机械毕业设计1101螺旋式榨油机设计与校核说明书

1、精选优质文档-倾情为你奉上目 录目录1摘要 3第1章 前言 41.1选题的背景、目的和意义 41.2螺旋榨油机的工作原理 41.3 榨油的工艺流程 41.4设计榨油机的程序 51.4.1 计划阶段 51.4.2 方案设计阶段 51.4.3 技术设计阶段 6第2章 螺旋榨油机的设计计算 72.1 电动机的选取 72.2 螺旋榨油机主要参数的确定 72.2.1 榨膛的容积比 72.2.2 进料端榨膛容积比Vj的计算 82.2.3 功率消耗 82.2.4 榨堂压力 82.3 榨螺轴的设计计算 82.3.1 榨螺轴尺寸表 92.3.2 榨螺齿型 92.3.3 榨螺材料 102.4 轴和啮合齿轮的计算

2、102.4.1 齿轮的选用 102.4.2 确定小齿轮的齿型参数 142.5 轴的计算校核 152.5.1 选材及表面预处理 152.5.2 轴的强度计算和校核 162.6带轮的设计计算 172.7 键的选择设计 202.7.1 键的选择 202.7.2 键的校核计算 202.8 轴承的设计 212.8.1 轴承寿命 212.8.2 验算轴承寿命 21第3章 螺旋榨油机的结构设计 213.1 榨螺轴的设计 223.2 榨笼的构造 223.3 齿轮箱的构造及入料器的构造 223.4 带轮的结构设计 223.5 调节装置的设计 233.6 键的选择 233.6.1 轴上的键 233.6.2 轴上的

3、键 243.6.3 芯轴上的键 243.6.4 芯轴上的键 243.7 滚动轴承的选择 243.7.1 轴上的轴承的选择 243.7.2 轴和轴的轴承 253.8 榨螺轴与齿轮轴的联接设计25第 4 章 结束语 26参考文献 27摘 要本论文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。榨螺部分主要有榨螺轴和榨螺（共3节）调饼头锁紧螺母和调节螺栓等组成榨螺的设

4、计应满足榨螺间的装配要求榨螺间装配必须严密用锁紧螺母将其夹紧防止油饼渗入榨螺孔内，影响榨螺的顺利拆卸榨笼的榨膛由两部分组成前段由榨条组成，后段落由榨圈组成变速箱的设计应注意互相间的配合关系，传动比及扭矩是否满足工作条件等本机适用于榨取菜籽、花生仁、芝麻、棉籽仁、大豆、椰子、茶籽、葵花籽等植物油脂。（根据用户需要，可更换榨螺，用于榨取米糠等含油的油料。）关键词： 榨油机；花键轴；联轴器；榨笼；变速箱；Abstract This thesis is the design of the overall structure of screw press. Including press parts,

5、transmission parts, chassis parts, oil installations and the structural design of feed and so on. Including the input of the motor power / speed option. Belt and pulleys of the selection and design. Transmission in gear design, shaft design, bearings, keys, options and related coupling calculation,

6、check. Pressing screw pressing cage design. Pressing of which is the oil press screw and pressing cage main working parts. Pressing screw part of the main screw pressing and pressing bolt (of three). Transfer cake first. Lock nut and adjustment bolts etc. Pressing bolts should be designed to meet th

7、e pressing bolt assembly between the requirements. Squeezed between the assembly must be tight spiral. With a lock nut to clamp. Pressing screw to prevent infiltration of oil cake, the impact of the successful demolition of pressing bolts. Squeeze cage squeeze chamber composed of two parts. Formed b

8、y the preceding article pressing, pressing circle formed by the following paragraph. Transmission should be designed with attention to mutual relations between the transmission ratio and torque meets the working conditions. This machine is suitable for the extraction of rapeseed, peanut, sesame, cot

9、ton seeds, soybean, coconut, tea seeds, sunflower seeds and other plant oils. (According to user needs, pressing worms can be replaced, for the extraction of rice bran oil and other oil-bearing.) Keywords: oil press; spline shaft; coupling; pressing cage; transmission; 第1章 前言1.1选题的背景、目的及意义随着我国人民生活水平

