。校核Ⅱ轴上的最大应力σca2=33.17MPa，同时Ⅲ轴的最大应力σca3=14.52MPa，均小于许用应力σ−1，因此，减速器上的三根轴均可以正常工作。 5其他零件的设计 5.1 扭矩分配器的设计 双螺杆榨油机的两根螺杆中心距只有136mm，榨螺要匀速异向旋转，因此需要扭矩分配器来平衡，已知扭矩分配器的两根齿轮轴中心距为136mm，距离太近无法装两个平行的联轴器，因此考虑错列布置，则两根齿轮轴长度不同，齿轮的齿数为17，模数为8仅改变转动方向，分配扭矩，不改变传动比。主动轴较短，与联轴器相连部分轴径是80mm，齿轮轴的分度圆直径是136mm。支撑轴承选用滚针轴承型号为NA4917，d×D×C=85mm×120mm×35mm，为承受轴向力，在滚针轴承左端套装单列圆锥滚子轴承，型号为30217，标准尺寸d×D×T=85mm×150mm×30.5mm。从动轴较长，支承段轴径为60mm，选择的滚针轴承型号为NA4912，d×D×C=60mm×85mm×25mm，滚针轴承左端套装的单列圆锥滚子轴承，型号30212，标准尺寸d×D×T=60mm×110mm×23.75mm如果圆锥滚子轴承并排布置，则中间壁厚仅为6mm，因此轴承也必须错位布置。 两根齿轮轴竖直方向平行，且箱体结构复杂，考虑到安装方便，箱体采用竖直方向的分段式，分为两段，这种箱体安装方便但对接合面的精度要求较高，精密铸造或者数控机床加工都能达到要求。扭矩分配器输出端轴径均为60 mm，与榨螺轴通过带弹性柱销联轴器相连，型号为LX4，分配器的结构图如图17所示： 图17 扭矩分配器结构图 对齿轮轴的强度进行校核，功率P=9.26Kw，转矩T=5168500N∙mm，主动轴和从动轴分别承受一半的扭矩，对齿轮轴进行载荷分析，如图18所示： 图18 齿轮轴载荷分析图 轴的弯矩合成条件公式是： σca=M2+(aT)2W≤[σ−1] 式中：σca——轴的计算应力，MPa； M——轴受的弯矩，N∙mm； a——折合系数，取0.6； T——轴受的扭矩，N∙mm； W——抗弯截面系数，mm3； σ−1——许用弯曲应力。 算得齿轮轴的计算应力σca=57.72MPa<σ−1=570MPa，齿轮轴工作安全，齿轮轴材料选20CrMnTi，渗碳淬火处理。 5.2 机架的设计 机架底座采用尺寸300mm×150mm，壁厚6mm的方钢管焊接而成，底座的总长为4100mm，总宽1150mm，在方钢管底座上面焊接已经打孔的钢板，支座通过螺钉和销钉与钢板连接固定，支座上用于放置减速器，扭矩分配器，电机，左右支撑板，为满足装配精度可在支座上增加垫片。机架三维结构如图19所示： 图19 机架结构 5.3 料斗设计 所设计榨油机用人工加料，料斗不配电机，无定量喂料，节约了成本，适合榨油量需求不大的情况。料斗结构如图20： 图20 料斗结构 6 设计总结 6.1 结论综述 本设计的双螺杆榨油机，电机功率11Kw，通过中心距为1000mm的带轮传动至二级斜齿圆柱齿轮减速器，减速器输出轴与扭矩分配器主动轴通过弹性柱销联轴器连接，扭矩分配器的两根输出轴与两根榨螺杆也是通过弹性柱销联轴器连接，带动榨螺杆在榨笼内异向转动。榨笼由框体、压条、压板和榨条组成，榨条和垫片装在榨笼内与压板和压条形成过盈配合，油料经料斗进入进料箱，在喂料段榨螺的推送下进入榨笼，随着螺杆根径变大和螺距减小，空余体积减小，压力逐渐增大，将油料的油脂挤出，油脂通过榨条间的滤油缝隙流出，残余的干饼在榨膛末端排出，不同油料要求的干饼厚度不同，通过调节机构进行调节。 6.2 存在不足 该榨油机的喂料装置仅靠料斗，可能造成有时加料过多使榨螺卡死，有时又加料过少，降低生产效率，目前市面上的榨油机喂料装置大多采用两个小电机和绞龙分别水平垂直布置来实现定量的喂料，这种喂料方式科学地使机器即不至于卡死，又保证了生产效率，在生产中应当尽量选择定量喂料。 虽然榨笼采用左右对开方式，清理榨笼时可以较方便地拆卸，但榨笼体积较大本身仍然比较笨重，查阅文献时发现有一种带铰链的榨笼，不必将榨笼取下来，只需松开螺钉然后绕着铰链将榨笼打开即可，这种榨笼结构大大减轻了劳动强度，不必搬动笨重的榨笼，如果制造精度较高，将来可以大力推广。 6.3 展望 本次毕业设计过程中，查阅相关文献时，发现我国榨油机这类农业机械设备与世界先进水平仍有一定差距，目前的榨油机械正在向自动化的方向发展，未来的榨油机仅需通过计算机控制即可完成生产。 此次毕业设计由于时间有限，有些问题未能深入研究，部分零部件的结构可能也不是最优的，比如两轴式传动系统虽然最理想，但是三轴式或内齿分配式传动方式更加安全可靠且耐用，是否有综合两者的传动系统还有待研究。本次设计的榨油机由于所学知识有限，未能进行仿真和有限元分析，可能结构或者受力方式并非最优解，这也是需要考虑的问题。 参考文献 [1]李诗龙.螺旋榨油机的开发[J].中国油脂，2003，28（8）：21-23. [2]李诗龙.双螺杆榨油机国内外研究进展[J].中国油脂，2005，30（12）：13-16. [3]杜润鸿.纵览螺旋榨油机[J].粮油加工与食品机械，2006（2）：11-13. [4]李文林，黄凤洪，顾强华.双螺杆冷榨机的研制与应用[J].农业工程学报，2006，22（6）：91-95. [5]胡建平.新型耐磨榨条在大型螺旋榨油机上的应用[J].中国油脂,2017，42（5）：154-155. [6]白琼.对部分螺旋榨油机结构及出油率的调研与分析[J].机电教育创新，2018（21）：98+111. [7]孙德超.螺旋榨油机质量安全问题及原因分析[J].农业机械，2008（5）：66-67. [8]汪虹.浅析双螺杆榨油机[J].中国油脂，2005，30（8）：26-27. [9]魏鹏飞，相海，胡淑珍，等.螺旋榨油机关键设计的探讨[J].农机化研究，2013（11）：92-94+98. [10]吕斌.螺旋榨油机质量及食用油加工现状调查[J].农业科技与设备，2017（7）：71-72. [11]杨银初.双螺杆榨油机关键设计技术的研究[D].湖北武汉，武汉工业学院，2010. [12]赵国志.油脂螺旋压榨机技术的进展[J].中国油脂，1999，24（3）：6-8. [13]郑竞成，唐善华.关于螺旋榨油机压缩比分析[J].粮食与油脂，2011，（9）：41. [14]李诗龙.全压榨油机榨膛设计探讨[J].粮食与油脂，2010，（9）：7-9. [15]胡志刚，刘金波，张永林，等.SYZX340型冷热两用双螺杆榨油机研制[J].中国油脂，2017，42（1）：149-152. [16]李诗龙，张永林，刘协舫.