雙螺桿榨油機設計（雙螺旋榨油機）（全套10張CAD圖紙+文檔說明書）

雙螺桿榨油機設計（雙螺旋榨油機）（全套10張CAD圖紙+文檔說明書）,螺桿,榨油機,設計,雙螺旋,全套,10,CAD,圖紙,文檔,說明書 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 1 緒論 1 1.1 國內外螺旋榨油機技術發展現狀 1 1.2 課題研究的目的與意義 1 1.3 設計要求 1 2 整機設計和工作原理 2 2.1 整機結構方案設計 2 2.1.1 傳動系統的設計和方案比較 2 2.1.2 榨螺結構和嚙合方式 4 2.1.3 榨籠結構擬定 5 2.1.4 出餅機構擬定 5 2.2 整機工作過程 5 2.3 主要技術參數 5 2.3.1 電機的選取 5 2.3.2 理論總壓縮比和長徑比 5 2.4 本章小結 6 3 雙螺旋榨油機的結構設計 7 3.1 榨螺軸的設計 7 3.1.1 榨螺和錐圈數量的確定 7 3.1.2 榨螺參數的確定 7 3.1.3 錐圈參數的確定 10 3.1.4 芯軸的設計與校核 11 3.2 榨籠的設計 12 3.3 調節裝置的設計 12 3.4 本章小結 13 4 帶輪和減速器的設計 14 4.1 帶傳動的設計計算 14 4.2 裝置運動及動力參數計算 15 4.3 減速器齒輪的設計 15 4.3.1 高速級斜齒圓柱齒輪的設計 15 4.3.2 低速級斜齒圓柱齒輪的設計 15 4.4 軸及軸上零件的設計 15 4.4.1 Ⅰ軸的設計及軸承、鍵的選擇 15 4.4.2 Ⅱ、Ⅲ軸的設計及軸承、鍵的選擇 16 4.5 軸的強度校核 17 5其他零件的設計 18 5.1 扭矩分配器的設計 18 5.2 機架的設計 19 5.3 料斗設計 20 6 設計總結 21 6.1 結論綜述 21 6.2 存在不足 21 6.3 展望 21 參考文獻 22 致謝 23 摘要 本論文設計了一臺雙螺桿榨油機，日處理量為12t/d，殘油率為8%，噸料電耗為13Kw·h/t。該榨油機螺桿采用上下垂直平行布置形式，喂料段嚙合，壓榨段則是非嚙合。榨籠是左右對開的形式，榨條與墊片安裝在榨籠框內，可裝配不同濾油間隙。 傳動系統采用帶輪、減速器和扭矩分配器傳動，減速器與扭矩分配器分離，扭矩分配器是兩箱式，便于制造和安裝，對所有的軸都進行了校核。出餅機構設計成簡單螺桿調隙，進料箱、榨籠和出餅機構裝在兩塊支撐板上，對集油盤、料斗和機架的結構進行了設計。 關鍵詞：榨油機設計；雙螺桿；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 緒論 螺旋榨油機的型式很多,然而所有螺旋榨油機都有類似的結構和工作原理,其區別僅在于主要組成部件的型式。螺旋榨油機的主要工作部件是螺旋軸、榨籠、喂料裝置、調餅裝置及傳動變速裝置等。下面介紹螺旋榨油機的主要工作構件并以此了解榨油機的結構及不同類型榨機結構上的區別。 1、螺旋軸 螺旋軸是螺旋榨油機最重要的一個部件。工作時螺旋軸不斷地把榨料推向前進并對其進行壓榨。由于螺旋軸對榨料的強烈擠壓摩擦，所以很容易磨損。螺旋軸的結構型式有為整體式、套裝式、變速螺旋軸三種。 A.整體式螺旋軸是用一根整軸車制而成，榨軸磨損到一定程度后需整軸更換，很不經濟，僅用于小型榨油機。絕大多數榨油機采用套裝式螺旋軸，即將一節節榨螺（或榨螺和距圈）順序套裝在轉動軸上拼裝成的螺旋軸。 B.套裝式螺旋軸根據榨螺的連續與否又分為連續螺旋式和配置距圈的斷續螺旋式兩種。前者的特點是壓榨時間短，榨膛壓力大，回料少，適于冷榨和整籽壓榨。