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性塑料——短纤维粒料和长纤维粒料
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[双螺杆挤出机]双螺杆挤出机 双螺杆挤出机
湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）第1章绪论1.1 塑料挤出概述当今世界四大材料体系（木材、硅酸盐、金属和聚合物）中，聚合物和金 属是应用最广泛和最重要的两种材料。据统计，在塑料制品成型加工中，挤出 成型制品的产量大约占整个塑料制品产量的 50%以上。其中不仅包括板、管、 膜、丝、和型材等制品的直接成型，还包括热成型、中空吹塑等坯料的挤出加 工。除此之外，在填充、共混、改性等复合材料和聚合物合金生产过程中，螺 杆挤出很大程度上取代了密炼、开炼等常规工艺。挤出机几乎成为任何一个塑 料有关公司或研究所最基本的装备之一。 挤出成型有如此发展趋势主要原因为：螺杆挤出机能将一系列化工基本单 元过程，如固体输送、增压、熔融、排气、脱湿、熔体输送和泵出等物理过程 集中在挤出机内的螺杆上来进行。近年来，挤出工程的创新表现，更多的过程， 如发泡、胶联、接枝、嵌段、调节相对分子质量甚至聚合反应等化学加工过程 都愈来愈多地在螺杆挤出机上进行。螺杆挤出工艺装备有较高的生产率和较低 的能耗，减少生产面积和操作人员数量，降低生产成本，也易于实现生产自动 化，创造好的劳动条件和减少少的环境污染。螺杆挤出这种工艺不仅广泛地用 于聚合物加工，而且在建材、食品、纺织、军工、和造纸等工业部门中都得到 了愈来愈多的应用。 双螺杆挤出机与单螺杆挤出机相比，能使熔体得到更加充分的混合，应用 更广。1.2 塑料挤出成型设备的组成一套完整的挤出设备由主机、辅机及控制系统组成。 挤出机是塑料挤出成型的主要设备，即主机。由挤压系统、传动系统及加 热冷却系统和主机控制系统组成。 （1） 挤压系统 （2） 传动系统 转速和扭矩。 （3） 加热冷却系统 由温控设备组成。作用是通过对机筒进行加热和冷却， 由机筒、螺杆和料斗组成，是挤出机的核心工作部分。 由电机、调速装置和传动装置组成。作用是给螺杆提供所需以保证挤出系统成型在工艺要求的温度范围内进行。 （4） 控制系统 主要由仪表、电器及执行机构组成。作用是调节控制机筒温度、机头压力和螺杆转速。1湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）挤出机需配置相应的辅助机械设备才能实现挤出成型。 根据制品的种类确 定辅助设备的组成。通常包括：机头、冷却系统、定量给料系统、电气控制系 统、真空排气系统等。 控制系统由各种电器、仪表及执行机构组成。根据自动化水平的高低，可 控制挤出机、辅机的拖动电机及其他各种执行机构按所需的速度、功率和轨迹 运行监控主辅机的流量、温度及压力，最终实现对整个挤出成型设备的自动控 制和对产品质量的控制。1.3 挤出机的分类1.3.1 分类方法随着挤出机的广泛应用和不断的发展，出现了各种类型的挤出机，其分类方法 各异，主要有以下几种： 按装置位置分为立式挤出机和卧式挤出机。 按可否排气分为排气挤出机和非排气挤出机。 按螺杆转速分为普通挤出机、高速挤出机和超高速挤出机 按螺杆数目的多少和结构分为无螺杆挤出机、单螺杆挤出机、双螺杆挤出机、 多螺杆挤出机。 按用途可分为配混造粒挤出机和生产制品用挤出机。1.3.2 各挤出机的结构特点及用途（1）单螺杆挤出机 单螺杆挤出机，造价低、易操作，但塑料混合、分散和均化效果差，滞留时间 长且分布广，物料温差较大（指同一断面处）和难以吃粉料。因此，它只适用于一 般性造粒和塑料制品的加工。 （2）同向双螺杆挤出机 双螺杆挤出机的特征是两根相互平行的组合式螺杆装在具有 8 字形孔的机筒 内。如果两根螺杆旋转方向相同，称为同向型双螺杆挤出机。根据两根螺杆的啮合 型式不同，可分为啮合型和非啮合型两种，常用的为啮合型。 选用双螺杆挤出机的优越性： ① 生产能力大，根据理论计算，在同螺杆直径下，双螺杆挤出机生产量能达 到单螺杆挤出机的 4 倍（实测为 2~4 倍） 。 ② 能耗低，双螺杆挤出机的单位能耗仅约为单螺杆挤出机的 1/3~1/2 左右。2湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）③ 产品质量好，由于双螺杆挤出机的塑化、混炼性能好，在保证产品强度的 条件下，原材料的消耗量下降约 1/4~1/5。 双螺杆挤出机在欧美国家中应用的比例： 管材 造粒 平膜片材 100% 100% 90% 板材 异型材 发泡材 90% 80% 60%~70%同向双螺杆挤出机的显著特点是高效能和多功能。高效能集中于高混炼、高扭 矩、低能耗，特别适合工程塑料的共混改性、填充、增韧、增强。多功能表现为螺 杆的多种功能的组合，组成不同功能的螺杆形式，以适应不同塑料、树脂的挤出， 特别是高性能对树脂和塑料合金的加工。 （3）异向双螺杆挤出机 异向双螺杆挤出机的显著特点是：物料的输送能力和挤出能力比同向双螺杆挤 出机的强，在同螺杆直径下，挤出量比同向挤出机一般高 1 倍左右，物料在机筒内 的滞留时间比同向机要短，并且剪切发热小，温差小，物料温度分布十分均匀，物 料分散充分。 （4） 锥形双螺杆挤出机 （5）多螺杆挤出机 双螺杆是异向啮合。我国已开发出四螺杆反应混炼机。它综合了捏合机、螺杆挤出机、缩聚反应器、混炼机、研磨机的特点。1.4 设计类型的确定现在在工业生产中复合塑料的应用范围很广，本次设计的挤出机要可以对塑料 混合、改性，主要用于生产以聚氯乙烯（PVC）为主料的复合塑料。 由于同向双螺杆挤出机具有分布混合及分散混合良好、自洁作用较强、可实现 高速运转、产量高等特点，特别适用于聚合物的改性，如共混、填料、增强及反应 挤出。并且本次设计的挤出机主要用于复合塑料挤出，因此应设计同向啮合双螺杆 挤出机。3湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）第2章同向啮合双螺杆挤出机2.1 同向啮合双螺杆挤出机工作原理及其特性同向啮合双螺杆挤出机与单螺杆挤出机一样，承担输送、塑化、混合和混炼聚 合物的工作，但在工作上与单螺杆挤出机有许多不同点。 同向啮合双螺杆挤出机表现为物料的正位移输送特性。所谓正位移输送特性是 这移动的外部表面物质置换了系统中的部分液体的输送方式。啮合同向双螺杆挤出 机必须纵向开放，否则螺杆会因为发生干涉而不能正常啮合。意味着螺槽的宽度一 定要大于螺棱的宽度，在纵向留下一定的输送物料的通道。纵向开放程度越大，正 位移输送能力损失也越多，此时摩擦拖曳和粘性拖曳所起的作用越大。但是无论开 放程度多大，物料沿螺槽流动时在螺棱出仍然受阻而改变方向，因此具有一定的正 位移输送能力。 由于螺槽纵向开放，由加料口到机头，两螺杆间有一通道，当物料由加料口加 到一根螺杆上后，物料在摩擦拖曳作用下沿着这跟螺杆的螺槽向前输送物料至下方 的楔形区，在这里物料会受到一定的压缩。因螺棱比螺宽窄，那么另一根螺杆的螺 棱不会把物料向前输送的道路堵死。两根螺杆在楔形区有大小相等、方向相反的速 度梯度，因此物料不会进入啮合区绕同一根螺杆继续前进而被另一螺杆托起，在挤 出机机筒表面的摩擦拖曳下沿另一根螺杆的螺槽向前输送。2.2同向啮合双螺杆挤出机的主要技术参数和规格螺杆直径 螺杆直径： 即螺杆的外径， 它是挤出机的重要参数， 一般用 D 表示， 单位为 mm， 它表征挤出机挤出量的大小。 在设计或选用挤出机前，一般挤出机生产能力及转速已经确定，螺杆直径的选 取主要是根据挤出机的产量来确定设计参数：生产以聚氯乙烯（PVC）为主料的复 合塑料，最大产量为 200Kg/h，最高转速为 260r/min。 根据我国同向双螺杆挤出机基本参数表(JB/T 5420-91)和螺杆直径系列标准， 取螺杆公称直径:D=72mm。 螺杆中心距公称尺寸 双螺杆中心距公称尺寸。 指平行布置两螺杆中心的距离，用 a 表示，单位为 mm。根据螺杆直径、螺杆计量段螺纹槽深度和计量段啮合程度确定。4湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）螺杆长径比 螺杆长径比。 （L/D）来表示，即螺杆有效螺纹部分长度 L 与螺杆外径 D 之比， 它可以表征螺杆的塑化能力和塑化质量，用（L/D）来表示，如下图 2.1 所示：图 2.1 螺杆示意图 现代塑料挤出工业螺杆长径比较早期螺杆大，国内应用较多的长径比一般范围 是 20~25，多采用 25，最长可达 40 乃至更高。螺杆长径比的增加有如下好处： （1） 螺杆加压充分，能提高塑料制品的物理机械性能。 （2）提高塑化质量，制品外观质 量好。 （3）有利于类似于 PVC 粉料挤管的成型。 （4）螺杆特性曲线斜率小，挤出量稳定，挤出量可以提高 20%~40%。但螺杆长径比 与很多因素有关，因此可以根据加工条件和实际需要再由试验确定，还可以由统计 类比的方法来确定。国产同向旋转挤出机的主要技术参数表(JB/T 5420-91)显示生 产能力为 300kg/h 的螺杆挤出机螺杆长径比 L/D=28~32，取 螺杆转速要求及范围 螺杆转速范围：用 n max （最高转速）~ nmin （最低转速）表示，其单位是 r/min。 对挤出机速度要求有两方面，既能实现无级调速又要有一定的调速范围。要求 实现无级调速的目的是容易控制挤出质量并与辅机的一致配合；要求有一定的调速 范围的目的是为了适应多种加工物料及满足多种工艺要求。在实际生产中，因挤出 机开始工作时， 机头压力容易出现超常值， 所以螺杆转速应缓慢增至工作要求速度； 当螺杆运转平稳后，由于加工的原料、制品及生产能力不同要求，要保证质量提高 产量，除控制温度、压力等条件外，主要是靠改变螺杆转速进行控制调节。因此， 要求螺杆转速在一定范围内可调。