10、不断提高，尤其是人民收入的增加，食用油需用量将会不断增加。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。我国农村是个大市场，在油脂加工设备方面，目前适应于广大农村的油料加工机械应当是中小型的较为适用。因此，螺旋榨油机即为此而设计的。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，残渣压榨成片状饼，从出口端排出。1.2 螺旋榨油机的工作原理螺旋榨油机的工作原理概括为：

11、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。1.3榨油的工艺流程油料在进入油机前，需要过一系列的预处理，现以大豆为例，大

12、豆的预处理为工序为：大豆清选破碎（分离）（粗轧）软化轧胚蒸炒压榨毛油（豆饼）1.4 设计榨油机的程序一部机器的质量基本上决定于设计质量。制造过程对机器质量所起的作用，本质上就在于实现设计时所规定的质量。因此，机器的设计阶段是决定机器好坏的关键。1.4.1计划阶段在根据生产或生活的需要提出所要设计的新机器后，计划阶段只是一个预备阶段。此时，对所要设计的机器仅有一个模糊的概念。本设计是毕业设计，考虑到时间有限，难度不能太大。于是在寒假开始，做了较多的社会调查，使毕业设计尽量结合社会需求，与生产实际相结合。最后选螺旋式榨油机。1.4.2 方案设计阶段方案设计阶段对设计能否很好的完成起着关键作用。在这

13、一阶段中曾选择过多个方案，并分别进行了分析。机械取油设备有多种，其工作原理也不尽相同。如静压式，搅拌挤压式，偏心回转挤压式，离心挤压分离式等。经过分析，上述机械取油设备都较为复杂，工作量较大，在毕业设计规定的时间内难于完成。经过比较，在老师的指导下，最后选择了螺旋式榨油机，该机器相对简单一些，又适合我国农村广大市场的需要。因此，选择该方案既接近我们的水平，也符合社会需要。一般来说，机器较为简单的话，可靠性也相对好一些。相反，机器越复杂，保证可靠性的难度就越大。本方案主要结合本专业三年来学习的课程，综合运用学习过的知识和技能，学习解决实际问题。1.4.3 技术设计阶段方案设计阶段结束后，进入技术

14、设计阶段，技术设计阶段的工作如下： 机器的运动学设计根据确定的结构方案，确定原动机的参数（功率、转速、线速度等）。然后，做运动学的计算，从而确定各运动构件的运动参数（转速、速度等）。 机器的动力学计算结合零部件的结构及运动参数，初步计算各主要零件所受载荷的大小及特性。 零部件的工作能力设计已知主要零部件所受的公称载荷的大小和特性，即可做零部件的初步设计。设计所依据的工作能力准则，需参照零部件的一般失效情况、工作特性、环境条件等合理地拟定，本设计对主要零件的强度和轴承寿命等进行了计算。通过计算决定零部件的基本尺寸。 部件装配草图及总装配草图的设计本阶段的主要目标是设计出部件装配图及总装配草图。再

15、由装配图对所有零件的外形及尺寸进行结构化设计。在此步骤中，需要协调各零部件的结构及尺寸，全面地考虑所设计的零部件的结构工艺性，使全部零件有最好的构形。 主要零件的校核在绘制部件装配草图及总装配草图以后，所有零件的结构及尺寸均为已知，在此条件下，再对一些重要的零件进行精确的校核计算，并修改零件的结构及尺寸，直到满意为止。按最后定型的零件工作图上的结构及尺寸，绘制部件装配图及总装配图。第2章螺旋榨油机的设计计算2.1 电动机的选取本设计适于大豆、菜籽等多种油料作物，对象是中、小型油厂，因此选取的电机功率不高。电机型号 YL-112M-7 额定功率 7.5KW ;额定电流=8.8A ; 额定转速 =

16、1440 r/min ;效率 =84 % ;功率因数 cosø=0.82 ;Tmax/TN =（最大转矩）/（额定转矩） = 2.3 ； Tmin/TN =1.5 ; 总传动比 í=6.98 2.2 螺旋榨油机主要参数的确定2.2.1 榨膛容积比 ch （2.1）查设计手册得坯实际压缩比P=2.39 ; 实际压缩比n=3.25本设计的螺旋榨油机对象是大豆，其总压缩比7.514 ,取142.2.2 进料端榨膛容积Vj的计算根据设计能力等参数，可按下式计算：Vj=QBm/60KfKnrmn (2.2)将数据代入公式3.2得： Vj=(300kg/h×0.9×