后者的特點是利用距圈與榨膛中刮刀的配合，使榨料在榨膛內進行翻動，避免了榨料隨軸轉動和油路閉塞的不良現象，同時，相對延長了壓榨時間，有利于提高出油效果。 C.變速螺旋軸是按工藝要求將螺旋軸分段變速。如French D-C型螺旋榨油機采用一個由分離的齒輪傳動裝置驅動的套筒榨螺，它使得喂料榨螺轉得比其它榨螺要快。其進料段采用122轉/分的高速，壓榨段則采用42轉/分的低速。變速螺旋軸的優點是強制進料并在進料段起到預壓作用，從而防止了反壓所造成的回坯或隨軸轉動，提高了最初壓縮比值，利于延長壓榨段的壓榨時間。同時避免了單純通過增大進料段直徑的方法來提高產量。但這種結構比較復雜，傳動配置也麻煩，其合理性有待進一步實踐。 常用套裝式的螺旋軸主要由榨軸以及套在榨軸上的榨螺和距圈組成。榨螺是外面圍繞了一條螺旋筋即“螺紋”的中空的圓柱體或圓錐體。其螺紋頂端的直徑稱作“螺紋外徑”，螺紋底端的直徑即圓柱體或圓錐體的外圓直徑稱作“螺底直徑”或“底圓直徑”，螺紋圍繞一圈所拉開的距離稱為“螺距”。 距圈是表面沒有螺紋的中空的圓柱體或圓錐體，裝置在榨螺與榨螺之間。若前后兩個榨螺的螺底直徑相同，則其間的距圈為平距圈，否則為錐形距圈。距圈兩端的外圓直徑應與相鄰榨螺的螺底直徑相同。距圈的位置與榨膛中刮刀的位置所對應。 當螺旋軸與榨籠配合時將形成一個螺紋通道形式的空間，俗稱榨膛。榨膛的結構和幾何尺寸將影響壓榨過程，諸如榨機生產能力、榨膛壓力、壓榨效果等。榨螺的螺紋高度決定了螺旋軸上螺紋頂面和榨籠配合所形成縫隙的大小。若此縫隙大小適宜則可保證榨機的正常工作，若縫隙增大，將使榨料“回流”增加，或縫隙減少則導致榨料通過這一縫隙時產生部分過熱。實踐證明，榨機中最適宜的縫隙大小為1.25～1.5毫米。榨螺螺底直徑和距圈外徑的改變形成臺階式的螺旋軸，否則，形成無臺階的螺旋軸。而榨螺螺距的改變會使螺旋軸推料的速度發生變化。幾個螺底直徑及螺距不同的榨螺與距圈配合起來，套在一根榨軸上就拼制成為一根螺距逐漸減小、螺底直徑逐漸增大的螺旋軸。 1.1 國內外螺旋榨油機技術發展現狀 國外著名的制油機械公司有美國弗倫奇、英國西蒙-羅斯丹斯和德國克虜伯等，它們生產的榨油機一次壓榨能力高達200t/d，干餅殘油率僅為3%[1]。他們融入自動控制技術，給榨油機加上計算機控制系統，實現了榨油過程的自動控制，依靠高度的自動化大幅改善了榨油機的性能，減少了工人操作時的困擾，進一步降低了殘油率，獲得了可觀的經濟收入。日本SEM公司制造的雙螺桿榨油機，比單螺桿榨油機能耗低且油品質量更優[2]。目前的國外榨油機企業提高榨油機易損件壽命的方法，通常是在表面噴涂硬度很高的鈷基合金[3]，這樣不僅提高了他們的耐磨性，還減輕了要經常換零件的問題，榨油機整機的使用壽命也有了明顯的改善。德國凱姆瑞亞·斯凱特公司與埃森綜合大學合作設計開創的冷榨技術和關鍵設備生產出了高質量的冷榨菜籽油[4]。此外，國外的螺旋式榨油機的傳動系統很多是用不同的功率等級來傳動，自動化程度比較高。 我國油廠規模大型化的起步時間比較晚，河北南皮榨油機廠研制的榨油機的一些性能在相應領域已領先國際，但是還是有不少的機械性能指標跟最好的榨油機械設備有著不小的差距[1]。武漢良龍機械制造有限公司設計出的雙螺桿榨油機有很好的適應性，可以滿足數種油料加工條件，而且壓榨的比單螺桿榨油機更充分更徹底，干餅殘油率比單螺桿要低近2%，同時出油效率更高[2]。中糧裝備南皮公司開創的一種已成熟的技術是堆焊硬質合金，他們將榨螺的使用壽命提高到6個月，北京佳倍德工程技術有限公司研制的耐磨榨條將使用壽命提高了5倍[3]。