榨油机的结构设计.doc

目 录

摘 要 …………………………………………………………………………1
关键词 ……………………………………………………………………………1
1 前言 ……………………………………………………………………………1
1.1选题的背景、目的和意义 ………………………………………………………1
1.2国内外研究状况和相关领域中已有的研究成果 ……………………………2
1.3方案的确定 ……………………………………………………………………3
1.4螺旋榨油机的工作原理 ……………………………………………………4
2 螺旋榨油机相应参数的确定……………………………………………………5
2.1 榨膛的容积比ε …………………………………………………………5
2.2 进料端榨膛容积比Vj的计算 ……………………………………………5
2.3 功率消耗 …………………………………………………………………5
2.4 榨膛压力 ………………………………………………………………… 5
2.5 榨膛压缩比曲线 ………………………………………………………… 6
2.6榨螺轴的设计计算 ……………………………………………………………6
2.6.1 榨螺轴尺寸表 ………………………………………………………………7

2.6.2 榨螺齿型 ……………………………………………………………………7
2.6.3 榨螺材料 ……………………………………………………………… …7
3 螺旋榨油机传动机构设计……………………………………………………… 7
3.1电动机的选取………………………………………………………………8
3.2 总传动比分配………………………………………………………………8
3.3各轴传递的功率………………………………………………………………8
3.4 Ⅰ轴和Ⅱ轴啮合齿轮的计算 ………………………………………………9
3.4.1 齿轮的选用 ………………………………………………………………9
3.4.2 确定小齿轮的齿型参数 …………………………………………………13
3.5 轴的计算校核 ………………………………………………………………13
3.5.1 选材及表面预处理 ……………………………………………………… 13
3.5.2 轴的结构设计 …………………………………………………………… 14
3.6 皮带轮的设计计算 ………………………………………………………… 16
3.7 键的校核设计 ……………………………………………………………… 16
3.7.1 键的选择 ……………………………………………………………… 16
3.7.2 键的校核计算 ………………………………………………………17
3.8 轴承的设计 ………………………………………………………………17
3.8.1 轴承寿命 ……………………………………………………………17
3.8.2 验算轴承寿命 ……………………………………………………18
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
4.4 带轮的结构设计 …………………………………………………………18
4.5 调节装置的设计 …………………………………………………………19
4.6 滚动轴承的选择 …………………………………………………………20
4.6.1 Ⅲ轴上的轴承的选择 ………………………………………………20
4.6.2 Ⅰ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

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 Press

Abstract：The present paper mainly is to the spiral oil press overall structural design. to press out the cage part. gear box part and so on the design. Including to input end electric motor power/rotational speed choice. belt choice and band pulley design. gear box intermediate gear design, axis design, bearing, key, shaft coupling choice and correlation computation. examination, presses out the spiral to press out the cage the design and so on. in which to press out the spiral and to press out the cage is the screwy oil press main operating principle.This machine is suitable for the extraction of soybean, peanut and other oil crops.
Key words: The oil press; Shaft coupling; Press out the cage;

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。
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SUEHIRO EPM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，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。
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

1.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
1 Feeding part 2 Gear box 3 Squeezing cage part 4 Screw part 5 Frame part
Fig 1 Screw press
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。
2. 螺旋榨油机相应参数的确定

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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=(2471×0.00085×3.255.5)/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：

3 4 5 6 7 8
图2 榨膛压缩比曲线
Fig 2 The squeezing chamber compression ratio curve

Figu Figure 2-1 of exploding compression ratio curve
re 2-1 of exploding compression ratio curve

Figure 2-1 of exploding compression ratio curve

Figure 2-1 of exploding compression ratio curve

75

60

45

30

15

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 Screw axis
2.6.1 连续型榨螺轴尺寸如下表所示：
表1 榨螺轴尺寸表
Table 1 Screw shaft size table
榨螺号
1
2
3
4
5
6
7
节长
120
110
80
30
45
45
45
导程
42
42
36
——
31.5
31.5
——
螺旋外径
70
70
70
70
70
70
70
螺旋内径
50
50
50/67
69.2/67
59/64.3
64.3/69.6
69.6/76.6
齿顶宽/齿根宽
6/16
6/16
6/16
——
8/9.9
11.7/13.6
——
2.6.2 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=6～20 mm,取δ＝6 mm .