多数挤出机的调速范围在 1：6，对通用性大的小 规格挤出机调速范围可达到 1： 根据经验， 10， 确定螺杆转速范围为： n=50~260r/min 挤出机功率的确定 驱动电机功率.用 P 表示，单位为千瓦（KW） 。它表征挤出机的驱动能力。挤出 机螺杆消耗的功率所涉及的因素是多方面的。双螺杆挤出机功率的确定通常是根据5L/D=30。湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）经验选取，根据我国同向双螺杆挤出机基本参数表(JB/T 5420-91)选取挤出机主电 机功率:P=55KW. 挤出机加热功率的确定 挤出机加热功率是指机筒加热功率：用 H 表示，单位为千瓦（KW）它表示了挤 出机的加热能力。 通常情况下按机筒的内表面积计算加热功率： 1 (πD + 2a ) ? D ? ( L / D) ? A H= 1000 1 = × (π × 72 + 2 × 60) × 72 × 30 × 5.5 × 10 ? 2 =41.1KW 1000 式中 H――机筒加热功率，单位为 KW； D0 ――机筒内直径，单位为 mm； A――单位面积的加热功率，W/ mm 2 。 A 值根据各种塑料性能靠经验选定，取 A=5.5× 10 ?2 W/ mm 2 。6湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）第3章同向啮合双螺杆挤出机主要零部件的设计同向啮合双螺杆挤出机主要零部件包括螺杆、机筒、分流板、过滤网、料斗及 料斗传输螺杆、电机、减速器等装置。3.1主螺杆的设计螺杆是挤出机的核心部分，是输送、塑化塑料的最重要部件。其结构性能将直接影响挤出机的生产率、塑化混合质量和能量消耗。 由于聚氯乙烯（PVC）为非结晶型高聚物，它从玻璃化温度到粘流温度的温度 范围较大，其熔融过程是在一个比较长的距离后才能全部熔融，出于制造成本和胶 料的均匀混炼和塑化考虑，采用渐变型普通螺杆，螺纹断面形状为矩形。3.1.1 螺杆的基本尺寸初步确定螺杆的螺纹长度为：L=30D=30×72=2160mm 根据实践经验，螺杆三段长度的分配如表 3.1。 表 3.1 塑料类型 非结晶型 塑料 结晶型塑 料 长度分配比例表 加料段 L1 压缩段 L2 计量段 L310%~25% 全 55%~65% 全 22%~25% 全 长 长 长 60%~65% 全 1~2 螺距 25%~35% 全 长 长所以：加料段 L1 =（10%~25%）L，取 L1 =0.15L=0.12×mm 压缩段 L2 =（55%~65%）L，取 L2 =0.6L=0.65×mm 计量段 L3 =（22%~25%）L，取 L3 =0.25L=0.23×mm 螺杆压缩比。 因压缩比的确定非常复杂， 目前国内根据经验选取。 对塑料而言， 螺杆几何压缩比大多数为 2~5,根据常用塑料螺杆的几何压缩比表，选取螺杆压缩 比：ε=3 为了加工方便，等距螺杆取 S=D 螺距 S： 螺纹头数： S=D=72mm i=17湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）螺纹升角 φ ： φ =arctanS 72 × 10?3 =arctan = 17o 41' ?3 πD 3.14 × 72 × 10螺棱法向宽度 e：根据对紧密共轭齿廓的要求和齿轮传动啮合基本原理，考虑 到螺杆制造和安装方便，同时为了更好的对物料进行充分混合，把螺杆设计成接近 共轭型，取螺棱法向宽度为： e==30mm 螺棱轴向宽 b：b=e/Cosφ=30/Cos 17o 41' =12.6mm 螺槽法向宽 E：E=S×Cos φ －30=72×Cos 17o 41' －30=38.7mm 螺槽轴向宽 B：B=DDb=72D31.4=40.6mm 螺杆与机筒间隙δ=0.3mm3.1.2 螺杆材料的选择螺杆工作时不仅所受扭矩较大，而且是在高温、高压下工作。因螺杆要与机筒 配合工作，所以还要受到机械摩擦磨损、刮磨及塑料摩擦的作用，某些塑料还会有 较强的化学腐蚀作用。所以螺杆可能产生扭断、因磨损严重而与机筒间隙增大使产 量降低等失效形式。 根据以上螺杆的实际工况，要保证螺杆能正常工作，必须选择合适的材料。其 材料性能要求为：机械性能好，耐磨性能好，耐腐蚀性能好，加工性能好。由于 38CrMoA1 综合性能好且是挤出机螺杆应用最广泛的材料，因此选择 38CrMoA1 作为 螺杆的材料。3.1.3 螺杆设计计算到此已知螺杆参数为： 最高转速： nmax = 260r / min = 4.3r / s 最高产量：G=200Kg/h 螺杆直径：D=72mm 螺距 S： 长径比： S=72 mm L/D=30螺槽法向宽度：E=38.7mm 螺槽轴向宽度：B=40.6mm 螺棱法向宽度：e=30mm 螺棱轴向宽度：b=31.4mm 螺纹升角 φ ： φ = 17o 41'8湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）3 查表得:聚氯乙烯（PVC）的堆积密度为 ρ = 500kg / m固相密度ρ s = 1400kg / m 3 ρ m = 1200kg / m 3Tb = 190C o液相密度 熔池温度由于双螺杆挤出机的理论很不成熟，加之螺杆啮合部分容积相对于整个螺杆来 说很小，故可以把双螺杆看成两根单螺杆进行计算，然后做一定的因双螺杆啮合带 来数据校正。 （1）计算熔融速率。 为了保证稳定的挤出过程，熔体输出量、固体输送量和固体熔融量应该平衡。 即： GS = ?A = ρ m Q 式中GS ――固体输送量；? ――单位面积熔融速率； A ――固体粒料与机筒的接触面积；ρ m ――熔体密度；Q ――熔体输出量；取螺杆转速 4.3r / s 下塑料的输出量为：G=200Kg/hQ = G / ρ m = 4.63 × 10 ?5 m3 / s估算面积 A。由于螺杆啮合部分没有机筒对物料进行加热，但螺纹啮合处没有 机筒部分占整个机筒的比例较小，因此机筒的总面积约为 1.8 π DL ,其中螺槽占 56.3%，假设其中固体与熔体塑料各占一半，则固体总面积 A： A = 0.5π DL G 熔融速率： ? = =0.228 kg / s ? m2 0.5π DL （2）计算计量段螺槽深度。 应取 Qd 较小的值， 但为了达到较好的混合质量， 又不能取得过小。 综合上述原因， 取： i = 0.2 由 Q = Qd ? Q p 得： Qd = 1.25Q = 5.79 × 10 ?5 m3 / s 由于是双螺杆，则有： Qd = π DH 3 ( D ? b)n cos 2 φH3 = Qd = 1.574mm π D( D ? b)n cos 2 φ9为了保证螺杆的硬特性，避免压力波动引起过大的输出量波动， i =Qp取H 3 = 1.8mm湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）（3）验算计量段长度。 螺杆的剪切速率为： γ =?π DnH3= 540.1s ?1当温度为 190C o 时，由流变曲线得： η = 4100Pa ? s 有上文可知： Q p = 0.25Q = 1.16 × 10 ?5 m3 / s 令 ?P = P ，由式： Q p =1 ?P ( D ? b) H 33 cos φ sin φ 得： 12η L3L3 =3 ( D ? b) H 3 P cos φ sin φ = 94.7mm 12η Q p497mm &94.7mm合格（4）确定加料段螺槽深度。 根据常用塑料的几何压缩比表，取：ε=3 则加料段螺纹槽深度 h1 为： h1 = 0.5[ D ? D 2 ? 4 h3 ( D ? h3 )] =5.72mm ε 取 h1 =5.7mm 验算压缩比 ε =( D ? h1 )h1 =2.99 ( D ? h3 )h3正确（5）验算压缩段长度。 计算螺槽内固体粒料厚度减小的速率，即形成熔膜的速率 VZ 2 , VZ 2 = ??4 ρb = 4.56 ×10 m / s即固体粒料在压缩段中移动时，在每秒钟移动的距离上螺槽深度的减小量不能 超过 0.456mm .否则固体粒料来不及完全熔融而堵塞螺槽，引起产量波动。此时固 体粒料顺着螺槽的流动速率 VSZ ： VSZ = G = 0.4033m / s ρb H1 ( D ? b) cos φ VSZ ( H1 ? H 3 ) = 3449.3mm VZ 2则压缩段顺着螺槽展开的长度 LZ 2 : LS 2 =则压缩段的最小长度 L2 为: L2 = LS 2 sin φ =1032mm 由于 1404mm &1034mm （6）螺杆中心距的确定。 考虑到螺杆的安装和物料的混合均匀，又不至于螺杆产生干涉，取螺杆的中心 距 a:a= D ? h3 + 0.5 =70.7mm （6）归纳设计结果。10湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）加料段长度： L1 =259mm 加料段螺槽深度： h1 =5.7mm 压缩段长度： L2 =1404mm 计量段长度： L3 =497mm 计量段螺槽深度： H 3 = 1.8mm 螺槽轴向宽度：B=40.6mm 螺棱轴向宽度：b=31.4mm 螺杆中心距 a：a =70.7mm3.1.4 螺杆的强度校核与计算双螺杆挤出机中需要进行强度计算的主要零部件是螺杆和机筒。进行螺杆的强 度计算时，必须先确定原始数据。决定螺杆强度的原始数据包括：机头最大压力 P、 螺杆轴向力 FZ 及螺杆扭矩 M t 。 （1）机头压力的确定 机头压力可以用理论计算方法和实测方法得到。当螺杆转速增加到一定程度 时， 实际机头压力与转速的关系并不成正比， 在实际生产中常以试验测定机头压力。 根据实际生产中产量为 200 kg / h 的国产双螺杆挤出机的机头压力一般为P = 30 ~ 50 MPa ，取：P=40.0MPa（2）螺杆轴向力的确定 螺杆轴向力的大小受到物料物理性能、机头压力、螺棱构型、螺杆转速及机筒 温度等、因素的影响。