由于我國地域面積大，糧食作物多，所以我國的螺旋式榨油機適應油料廣，還有特殊油料專用榨油機。目前，我國榨油機亟待解決的主要問題是：關鍵零件如榨螺榨條等耐磨性不好；榨油機整體質量水平不高；降低殘油率的同時要獲得較高出油效率；榨油機自動化程度不高，大多數是人工操縱的榨油機器[6-9]。 1.2 課題研究的目的與意義 螺旋式榨油機憑借殘油率少的優點，成為使用最普遍的榨油機械。我國生產螺旋式榨油機已經有60多年的歷史，但是螺旋式榨油機的質量仍有一些問題。例如，維修率高、能耗高、部分油品質量不達標、干餅殘油率高、缺少安全防護措施等[10]。高能耗和高殘油率需要研究避免，而零件需經常更換降低了生產效率，部分油品質量不達標直接造成生產事故。 目前國內最常采用的是單螺桿榨油機，其結構和工作原理簡單，制造成本低，可對多種油料進行加工，能滿足數種制油條件。即便如此，單螺桿榨油機在長年的使用過程中暴露出許多問題：例如，壓榨性能并不理想、螺桿的軸向推料能力也不好、理論壓縮比小、壓榨含油量高的油料容易出現滑膛現象等[11]。已經制造出來的雙螺桿榨油機盡管功能上有所進步，可是出油率、殘油率等沒有很大改變。本次設計將通過合理分析計算來設計榨油機整機結構和零部件，以達到較低的殘油率。 1.3 設計要求 本論文是設計一臺雙螺桿螺旋榨油機，要求該型號榨油機干餅殘油率應小于或等于16%,擬選擇常用的傳動結構，規范合理地確定零件參數，完成重要零件的校核，根據規定繪制圖紙，完成三維圖和裝配圖的繪制。 2 整機設計和工作原理 2.1 整機結構方案設計 2.1.1 傳動系統的設計和方案比較 傳動系統和傳動路線是雙螺桿榨油機設計時要考慮的重要部分，因為在一定的中心距內的傳動系統結構復雜，機床較難加工。雙螺桿較單螺桿的傳動系統的結構設計復雜、制造成本更高、工藝更加困難，工況相同時雙螺桿榨油機的螺桿所承受的扭矩更大，但是中心距不能變，這就不可能遠距離傳遞動力，另外，螺桿軸在工作時要承受油料反作用力形成的軸向力，靠圓錐滾子軸承和止推軸承來承受。根據機械生產經驗，不同的軸向力，選用的圓錐滾子軸承和止推軸承外徑也不同，由于雙螺桿之間的中心距是恒定的，如果軸向力過大，就會超過中心距，無法裝軸承，現有方案是通過串聯止推軸承組解決[8]。 雙螺桿榨油機的兩根榨螺軸異向轉動，傳動方式有內、外嚙合齒輪傳動如圖1和圖2所示： 1-輸出軸 2-輸出軸 3-輸入軸 1-輸出軸 2-輸出軸 3-輸入軸 圖1 外嚙合齒輪傳動 圖2 內嚙合齒輪傳動 雙螺桿榨油機的傳動系統要求有：一、分配到兩根輸出軸上的扭矩大小應該均勻一致；二、軸承或軸承組的布置應當合理且滿足壽命要求；三、用合適的方法降低甚至消除齒輪的徑向力，讓可以傳遞的扭矩增大，可承受軸向力增大。 擬定的幾種傳動系統如下： （1）兩軸式傳動系統 如圖3和圖4所示，兩箱分開式的傳動系統，減速器和扭矩分配器箱體分離 ，減速器輸出軸和扭矩分配器用彈性柱銷聯軸器連接。這種傳動的缺點主要是：裝配精度很難保證；機器結構不夠緊湊；分配器軸間距離太小，軸承必須錯位，使得扭矩分配器的兩個輸出軸長度不同，較長的那根的撓度會變大，加劇軸承的磨損。而兩箱一體式傳動系統兩根榨螺軸也可均勻受力，采用止推軸承時，兩軸就可以靠的很近，這樣就使兩根軸的受力變形基本一致，但單箱式設計制造難度大，成本高，裝配維修也不方便。 圖3 兩箱分開式 圖4 兩箱一體式 （2）三軸式傳動系統 如圖5所示，通過一個三級減速器，將二分之一的扭矩直接輸出，另外二分之一則由齒輪間接傳遞到另一根軸上輸出，但兩根輸出軸之間的距離是恒定的，這樣就必須減小減速器的齒輪結構，則減速器的傳動比減小，而帶傳動傳動比增大，也即帶輪尺寸變大，大帶輪與小減速器的裝配不便，受力情況更加復雜。 