图 4 3号榨螺
Fig 4 3 Screw
2.6.3 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=i1 i2 =2.25x3.02=6.8;第二条路线传动比分配i=
ia i2 =3x2.26=6.8
3.3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 = p2 η齿 =6.91kw
（3）各轴的转矩
I轴： T1 =95.5×105P1/n1 =95.5×105×7.5/720=9.945×104 N·mm
Ⅱ轴： T2 =95.5×105P2/n2=2.148×105 N·mm
Ⅲ轴： T3 =95.5×105P3//n3=6.226×105 N·mm
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
（2）各轴的传动的功率
Ⅳ轴：p4 = p1 η皮 =7.275kw
立轴：p5 = p4 η齿 =6.984kw
（3）各轴的转矩
Ⅳ轴：T4 =95.5×105P4/n4 =2.895x105 N·mm
立轴：T5 =95.5×105P5/n5 =6.292×105 N·mm
3.4Ⅰ轴和Ⅱ轴啮合齿轮的计算
3.4.1 齿轮的选用
选用直齿圆柱齿轮传动，７级精度。
输入功率P1=7.5 kw ；
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 =95.5×105P1/n1
=95.5×105×7/418.6
=9.945×104 N·mm
③. 齿宽系数φd=1
④. 由表查得材料的弹性影响系数ZE=181.4 Mpa1/2
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= 550 Mpa
⑥. 由公式计算应力循环次数
N1 = 60 n1jLh
= 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 = 478.5 Mpa
⑵. 计算
①. 试算小齿轮分度圆直径 d1t ,
代入[σH]中较小的值
d1t≥2.32 （6）
经计算得 d1t=67.499 mm
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 = 67.499 mm
④. 齿宽与齿高之比 b/h
模数： mt= d1t/z1 = 67.499/13 = 5.192 mm
齿高： h=2.25 mt =2.25×5.192 =11.683 mm
b/h = 5.778
⑤. 载荷系数
根据v=2.543 m/s , 7级精度，
由图册查得动载系数 KV =1.08.
直齿轮，假设 KAFt / b < 100 N/mm ,
由表查得：KHα=KFα=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
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 = 67.499× （7）
得 d1 = 75.85 mm
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
①. 由图册查小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=560 Mpa ;
大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=440 Mpa.
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
④. 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.08×1.2×1.52=1.97
⑤. 查取齿形系数
YFa1=3.13 YFa2=2.52
⑥. 应力校正系数：
YSa1=1.48 YSa2=1.625
⑦. 计算大小齿轮的并加以比较：
1==0.01362
2==0.01480
大齿轮的数值大。
⑵. 设计计算
由公式（8）得：
m≥=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 z1=d1/m=75.85/3=25.28=26
大齿轮齿数 z2=uz1=2.25×26=58.5 ,取 z2=59
5、几何尺寸计算
①. 计算分度圆直径
d1=z1m=26×3=78 mm
d2=z2m=59×3=177 mm
②. 计算中心距
a=(d1+d2)/2=127.5 mm
③. 齿轮宽度
b=φdd1=1×78=78 mm
取 B2=80 mm , B1=85 mm
6、验算
Ft=2T1/d1=2×9.945×104/78=2550N
KAFt/b=1×2550/78=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=3×26=78 mm
d2=mz2=3×59=177 mm
齿顶高ha
ha=ha*m=1×3=3 mm
齿根高 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×3=3.75 mm
齿全高 h=ha+hf =(2ha*+c*)m=3+3.75=6.75 mm
齿顶圆直径
da1=d1+2ha=(z1+2ha*)m=78+2×3=84 mm
da2=d2±2ha=(z2±2ha*)m=177±2×3=183 mm
齿根圆直径
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
基圆直径
db1=d1Cosα=78×Cos20o=73.296 mm
db2=d2Cosα=177×Cos20o=166.326mm
齿距p=πm=3π=9.42 mm
齿厚s=πm/2=3π/2=4.7 mm
齿槽宽e=πm/2=4.7 mm
中心距a=(d2±d1)/2=m(z2±z1)/2=127.5 mm
顶隙 c=c*m=3×0.25=0.75
3.5 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 0.5~1.5 mm.
3.5.2 轴的结构设计