螺杆轴向力可按下式计算：FZ = P1 + P2式中P1 ――物料作用在螺杆端面上的总压力，单位为 N； P1 =πD p /42式中p ― ― 螺 杆 端 部 的 物 料 压 力 ， 单 位 为 MPa ， 国 产 挤 出 机 一 般 取p =30~50MPa。P2 ――动载荷产生的附加压力的沿轴向的力的分量， P2 约为 P1 的1/8~1/4，即 P2 =（0.125~0.25） P1 ，取： P2 =0.2πD p /4 所以有： PZ = P + P2 = 1.2πD p /4 1 （3）螺杆冷却孔直径确定 由于聚合物在挤出过程中与金属接触面积中有一半在螺杆上，为了避免螺杆过 热需在挤出过程中对螺杆进行冷却。 取螺杆冷却水孔的直径： d 0 = 10mm1122湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）（3）螺杆强度的计算 螺杆与减速箱传动轴的连接有固定式和浮动式两种。无论是哪种连接方式在进 行强度计算时，都将螺杆视为一端固定的悬臂梁。螺杆主要受到物料压力 P，克服 M 物料阻力所需的扭矩 t 和螺杆自重 G 的作用。由于双螺杆的啮合角度很小，所以 计算时近似认为螺杆所受径向力 p r 大小相对方向相反，可以抵消。螺杆所受轴向力 为 p z 。由于螺杆轴向弯曲作用较小可忽略不计。螺杆自重 G 对螺杆产生横向弯曲作 用。因此，螺杆所受的综合受力作用为：螺杆轴向力、螺杆扭矩及螺杆自重产生的 压、扭、弯的力的组合。由于加料段螺杆的根径较小，承载能力最低，所以强度计 算以加料段的根径截面为强度计算、校核截面。 由轴向力产生的压应力 σ c ： σ c = 式中 1.2 pD 2 =69.5 MPa (d s2 ? d 02 )σ c ――轴向力产生的压应力，MPa；ds――螺杆的最小内径端面直径，mm；d 0 ――螺杆冷却水孔直径，mm.由扭矩产生的剪切应力τ： 1 N max 6 2 9.55 × 10 η Mt nmax τ= =35.8 MPa π 3 Ws 4 d s (1 ? C ) 16N max ――主电机的最大传递功率，KW; nmax ――螺杆的最高转速，r/min。η ――电动机传递效率，此时校核取 1；C―― d 0 / d ；τ ――螺杆的剪切应力，MPa； 由螺杆自重产生的弯曲应力 σ b ：Mb L2 ( D + d s ) 2 γ σb = ? = 0.1 3 = 0.24 MPa Wb π d 3 (1 ? C 4 ) d s (1 ? C 4 ) s 32 G L 2式中L――螺杆的有效长度，mm； 3 3 ρ ――螺杆材料密度， t / m ，钢取 7.85 t / m ； σ b ――由自重产生的弯曲应力，单位 MPa；螺杆的合成应力 σ r 合成应力用第三强度理论计算，其强度条件为： σ r = σ 2 + 4τ ≤ [σ p ]12湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）查表得的屈服极限： [σ p ] = 85 × 9.8 = 833MPa 有：σ r = (σ c + σ b ) 2 + 4τ =71.2MPa& σ p =833MPa[ ]由此可知，该螺杆在工作中是安全的。 由于是双螺杆啮合需要，使后续的配位齿轮难于安装，螺杆在无齿端的直径的 大小必然会大大降低，因此有必要计算螺杆无齿端的最小直径。 螺杆无齿端只受扭矩的作用。 查表的剪切疲劳极限 [σ ?1 ] =288 N / mm 2 1 N max 6 2 9.55 × 10 η Mt nmax 由τ = 得： π 3 Ws 4 d (1 ? C ) 16 d min =316 × 9.55 × 106 × N max =25.6mm 2[σ ?1 ]π nmax3.1.5 螺杆的技术要求材料：采用氮化钢 38CrMoA1。 表面处理：对材料进行氮化处理，处理深度为 0.3~0.6mm， 螺杆外圆硬度&65HRC，脆性不大于 2 级。 螺杆外圆极限偏差应符合 GB/T h8 的规定。螺杆的上、下偏差分别 为： 上偏差：es=0μm 下偏差：ei=－39μm 螺杆全长直线度公差值应符合 GB/T h7 的精度等级规定。所以螺杆 的直线度公差值为： e0 = 10 ?m 螺杆外圆：螺纹槽底径的表面粗糙度 Ra 不大于 0.8μm，螺棱两侧的表面粗糙 度 Ra 不大于 1.6μm。3.1.6 螺杆传动系统及止推轴承布置设计设计双螺杆传动系统比较困难的问题是配位齿轮和止推轴承的布置。因受螺杆 啮合条件的限制使安装配位齿轮和止推轴承在空间上受到很大的限制。 本设计传动系统及止推轴承的布置从机头开始的顺序为： 深沟球轴承 → 配位齿 轮 → 止推轴承。将止推轴承布置在减速箱之后。13湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）双螺杆传动齿轮布置如图 3.1。图 3.1 齿轮布置图 1、2 为配位齿轮，c 为减速箱输出齿轮。3.2 机筒的设计机筒是双螺杆挤出机最重要的部件之一。机筒的结构设计是否合理直接影 响到挤出机的热量传递的稳定性及均匀性；机筒的加料段设计影响到塑料固体 输送效率；机筒的加工与装配影响挤出机的工作性能和机器寿命。所以，对于 挤出机机筒，涉及到其结构形式选择、机筒加料口形式确定及其各段与机头的 连接等问题。3.2.1 机筒的结构类型选择及特性机筒的结构类型有多种， 主要有分段式、 整体式、 双金属和轴向开槽结构形式。 整体式机筒的特点是加工精度容易满足， 转配误差小； 长径比大， 零件数目少； 机筒受热均匀，配置加热器不受限制。但整体式机筒对加工设备及加工技术要求较 高，且磨损后修复困难。 分段式机筒是将机筒分成若干段来加工，各段加工好后通过法兰连接起来。这 种机筒加工比较容易，可适应多种长径比的要求，对于长径大的螺杆，因过长的机 筒整体难以加工，也配以分段式机筒，但分段多，对中性不易保证，连接法兰也会 影响到机筒的加热均匀性。为减少装配困难，分段尽量少。为减少热量损失，法兰 尺寸尽可能小。 双金属机筒有浇铸式和衬套式两种结构形式。 衬套式机筒具有易更换、 寿命长、 节约贵金属等优点，但其设计、制造、装配都较为复杂。浇铸式机筒的优点是合金 层与机筒合为一体， 在挤出机机筒的内表面结合均匀， 不会脱落或开裂， 耐磨性好， 寿命长，滑动性好，但成本高。 轴向开槽机筒能提高固体输送率，但其结构设计需要综合考虑被加工物料的性 能，如物料的大小、几何形状、物料颗粒间的摩擦系数值，颗粒在凹槽中的抗剪切 强度，由颗粒组成的楔形结构的抗剪强度，套筒的冷却性能，螺杆的转速，以及与14湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）加热机筒的隔热程度等因素。 综合上述各种结构类型机筒的优劣以及双螺杆螺杆挤出机的设计要求，选择分 段式机筒。3.2.2 机筒的结构尺寸设计机筒壁厚的设计，要考虑机筒的强度要求，还要考虑其结构工艺性以及机筒传 热效率等因素，使加工容易，传热快且稳定。双螺杆挤出机筒断面形状为 ∞ 型，在 综合了经验和理论计算结果的基础上，我国挤出机生产厂家提出了挤出机机筒壁厚 的参考值。 根据参考值，可选择机筒壁厚 h 为： h=40mm 机筒的内径 机筒的外径D1 = D = 72mm D2 = D1 + 2h = 72 + 2 × 40 = 152mm机筒两孔的中心距为两螺杆中心距，即为 70.7mm. 机筒总长度 L 的确定。 查 GB/T297-95,选取安装在机筒内深沟球轴承的代号为 61810，其内径为 50， 外径为 65mm ,宽为 7mm .轴承端盖暂取 40mm ,螺杆螺纹端末端到轴承需留一段长度 供密封，取该段长度为 30mm. 则螺杆的重长度 L 为：L=+30=2237 mm 取： L=2240mm3.2.3 机筒的材料选择工作时机筒受到刮磨、摩擦磨损以及塑料摩擦的作用，一些塑料还会有较强的 化学腐蚀作用。普通机筒材料为一般钢材（如 45 号钢） 、铸钢或球磨铸铁。为了提 高机筒的耐磨性， 国际上的挤出机机筒有采用氮化钢制造， 其强度极限约为 900MPa。 这里我们选择 40Cr 钢作为机筒的制造材料。 机筒的强度计算 机筒内部受塑料熔料的压力作用，熔料在机筒内产生的力沿机筒轴向的分布是 相当复杂的，各处压力不等。由于机头处压力最大，因此一般取机头压力为计算压 力值。 进行机筒设计时，用壁厚圆筒理论来对料筒进行强度计算。 根据厚壁圆筒的理论，当筒壁内受到物料压力 P 的作用时，筒壁上各点处于三 向应力状态，三向应力分别为：径向应力 σ r ，轴向应力 σ z ，切向应力 σ t 。 机筒的内壁处，径向应力和切向应力都达到最大值。15湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）径向应力 σ r ： σ r = 切向应力 σ t ： σ t =PD1 D22? D2 2 ?1 ? 2 2 ? D1 ? D1 ?2? ? = ? P = ?40 MPa ? ?P D2 + D12(2D2 ? D122) =63.1MPa2轴向应力 σ z 为： σ z =PD122D2 ? D1=11.6MPa由于机筒为塑性材料，可用第四强度理论进行设计计算和强度校核，机筒壁厚 的强度条件为：2 2 2 0.5 ?(σ r ? σ t ) + (σ t ? σ z ) + (σ z ? σ r ) ? ≤ [σ ] ? ?查表得 40Cr 的屈服强度极限 σ s 为 540MPa, 则： [σ ] = σ s / n = 540 / 2.3 = 234.8MPa ，有：0.5 ?(σ r ? σ t ) + (σ t ? σ z ) + (σ z ? σ r ) ? =89.3MPa& [σ ] = 234.8MPa ? ? 