圖 5 三軸式傳動系統 對以上三種傳動系統進行分析后發現，兩箱兩軸式比單箱兩軸式和三軸式結構更加簡單，設計制造成本也更低，因此本次設計擬定設計采用兩箱兩軸式傳動系統的榨螺異向旋轉的雙螺桿榨油機。本設計采用兩軸式傳動系統，二級斜齒輪減速器和扭矩分配器分開的兩箱傳動的結構布局，結構簡圖如圖6所示： 1.電機 2.帶傳動 3.二級減速器 4.彈性柱銷聯軸器 5.齒輪軸 6.彈性柱銷聯軸器 7.螺桿 圖6 傳動系統簡圖 2.1.2 榨螺結構和嚙合方式 （1）雙螺桿結構及布置形式 榨螺軸是榨油機的主要工作部件，由傳動系統傳過來的扭矩帶動螺桿做連續的回轉運動，從而使榨料不斷向前推進，并與榨籠內壁的縫隙逐漸減小來進行壓榨?，F有榨螺軸主要的結構形式分整體式和套裝式，整體式的榨螺軸在數控機床上由一整根圓軸車成，再去進行表面處理，達到壽命極限磨損失效后，需要整根軸更換，既不經濟也不方便。而套裝式則由許多榨螺和錐圈按順序套裝在芯軸上來組成榨螺軸，一旦其中某一節榨螺磨損，更換磨損的部分即可，減少了材料的浪費，加工也更加方便，是目前普遍采用的設計方案，因此榨螺選擇套裝式結構。 兩根平行的螺桿有兩種布置形式，即水平方向的左右水平布置方式和豎直方向的上下垂直布置方式，如圖7所示： 圖7 平行雙螺桿的布置形式 雙螺桿的左右水平布置形式存在的主要問題是：上榨籠體外面有餅屑堆積，難以清理，榨出的油液無法順利排出，部分油液又重新被干餅渣吸收。本設計中兩根螺桿采用上下垂直的布置形式。 （2）雙螺桿螺旋嚙合方式 雙螺桿用嚙合式與非嚙合式結合的形式：在進料段，雙螺桿嚙合產生強大的軸向推料能力，還有較好的自清能力，同時可以減少回流和滑膛；在壓榨段，兩螺桿非嚙合，形成多維間隙并延長油料的停留時間，這樣可以實現薄料層壓榨。 2.1.3 榨籠結構擬定 雙螺桿榨油機的榨籠結構由兩個榨籠框體構成，每個框體都有1個壓條和4塊壓板，榨條就裝在他們之間，一共有3種榨條，在框體里裝配成4段，沿軸向形成不同出油間隙。出油槽間隙不同是因為油料剛開始壓榨時，出油最多最快，此時就要大間隙，避免油脂堆積回流被干餅吸附，降低出油率。 2.1.4 出餅機構擬定 出餅機構包括出餅盤、尾軸、抵餅頭、調節螺栓等部分，它和榨螺、榨籠共同建立起榨膛的壓力。調節螺栓主要用于調節抵餅頭和出餅盤之間的間隙，即調節出餅的厚度，本次設計擬采用的出餅機構是可移校餅套式，它僅靠抵餅頭的軸向移動來改變出餅厚度，而不需要出餅圈和螺母桿移動。 2.2 整機工作過程 整機工作過程如下：工人將油料加入料斗，油料落入進料箱，隨著進料箱中榨螺軸的異向旋轉，油料進入榨膛，互相擠壓摩擦，榨膛內溫度升高，為出油創造了有利條件。榨螺軸沿進給方向根徑變大，榨膛空余體積逐漸減小，油料間產生較大的壓榨力，順利擠出油脂。油滴經榨條間的出油槽縫隙流出，落入集油盤，油料干餅則從出餅圈排出，完成榨油過程。 2.3 主要技術參數 2.3.1 電機的選取 根據設計要求，作坊式榨油機噸料電耗應小于或等于45Kw·h/t，選取電機參數如下： 表1 Y系列三相異步電動機 電動機型號 額定功率/Kw 滿載轉速/(r/min) 額定轉矩 Y160L-6 11 970 2.0 2.3.2 理論總壓縮比和長徑比 榨螺的理論總壓縮比ε的定義是進料端榨螺的空余體積V1和最后一節榨螺的空余體積Vn之比 [12-14]。實際壓縮比εn是榨料在壓榨前后體積的比值，根據經驗，理論總壓縮須遠大于實際壓縮比，本次設計理論總壓縮比的設計值取18。 