17、1000)/(60×0.6×0.7×0.7×60r/min)=255.102 cm³因此VJ=255.102 ³出坯率m=0.9 ; 料坯充满系数Kf=0.6 ;系 数Kn=0.7; 入榨料坯容重rm=0.7/³ ;出口端榨膛容积Vch ,由公式2.1 VJ/Vch 推出 Vch= VJ/=18.22 cm³2.2.3 功率消耗在食品加工机械中，对于中小型机器r=57 kw ;取 r=6kw 2.2.4榨膛压力P=(2471·ß·n5.5)/e0.022w (kPa) （2.3）将数据

18、代入公式2.3得：P=(2471×0.00085×3.255.5)/e0. 022×3.5=1372.94 kPa2.3 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2.2，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 2.2 榨螺轴2.3.1 连续型榨螺轴尺寸如下表所示：表2.3.1 榨螺轴

19、尺寸表榨螺号1234567节长1201108030454545导程42423631.531.5螺旋外径70707070707070螺旋内径505050/6769.2/6759/64.364.3/69.669.6/76.6齿顶宽/齿根宽6/166/166/168/9.911.7/13.6 2.3.2 榨螺齿形锥形根圆榨螺榨螺齿形尺寸30°=1545°,最大为90°<10°榨螺最小壁厚=(D0-d)/2=620 mm,取6 mm . 图2.3 3号榨螺2.3.3 榨螺材料榨螺用20Cr气体渗碳（渗碳层厚度为1.52mm）,淬火、回火处理后，表面硬度为H

20、RC5862 。2.4 轴和轴啮合齿轮的计算2.4.1 齿轮的选用选用直齿圆柱齿轮传动，级精度。已知输入功率P1=7 kw ； 小齿轮转速n1=418.6 r/min ； 齿数比u=i1=2.25 条件：带式输送机，工作平稳，转向不变。1、材料选择轴上的小齿轮材料为45#，硬度为217255HBS,取硬度为240HBS，啮合的中齿轮材料为QT500-5(调质)，硬度（147241）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Z=303、按齿面接触强度设计. 确定公式 d1t2.32 （2.4）公式2.4内的各计

21、算数值. 试选载荷系数：K1=1.3. 计算小齿轮传递的转距：T1 =95.5×105P1/n1 =95.5×105×7/418.6=6.126×104 N·mm. 齿宽系数d=1. 由表查得材料的弹性影响系数ZE=181.4 Mpa1/2. 由图册按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim1= 650 MPa大齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim2= 550 Mpa. 由公式计算应力循环次数N1 = 60 n1jLh = 60×418.6×1×( 2×8×300×10) = 1.

22、2×109N2 =0.53×109. 接触疲劳系数 KHN1=0.9 ，KHN2=0.87. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，H1 =KHN1·Hlim1/s =0.9×650 = 585 MpaH2 =0.87×550 = 478.5 Mpa. 计算. 试算小齿轮分度圆直径 d1t , 代入H中较小的值 d1t2.32 （2.5）经计算得 d1t=67.499 mm . 计算圆周速度V =d1tn1/(60×1000) = 3.14×67.499×418.6/(60×1000

23、) =1.479 m/s.计算齿宽b = d·d1t = 1×67.499 = 67.499 mm. 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 mmb/h = 5.778. 载荷系数根据v=1.479 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：KH=KF=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KH =1.