双阶多级压榨双螺杆榨油机研制[J].农业工程学报，2010，26（8）：102-107. [17]濮良贵，陈国定，吴立言.机械设计[M].北京，高等教育出版社，2013，p：151-164. 致谢 至此论文完成之际，我想对指导老师表达衷心的感谢。老师对我们的论文格式要求严格，强调格式和图纸要合乎规范，对零件材料和规格的选择都要充分说明理由，不能含糊不清，蒙混过关。他的渊博的学识，严谨细致、一丝不苟的治学作风，勤勉踏实、乐观坦然的工作态度，以及对事业的热爱都深深影响着我，为我将来的工作树立榜样。 感谢在毕业设计期间帮助过我的同学们，在写论文及画图出现问题时，能够无私热情地帮助我，也感谢他们一直给予的精神上的鼓励。 最后，非常感谢答辩组的老师们，在百忙之中抽出时间来进行评审。 Journal of Materials Processing Technology 113 (2001) 360–367 Investigation of chip formation in high speed end milling Yuan Ning◆, M. Rahman, Y.S. Wong Department of Mechanical and Production Engineering, National Univerrity of Singapore, lO Kent Ridge Crercent, Singapore ll926O, Singapore Abstract Ball-nose end mill cutters are used extensively in the die and mold industry. However, very little work has been done in the research of chip formation in high speed ball-nose end milling. An experimental investigation has been conducted in this study to establish the chip formation mechanism. Common mold steel H13 hardened to HRc 33 is machined on a high speed machining center under dryconditions at a spindle speed range of 10–30k rpm. Four typical types of chip and three types of chatter have been encountered in this study. Images of the chips are obtained bythe use of SEM. The EDX method is used to analyze the interaction between the cutting edge and the chip in the formation process. Based on the findings of this study, the chip formation mechanism has been proposed in this paper. The locus of cutter movement for the three types of chatter is illustrated to explain the relationship between the chip formation and the chatter behavior. A method to judge process stability by analysis of the chip has been suggested based on the findings of the experiment. It has also been established through this study that the classical ‘‘adiabatic shear’’ does not occur in chip formation in high speed ball-nose end milling. g 2001 Elsevier Science B.V. All rights reserved. Keywordr: Ball-nose end mill; Chip formation mechanism; Chatter; High speed machining; Adiabatic shear 1. Introduction In metal cutting, the present tendencyis toward achieving increased material removal rates with a high degree of automation and without close human supervision. This requires very reliable machining processes, where the pre- dictability of surface finish, workpiece accuracy, and tool life are of prime importance. But to maintain stable machin- ing, much attention must also be given to the formation of the desired type of chip and chip controls to facilitate its easy removal. This is because the chip formation and breaking aspect is very significant in machining. Problems with sur- face finish, workpiece accuracy, and tool life can be caused even by minor changes in the chip formation process, especiallyin h