雙階多級形式的榨膛的長徑比定義為： λ=L1D1+L2D2 式中：L1——榨籠進料段長度，（mm）； L2——榨籠主壓榨段和成餅段長度，（mm）； D1——榨籠進料段內徑，（mm）； D2——榨籠主壓榨段和成餅段內徑，（mm）。 短榨籠榨油機的長徑比λ<10，長榨籠榨油機的長徑比λ≥10。經過同等的壓榨時間，短榨籠榨油機的螺桿轉速小于長榨籠榨油機的螺桿轉速，直徑相同時，短榨籠產量低于長榨籠。因此，本次設計采用較高轉速的長榨籠結構，榨籠的長徑比擬定為12。 2.4 本章小結 本章初步確定了此次設計的雙螺桿榨油機的傳動路線和傳動形式，采用減速器和扭矩分配器分離的方案，簡化了齒輪箱的結構，便于加工和安裝。榨油機的兩根螺桿采用的是套裝式，避免磨損后需要全部更換而造成的浪費，兩根螺桿上下垂直的布置形式減輕了由于餅屑的堆積造成的堵塞。榨油機的理論總壓縮比為18，遠高于實際壓縮比，可以取得較好出油效果，而長徑比為12，榨螺軸的轉速較高，生產效率較高滿足要求。 3 雙螺旋榨油機的結構設計 3.1 榨螺軸的設計 3.1.1 榨螺和錐圈數量的確定 榨料在壓榨過程中，殘油量會越來越少，榨料自身也被擠壓的逐漸緊實，形成固體塞。此時出油的毛細孔堵塞，油滴不再能夠順利通過有一定厚度餅粕，此時錐圈讓榨螺和榨條間距進一步減小，餅粕變薄，也提供了瞬時壓力，部分油滴通過壓力脫離干餅吸附力析出。 榨螺和錐圈的數量根據油料的不同會有差異，以往主要靠設計人員的經驗進行設計。例如，武漢工業大學的教授李詩龍及他的團隊設計研發出的SZX12×2型的雙螺旋榨油機有8節榨螺，5節錐圈，在實際壓榨中取得了較好的效果。本次設計借鑒生產經驗采用每根螺桿8節榨螺，5節錐圈。 3.1.2 榨螺參數的確定 （1）榨膛容積的計算 如何計算榨膛的空余體積是分析壓榨效果的關鍵，現成的公式很少，榨螺在嚙合區的一個嚙合螺距長度上的C形室的空余體積可以用杰森公式計算[15]。如下： V=π4D2?Dm2S?B×L（πDcp）2+S2 式中：D——榨籠內徑，（mm）； Dm——榨螺底徑，（mm）； B——螺紋剖面平面寬度，（mm）； L——榨螺長度，（mm）； Dcp——榨螺平均直徑，（mm）； S——螺距，（mm）。 （2）確定螺桿中心距 雙螺旋榨油機的每根螺桿的幾何形狀和尺寸是相關的，嚙合部分的相對位置和主要尺寸如圖8所示。 設兩根螺桿的中心距是C，外徑是D，當C120° 查閱得單根V帶的基本額定功率為P0=3.77kW，額定功率增量?P0=0.30kW，包角修正系數Kα=0.93，帶長修正系數KL=1.07。單根V帶的額定功率Pr： Pr=P0+?P0?Kα?KL=4.05kW V帶的根數z為： z=PcaPr=2.98 取3，即B型帶3根。B帶單位長度質量q=0.170kg/m，初拉力為： F0=500(2.5?Kα)PcaKαzv+qv2=353N 壓軸力為： Fp=2zF0sinα12=2059N 電機輸出軸直徑42mm，小帶輪基準直徑200mm，小帶輪腹板式，大帶輪輪輻式。 本節計算的帶傳動，連接電動機和減速器，B型帶3根，基準長度3200mm，小帶輪直徑200mm，大帶輪直徑630mm，帶輪中心距877~1021mm，每根帶的初拉力353N，小帶輪按要求選擇腹板式，大帶輪按要求選擇輪輻式。 