机筒强度校核合格，该机筒可安全工作。2 2 2机筒设计的技术要求 （1） 材料：40Cr。 （2） 内孔表面：对机筒内表面进行镀铬，镀层深度为 0.05~0.1mm，机筒体 硬度 ≥ 45HRC，镀铬层硬度&55HRC，脆性不大于 2 级。 （3）公差：机筒内孔极限偏差：上偏差 ES=0.231mm 筒内孔轴线的直线度公差值应符合 GB/T 筒的直线度公差为： e1 = 10 ?m （4）机筒内孔：表面粗糙度 Ra 不大于 1.6 ?m 。 下偏差 EI=0.130mm 机7 级的精度规定。则所设计机3.3螺杆与机筒的配合要求3.3.1 螺杆与机筒的配合间隙螺杆与机筒的配合间隙 δ f 值影响到挤出机的功率消耗、生产能力、使用寿命、 机器加工成本等问题。δ f 取值过大， 加工、 装配比较容易容易， 但生产能力会降低， 塑料原料在机筒内的停留时间难以控制，甚至会造成热分解。如果 δ f 取值过小，功 率消耗大，加工、装配困难，且易使螺杆和机筒发生磨损，降低挤出机使用寿命。 螺杆与机筒之间的间隙值可按 JB1291-73 来选取。则设计的双螺杆挤出机的螺16湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）杆和机筒之间的间隙取值 δ f ： δ f = 0.3mm3.3.2 螺杆与机筒的对中性挤出机螺杆与机筒的对中性在设计上要求螺杆的中心线与机筒的中心线重合。 然而由于制造、装配过程中所产生的螺杆定位面与螺杆中心线不同心、机筒内孔偏 差、 螺杆径向跳动、 螺杆推力面与螺杆中心线不垂直、 法兰平面对机筒中心不垂直、 内孔径向跳动等安装误差和加工误差都会影响对中性。要保证螺杆与机筒的对中 性，一般需要采取以下措施提高对中性：选取有效的定位基准和合理的连接方式； 提高零件的加工与装配精度，减少零件数目。3.4 送料螺杆的设计为了使塑料与其他材料能够进行定量定比例的加入，因此要在机筒加料口上方 添加两根送料螺杆。其中，一根螺杆用于输送聚合物塑料颗粒，另一根螺杆用于输 送其他复合材料。工作时，只需要分别控制两根送料螺杆的转速比及两根送料螺杆 与主螺杆之间的转速关系，就能够较精确地将复合原材料通过送料螺杆送入到塑料 颗粒中去混合。没根螺杆按照最大输送能力 200kg/h 进行设计。所设计螺纹断面形 状为矩形。 送料螺杆的基本参数设计如下。 螺杆直径 D 螺纹升角φ 螺距 S 螺纹头数 螺棱法向宽 e 螺棱轴向宽 b 螺槽法向宽 W 螺槽轴向宽 B d=40mm φ=17.41° S= 40mm 单头螺纹 e=0.1d=0.1×40=4mm b=e/Cosφ==4.2mm W=SCosφ－e=37.9mm B=d－b=35.8mm螺杆与机筒之间的间隙 δ f 摩擦因数 f b 、 f s 转速 nδ f = 0.2mmf b = f s =0.27n=200r/minP1 = P2 =0敞开式固体输送由于送料螺杆主要是用于颗粒状或粉末状材料的输送，因此送料螺杆可按照普 通螺杆送料段的设计方法来进行设计计算。 螺杆在 n=200r/min 的转速下的输出量为 G=200kg/h。17湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）则固体输送量 Q： Q = G / ρ = 1.11×10 ?4 m3 / s1 2Q =15.5mm 由 Q = π DH ( D ? b)n cos φ 得： H = 2 π D( D ? b)n cos φ3.5 分流板及过滤网在挤出机机筒与机头之间设分流板（也称多孔板）和过滤网，其作用是：①防 止熔料中的杂质和未熔物料进入机头而堵塞机头流道或影响产品质量；②使由机筒 来的熔料的旋转运动变为直线运动， 并分成若干束， 以保证挤出稳定； ③搅拌混合， 增强塑化效果。④设置料流障碍，以增加背压来保证制品的密实；⑤支撑过滤网。3.5.1 分流板因聚氯乙烯为热敏性物料，分流板的设置离螺杆头部距离要小，以防止积料产 生热分解。但也不能因距离设置过小而使物料的螺旋运动来不及转变为直线运动， 导致物料纵向流动不稳定。一般应使螺杆头部至分流板的容积小于或等于计量段一 个螺纹槽的容积，其距离为 0.1D。 目前，国产挤出机多采用制造方便、结构简单的平板型分流板。为保证物料流 经分流板后速度不变，且由于聚氯乙烯为热敏性物料，把分流板设计孔眼尺寸为中 间孔眼直径大而稀疏形式，以降低流道阻力，避免热分解。本双螺杆挤出机分流板 的设计尺寸及孔眼尺寸分别为： 孔眼直径 开孔率Dk = 5mm Ok = 39% Lk = 0.1D = 7.2mm 取 Lk = 7 mm分流板至螺杆头部的距离 分流板尺寸E k = 11mm分流板的孔道结构设计要光滑无死角，以便物料的流动和清理。所以孔道的进 料段设倒斜角，分流板的材料用不锈钢 2Cr13。3.5.2 过滤网对于加工医疗用品、电缆、透明制品、薄膜、单丝等产品质量要求较高时，挤 出成型需要在分流板上设置过滤网。