24、12+0.18(1+0.6d2) d2 + 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, KH=1.424 查得 KF=1.52 ; 故载荷系数为:K=KAKVKHKH =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2.7d1 = d1t = 67.499× （2.6）得 d1 = 75.85 mm4、按齿根弯曲强度设计m （2.7）. 确定公式内的各计算数值. 由图

25、册查小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=560 Mpa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=440 Mpa. 由图册查得弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.85 , KFN2 =0.88. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4F1= MpaF2= Mpa. 计算载荷系数K=KAKVKFKF=1×1.08×1.2×1.52=1.97. 查取齿形系数YFa1=3.13 YFa2=2.52. 应力校正系数：YSa1=1.48 YSa2=1.625. 计算大小齿轮的并加以比较：1=0.013622=0.01480 大齿轮的数值大。. 设计计算由公式2.7得：m=3.0

26、9 mm对比计算结果，考虑到该齿轮传动为开式传动，主要失效形式为轮齿磨损和折断，故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=595、几何尺寸计算. 计算分度圆直径d1=z1m=26×3=78 mmd2=z2m=59×3=177 mm. 计算中心距a=(d1+d2)/2=127.5 mm. 齿轮宽度b=dd1=1×78=78 mm取 B2

27、=80 mm , B1=85 mm6、验算Ft=2T1/d1=2×6.126×104/78=2340.77 NKAFt/b=1×2340.77/78=30 N/mm <100 N/mm.所以，符合前面的KAFt/b <100 N/mm的假设该齿轮设计符合要求。2.4.2 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 mmd2=mz2=3×59=177 mm 齿顶高haha=ha*m=1×3=3 mm 齿根高 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×3=3.75

28、 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 mmda2=d2±2ha=(z2±2ha*)m=177±2×3=183 mm 齿根圆直径 df1 =d12hf=(z12ha*2c*)m=(262×12×0.25)×3=70.5 mmdf2=d2±2hf=(z2±2ha*±c*)m=169.5 mm 基圆直径 db1=d1Cos=78×Cos20o=73.296 m

29、mdb2=d2Cos=177×Cos20o=166.326mm 齿距p=m=3=9.42 mm 齿厚s=m/2=3/2=4.7 mm 齿槽宽e=m/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=0.752.5 轴的计算校核2.5.1 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: 使淬硬层耐磨.3.工作条件: 淬硬层深度 0.51.5 mm.2.5.2

30、轴的强度计算和校核1.轴肩高度 a=(0.070.1)d (d为轴的直径,轴环宽度b=1.4a)(1)按扭转强度初定轴径T=T/wT=9.55×106p/( 0.2nd3 )T （2.8）其中 T 为扭转切应力,单位是 Mpa.轴45#钢 T=2545 Mpa A0=126103 mm32.轴的直径 d= （2.9） 式中取A0=105 mm3轴传递的功率 p=4 kw,轴的转速 n=418.6 r/mind=22.28 mm对于直径d100 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=60 mm, L=60 mm,( L长系列60 mm,短系列42 mm

31、) 。 (2)按弯扭合成校核合成弯矩 M=474 Nm校核轴的强度,按第三强度理论计算应力 （2.10）对于直径为d的圆轴,弯曲应力=M/w,扭转切应力 =T/wT=T/2w （2.11）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-1对称循环应变力时，轴的许用弯曲应力经查表得-1=60 Mpaca<-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

32、上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。通常取在轴承宽度中间处。2.6 带传动的设计计算平型带轮的设计小带轮的基准直径 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。带宽b=50 mm ,带轮宽 B=63 mm 求带速 d1=(60×1000×v)/(×n1) V=1.56m/s 其中n1=418.6r/min ,d1=71mm ; i=n1/n2 <imax ,查设计手册得i=3 ，则n2=139.53r/min ;带厚=1.2×n ,查设计手册得 n=3 ,则=3.

33、6mm .初定中心距 a0 1.5(d1+d2)< a0<5(d1+d2) ，则579< a0<1930 ,取a0=860mm 环型带的节线长度L0P=2a0+(d1+d2)+=2350.83 ;由设计手册查得 环型带内周长度Li=LP- 实际中心距 aao+=946 mm ;小带轮的包角=180°-=159.416>150°三角胶带的设计1.计算功率PcPc=KwPP=7Kw,Kw=1.1,n=1440r/min故Pc=7.7 Kw2.选择标准三角胶带型号根据三角胶带选型图查得,型号为B3.小带轮直径D1=140mm传动比:i=n1/n2n2