4.2 裝置運動及動力參數計算 表4列出： 表4 各軸運動及動力參數 軸 轉速n/(r/min) 功率P/kW 轉矩T/N?m 傳動比 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 減速器齒輪的設計 4.3.1 高速級斜齒圓柱齒輪的設計 表5 高速級齒輪基本參數 名稱 齒數 齒寬 分度圓直徑 模數 壓力角 螺旋角 變位系數 中心距 小齒輪 28 57mm 57.37mm 2mm 20° 12.566° x1=x2=0 167mm 大齒輪 135 52mm 276.63mm 4.3.2 低速級斜齒圓柱齒輪的設計 表6 低速級齒輪基本參數 名稱 齒數 齒寬 分度圓直徑 模數 壓力角 螺旋角 變位系數 中心距 小齒輪 27 105mm 111.38mm 4mm 20° 14.141° x1=x2=0 264mm 大齒輪 101 100mm 416.63mm 4.4 軸及軸上零件的設計 4.4.1 Ⅰ軸的設計及軸承、鍵的選擇 軸的結構方案如圖15所示： 圖15 高速軸的結構設計 參數如表7： 表7 Ⅰ軸的參數 名稱 L1 L2 L3 L4 L5 L6 L7 直徑/mm 34 39 45 50 56 52 45 長度/mm 55 60 50 52 6 95 21 4.4.2 Ⅱ、Ⅲ軸的設計及軸承、鍵的選擇 Ⅱ、Ⅲ軸的計算過程與Ⅰ軸類似，現給出計算結果如表8： 表8 Ⅱ軸的參數 名稱 L1 L2 L3 L4 L5 直徑/mm 55 60 65 60 55 長度/mm 34 48 10 100 35 Ⅱ軸結構如圖16所示： 圖16 Ⅱ軸的結構設計 Ⅲ軸的結構參數如表9所示： 表9 Ⅲ軸的參數 名稱 L1 L2 L3 L4 L5 L6 L7 直徑/mm 80 83 85 90 100 90 85 長度/mm 180 55 35 95 10 52 34 4.5 軸的強度校核 對減速器三根軸進行受力分析，水平面H受力情況如表10： 表10 軸上水平面H受力情況 軸號 支反力F/ N 彎矩M/ N?mm 總彎矩/N?mm； 扭矩T/ N?mm Ⅰ軸 FNH1=550.49 FNH2=216.12 MH=27231.62 M1=29590.43 M2=28017.02 T=2.167×104 Ⅱ軸 FNH1=2246.04 FNH2=2050.28 MH=122296.88 M1=133321.6 M2=128126.8 T=1.309×105 Ⅲ軸 FNH1=2267.53 FNH2=959.73 MH=150677.4 M1=161052.4 M2=158772.9 T=6.08×105 繼續計算垂直面V的受力情況，結果如表11所示： 表11 軸上垂直面V受力情況 軸號 支反力F/ N 彎矩M/ N?mm 總彎矩/N?mm； 扭矩T/ N?mm Ⅰ軸 FNV1=234.12 FNV2=52.28 MV1=11577.23 MV2=6587.28 M1=29590.43 M2=28017.02 T=2.167×104 Ⅱ軸 FNV1=974.95 FNV2=546.24 MV1=53086.03 MV2=38209.49 M1=133321.6 M2=128126.8 T=1.309×105 Ⅲ軸 FNV1=855.83 FNV2=318.8 MV1=56869.9 MV2=50051.6 M1=161052.4 M2=158772.9 T=6.08×105 最大計算應力為： 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軸上的最大應力σca2=33.17MPa，同時Ⅲ軸的最大應力σca3=14.52MPa，均小于許用應力σ?1，因此，減速器上的三根軸均可以正常工作。 