图5 高速轴（I轴）
Fig 5 High speed axis (I axis)
1.轴肩高度
a=(0.07~0.1)d (d为轴的直径,轴环宽度b=1.4a)
按扭矩强度条件计算
τT=T/wT=9.55×106p/( 0.2nd3 )≤[τT] （9）
其中 [τT] 为扭转切应力,单位是 Mpa.
轴45#钢 [τT]=25~45 Mpa A0=126~103 mm3
2.轴的直径
d≥= （10）
式中取A0=105 mm3
轴传递的功率 p=4 kw,
轴的转速 n=720r/min
∴d≥=22.28 mm
对于直径d≤100 mm的轴,有一个键槽时,轴径增大5%~7%,为将轴径圆整为标准直径, d= mm, L=60 mm 。
下面为轴的校核计算,

图6 轴的强度校核
Fig 6 Check the strength of shaft
总弯矩 M==474 N .m
校核轴的强度,按第三强度理论计算应力
（11）
对于直径为d的圆轴,弯曲应力σ=M/w,
扭转切应力
τ=T/wT=T/2w （12）
其中,w (mm3) 为轴的抗弯截面系数,
W=

式中 b=6,t=4,d=28 mm
则轴的弯矩合成强度条件为:
/1842.89=50 Mpa
[σ-1]对称循环应变力时，轴的许用弯曲应力经查表得
[σ-1]=60 Mpa
∴σca<[σ-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 d1=71 mm，
大带轮的基准直径 d2=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=n1/n4 =3，
初定中心距 a0
1.5(d1+d2)< a0<5(d1+d2)，
则579< a0<1930 ,取a0860mm，
相应的带长，
Ld0=2a0+(d1+d2)+=2350.83
根据Ld0 由表选取Ld=2500mm，
实际中心距 aao+=936mm;
小带轮的包角
=180°-=159.416>150°
3.7 键的计算校核
3.7.1 键的校核计算
键的截面尺寸b×h由轴的直径d由标准中选定。
I轴 ：根据d=22mm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，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
σp=2T×103/(kld) ≤[σp ] （13）
T 传递的转矩为 T=9.126×104 N· mm
K 键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h=0.5×6=3 mm
L 键的工作长度，圆头平键l=L-b=56-6=50mm
d 轴的直径 d=22 mm
[σp] 许用挤压应力
查表取 [σp ] =100～120 Mpa, 取 [σp]=110 Mpa
将数值代入公式
σp=2×9.126×10×103/(3×56×22)=55.309Mpa≤[σp]=110 Mpa
符合标准。
故，键的标记为： 键6×6 .
3.7.2 键的选择
（1）Ⅰ轴上的键
轴径 d=22 mm ,
b×h=6×6 ,
键长 L=56 mm ;
（2）Ⅱ轴上的键
轴径 d=28 mm ,
b×h=8×7 ,
键长 L=140 mm ;
（3）芯轴上的键Ⅰ,
轴径 d=35 mm ,
b×h=10×8 ,
键长 L=180 mm ;.
（4）芯轴上的键Ⅱ,
轴径 d=35 mm ,
b×h=10×8 ,
键长 L=450 mm .
3.8 轴承的设计
3.8.1 轴承寿命
Lh=106/(60n)(c/p)ε （14）
对于滚子轴承，ε10/3,我们计算I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 Fa/Fr=1284.3/2966=0.431284.3)=3559.2 N
代入上述公式（15）中，C=15193.5 N,
按照设计手册选择C，选C=20500 N
3.8.2 验算轴承寿命
Lh==13557.7 h >Lh′ （17）
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17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 dd=330mm ,
带轮宽B=(Z-1)e+2f=30.3 mm,
槽间距e=120.3 ，取e=12.3 mm .
第一对称面至端面的距离 f=81 ,取f=9.15 mm ,
基准线上槽深 ha=2.0 mm ,
外径 da=dd+2ha=334 mm ,
最小轮缘厚 =5.5 mm ,取=10 mm .
基准下槽深 hf=9.0 mm , 轮槽角φ=38° .
基准宽度 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 .
4.5 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，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