34、=140r/min,i=3n1=420r/minD2=n2iD2=480mm4.验算速度v=D1n1/60000v=10.5m/sB型胶带最大允许范围为25m/s,v=10.5m/s,故,符合要求.5.计算中心距和胶带极限长度Lp初定中心距0.7(D1+D2)<a0<2(D1+D2)434<a0<1240a0=800mmL0=2a0+/2(D1+D2)+(D2-D1)2/4a0L0=2609mmLp=2530mm实际中心距a=a0+(Lp-Lo)/2a=760mmamin=a-0.015Lpamin=722mmamax=a+0.03Lpamax=836mm6.核算小带轮

35、包角=180°-(D2-D1)/a57.3°=154.4°>120°合格7.胶带根数P0=3.78Z=P0/(P0+P0)KKlKqK=0.92, Kl=1.03,Kq=0.8Z=1.95所以Z=22.7 键的选择设计 2.7.1 键的选择键的截面尺寸b×h由轴的直径d由标准中选定。键的长度L一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度。I轴 ：d=30 mm 处选用普通平键键宽b×键高h b×h =8×7 . 键L , L1=25mm,L2=56mm,轴深度 t=4.0 mm2.7.2 键的校核计算

36、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p=2T×103/(kld) p （2.12）T传递的转矩为 T=9.126×104 N· mmK键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h=0.5×6=3 mml键的工作长度，圆头平键l=L-b=56-8=48mmd轴的直径 d=30mmp 许用挤压应力 p =100120 Mpa, 查表取 p=110 Mpa将数值代入公式 p=2×9.126×10×103/(3×56×22)=55.309Mpap=110 Mpa 符合标准。挤压强度够了，剪切强度也够了

37、。故，键的标记为： 键8×56 .2.8 轴承的设计2.8.1 轴承寿命 Lh=106/(60n)(c/p) （2.13）对于滚子轴承，=10/3,我们计算I轴的滚动轴承为圆锥滚子轴承32306。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=0.43<e因此查表得，径基本额定动载荷 C= P （2.14）计算当量动载荷p p=(X Fr+Y Fa) （2.15）fp向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y，分别为X=1 ,Y=0载荷系数fp由表查得 fp=1.01.2 取fp=1.2.则 p=1.2

38、15;(1×2966+0×1284.3)=3559.2 N，C=15193.5 N,按照设计手册选择C，选C=32000 N符合设计要求。2.8.2 验算轴承寿命Lh=13557.7 h >Lh=5000h （2.16）故所选轴承为圆锥滚子轴承32306 ,满足寿命要求 。第3章 螺旋榨油机的结构设计3.1 榨螺轴的设计榨螺轴是由芯轴，榨轴，出渣梢头，锁紧螺母，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，必须拧紧锁紧螺母，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# .3.2 榨笼的构造榨笼是由上下榨笼内装有条

39、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。3.3 齿轮箱的构造及入料器的构造齿轮箱是由齿箱盖，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，从油标处看油面高度。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。3.4 带轮的结构设计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.

40、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=38° .基准宽度 bd=8.5 mm .d1=(1.82)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=(1.52)d=30.3 mm .3.5 调节装置的设计调节装置的主要目的是调节出渣

41、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。3.6 键的选择键是一种标准零件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定，以传递转矩，有的还能实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动的导向。3.6.1 轴上的键 轴径 d=22 mm , b×h=8×7 ,L=180 mm ,轴径 d=2

42、8mm处的为普通平键，公称尺寸 b×h=8×7 ,键长 L=70 mm ;3.6.2 轴上的键 轴径 d=28 mm , b×h=8×7 , 键长 L=140 mm ;3.6.3 芯轴上的键, 轴径 d=35 mm , b×h=10×8 , 键长 L=180 mm ;轴的深度 t=5.0 mm .3.6.4 芯轴上的键, 轴径 d=35 mm , b×h=10×8 , 键长 L=450 mm .3.7 滚动轴承的选择3.7.1 轴上的轴承的选择轴上的大齿轮 B=95 mm ,B200 , d=35 mm ,内径 D=35 mm ,D1=1.8D=63 , 轮毂厚t ,t=14 mm ,L=(1.21.5)D=52.5 mm