5其他零件的設計 5.1 扭矩分配器的設計 雙螺桿榨油機的兩根螺桿中心距只有136mm，榨螺要勻速異向旋轉，因此需要扭矩分配器來平衡，已知扭矩分配器的兩根齒輪軸中心距為136mm，距離太近無法裝兩個平行的聯軸器，因此考慮錯列布置，則兩根齒輪軸長度不同，齒輪的齒數為17，模數為8僅改變轉動方向，分配扭矩，不改變傳動比。主動軸較短，與聯軸器相連部分軸徑是80mm，齒輪軸的分度圓直徑是136mm。支撐軸承選用滾針軸承型號為NA4917，d×D×C=85mm×120mm×35mm，為承受軸向力，在滾針軸承左端套裝單列圓錐滾子軸承，型號為30217，標準尺寸d×D×T=85mm×150mm×30.5mm。從動軸較長，支承段軸徑為60mm，選擇的滾針軸承型號為NA4912，d×D×C=60mm×85mm×25mm，滾針軸承左端套裝的單列圓錐滾子軸承，型號30212，標準尺寸d×D×T=60mm×110mm×23.75mm如果圓錐滾子軸承并排布置，則中間壁厚僅為6mm，因此軸承也必須錯位布置。 兩根齒輪軸豎直方向平行，且箱體結構復雜，考慮到安裝方便，箱體采用豎直方向的分段式，分為兩段，這種箱體安裝方便但對接合面的精度要求較高，精密鑄造或者數控機床加工都能達到要求。扭矩分配器輸出端軸徑均為60 mm，與榨螺軸通過帶彈性柱銷聯軸器相連，型號為LX4，分配器的結構圖如圖17所示： 圖17 扭矩分配器結構圖 對齒輪軸的強度進行校核，功率P=9.26Kw，轉矩T=5168500N?mm，主動軸和從動軸分別承受一半的扭矩，對齒輪軸進行載荷分析，如圖18所示： 圖18 齒輪軸載荷分析圖 軸的彎矩合成條件公式是： σca=M2+(aT)2W≤[σ?1] 式中：σca——軸的計算應力，MPa； M——軸受的彎矩，N?mm； a——折合系數，取0.6； T——軸受的扭矩，N?mm； W——抗彎截面系數，mm3； σ?1——許用彎曲應力。 算得齒輪軸的計算應力σca=57.72MPa<σ?1=570MPa，齒輪軸工作安全，齒輪軸材料選20CrMnTi，滲碳淬火處理。 5.2 機架的設計 機架底座采用尺寸300mm×150mm，壁厚6mm的方鋼管焊接而成，底座的總長為4100mm，總寬1150mm，在方鋼管底座上面焊接已經打孔的鋼板，支座通過螺釘和銷釘與鋼板連接固定，支座上用于放置減速器，扭矩分配器，電機，左右支撐板，為滿足裝配精度可在支座上增加墊片。機架三維結構如圖19所示： 圖19 機架結構 5.3 料斗設計 所設計榨油機用人工加料，料斗不配電機，無定量喂料，節約了成本，適合榨油量需求不大的情況。料斗結構如圖20： 圖20 料斗結構 6 設計總結 6.1 結論綜述 本設計的雙螺桿榨油機，電機功率11Kw，通過中心距為1000mm的帶輪傳動至二級斜齒圓柱齒輪減速器，減速器輸出軸與扭矩分配器主動軸通過彈性柱銷聯軸器連接，扭矩分配器的兩根輸出軸與兩根榨螺桿也是通過彈性柱銷聯軸器連接，帶動榨螺桿在榨籠內異向轉動。榨籠由框體、壓條、壓板和榨條組成，榨條和墊片裝在榨籠內與壓板和壓條形成過盈配合，油料經料斗進入進料箱，在喂料段榨螺的推送下進入榨籠，隨著螺桿根徑變大和螺距減小，空余體積減小，壓力逐漸增大，將油料的油脂擠出，油脂通過榨條間的濾油縫隙流出，殘余的干餅在榨膛末端排出，不同油料要求的干餅厚度不同，通過調節機構進行調節。 6.2 存在不足 該榨油機的喂料裝置僅靠料斗，可能造成有時加料過多使榨螺卡死，有時又加料過少，降低生產效率，目前市面上的榨油機喂料裝置大多采用兩個小電機和絞龍分別水平垂直布置來實現定量的喂料，這種喂料方式科學地使機器即不至于卡死，又保證了生產效率，在生產中應當盡量選擇定量喂料。 雖然榨籠采用左右對開方式，清理榨籠時可以較方便地拆卸，但榨籠體積較大本身仍然比較笨重，查閱文獻時發現有一種帶鉸鏈的榨籠，不必將榨籠取下來，只需松開螺釘然后繞著鉸鏈將榨籠打開即可，這種榨籠結構大大減輕了勞動強度，不必搬動笨重的榨籠，如果制造精度較高，將來可以大力推廣。 6.3 展望 本次畢業設計過程中，查閱相關文獻時，發現我國榨油機這類農業機械設備與世界先進水平仍有一定差距，目前的榨油機械正在向自動化的方向發展，未來的榨油機僅需通過計算機控制即可完成生產。 此次畢業設計由于時間有限，有些問題未能深入研究，部分零部件的結構可能也不是最優的，比如兩軸式傳動系統雖然最理想，但是三軸式或內齒分配式傳動方式更加安全可靠且耐用，是否有綜合兩者的傳動系統還有待研究。本次設計的榨油機由于所學知識有限，未能進行仿真和有限元分析，可能結構或者受力方式并非最優解，這也是需要考慮的問題。 參考文獻 [1]李詩龍.螺旋榨油機的開發[J].中國油脂，2003，28（8）：21-23. [2]李詩龍.雙螺桿榨油機國內外研究進展[J].中國油脂，2005，30（12）：13-16. [3]杜潤鴻.縱覽螺旋榨油機[J].糧油加工與食品機械，2006（2）：11-13. [4]李文林，黃鳳洪，顧強華.雙螺桿冷榨機的研制與應用[J].農業工程學報，2006，22（6）：91-95. [5]胡建平.新型耐磨榨條在大型螺旋榨油機上的應用[J].中國油脂,2017，42（5）：154-155. [6]白瓊.對部分螺旋榨油機結構及出油率的調研與分析[J].機電教育創新，2018（21）：98+111. [7]孫德超.螺旋榨油機質量安全問題及原因分析[J].農業機械，2008（5）：66-67. [8]汪虹.淺析雙螺桿榨油機[J].中國油脂，2005，30（8）：26-27. [9]魏鵬飛，相海，胡淑珍，等.螺旋榨油機關鍵設計的探討[J].農機化研究，2013（11）：92-94+98. [10]呂斌.螺旋榨油機質量及食用油加工現狀調查[J].農業科技與設備，2017（7）：71-72. [11]楊銀初.雙螺桿榨油機關鍵設計技術的研究[D].湖北武漢，武漢工業學院，2010. [12]趙國志.油脂螺旋壓榨機技術的進展[J].中國油脂，1999，24（3）：6-8. [13]鄭競成，唐善華.關于螺旋榨油機壓縮比分析[J].糧食與油脂，2011，（9）：41. [14]李詩龍.全壓榨油機榨膛設計探討[J].糧食與油脂，2010，（9）：7-9. [15]胡志剛，劉金波，張永林，等.SYZX340型冷熱兩用雙螺桿榨油機研制[J].中國油脂，2017，42（1）：149-152. [16]李詩龍，張永林，劉協舫.雙階多級壓榨雙螺桿榨油機研制[J].農業工程學報，2010，26（8）：102-107. [17]濮良貴，陳國定，吳立言.機械設計[M].北京，高等教育出版社，2013，p：151-164. 致謝 至此論文完成之際，我想對指導老師表達衷心的感謝。老師對我們的論文格式要求嚴格，強調格式和圖紙要合乎規范，對零件材料和規格的選擇都要充分說明理由，不能含糊不清，蒙混過關。他的淵博的學識，嚴謹細致、一絲不茍的治學作風，勤勉踏實、樂觀坦然的工作態度，以及對事業的熱愛都深深影響著我，為我將來的工作樹立榜樣。 感謝在畢業設計期間幫助過我的同學們，在寫論文及畫圖出現問題時，能夠無私熱情地幫助我，也感謝他們一直給予的精神上的鼓勵。 最后，非常感謝答辯組的老師們，在百忙之中抽出時間來進行評審。 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