过滤网一般为金属网，细度为 20~120 目，放 置层数 1~5 层。网的细度及层数由塑料的物料性能、制品的形状、密度要求及挤出18湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）机的结构形式等决定。网的放置为：细的铜丝网放在靠螺杆一侧，粗的铜丝网放在 靠分流板一侧。3.6 料斗的设计料斗的设计遵循不允许物料结成团、架桥和挂料的原则。料斗角度应该大于塑 料颗粒的静止角。为了达到设计所需要求，该挤出机设置两个料斗：一个用于盛装 主料；另一个用于盛装添加料。如下图 3.2 所示：图 3.2 料斗3.7 挤出机电机的选择为了实现在调速范围内的无级调速和保证双螺杆挤出机 50r/min~260r/min 的 调速范围，选择直流电机作为挤出机电机。双螺杆挤出机功率的确定通常是根据经 验选取，根据我国同向双螺杆挤出机基本参数表(JB/T 5420-91)选取挤出机主电机 功率为：P=55KW 挤出机电机选择某公司生产的型号为 Z3-250-31 直流电动机，其主要技术参数 为：额定功率为 55 KW、额定电压 440V、额定转速为 500r/min。3.8 传动系统的设计 3.8.1 传动方案的确定本设计选取的直流电动机的额定转速为 500r/min，挤出机设计的最高转速为 500 260 r/min， 因此需要在电机输出轴和螺杆之间设置减速器， 总传动比： = i =1.92。 260 由参考文献[1]《双螺杆挤出机及其应用》知，由于受挤出机螺杆上配位齿轮大小的 限制，防止发生挤出机螺杆的配位齿轮与高速级从动齿轮产生干涉，因此把减速箱 和螺杆配位齿轮整个传动系统设计成两级减速一级增速。 传动比的分配：由于配位齿轮受到螺杆直径的限制，如果第一级传动比取得 过小，则减速器的第二根轴上的小齿轮会较小，而此轴的直径较第一根轴大，如此19湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）对键和齿轮的强度有很大的不利，因此应把第一级减速的传动比设置大些取： i1 = 2.4 ，则后续总传动比 i0 = i =0.8 i13.8.2 齿轮参数第Ⅰ减速级齿轮 （1）选择齿轮材料，确定许用应力 选用 20CrMnTi 渗碳淬火的材料制成的齿轮 许用接触应力 [σ H ] 由式 [σ H ] =σ H limS H lim接触疲劳极限 σ H lim σ H lim1 = 1600 N / mm3σ H lim 2 = 1600 N / mm3齿轮接触强度寿命系数 Z N 设计挤出机每天工作 24 小时，每年工作 300 天， 预期寿命为 10 年，应力循环次数 N 由式N1 = 60n1 jLh = 60 × 500 × 1× (24 × 300 × 10) = 2.16 × 109 N 2 = N1 / i = 1.13 × 109查接触强度计算的寿命系数 Z N 图表得 Z N 1 = 1 Z N 2 = 1 接触强度最小安全系数 S H min[σ H 1 ] = 1600 ×1 /1 [σ H 2 ] = 1600 × 1/ 1许用弯曲应力 [σ F ] 弯曲疲劳极限 σ F lim由式 [σ F ] =σ F limS F minYN YX查试验齿轮的弯曲疲劳强度极限 σ F limσ F lim1 = 1000 N / mm 2σ F lim 2 = 1000 N / mm2YN 1 = YN 2 = 1 YX = 1 S F min = 1.4[σ F 2 ] = 714.3 N / mm 2查弯曲强度寿命系数 YN 图 弯曲强度最小安全系数 S F min 则[σ F 1 ] = 714.3 N / mm 2查弯曲强度尺寸系数 YX 图（假设模数小于 5mm）（2）齿面接触疲劳强度 确定齿轮传动的精度等级，按 vt = (0.013 ~ 0.022 )n1 3 P / n1 估取圆周速度 vt =2.4m/s，20湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）参考通用机械所用齿轮传动的精度范围图表和齿轮第Ⅱ公差精度与齿轮圆周速度 图表选取小轮分度圆直径 d1 ，由式 d 1 ≥ 齿宽系数ψ d 小齿轮齿数 Z1 大齿轮齿数 Z 2 圆整选取32 KTψdu + 1 ? Z E Z H Zε ? ? u ? [σ H ] ?? ? ? ?2查圆柱齿轮的齿宽系数表，按相对轴承为非对称分布选取 在推荐值 20～40 中取Z1 =23Z 2 = i ? Z 1 = 2.4 × 23 = 55.2Z 2 =55齿数比 u u = Z 2 / Z 1 = 55 / 23 = 2.39 传动比误差△u/u △u/u=（2.4-2.39）/2.4=0. 小齿轮转矩 T1 = 9.55 × 10 6 ×55 P = 9.55 × 10 6 × =1050500N?mm 500 n1载荷系数 KK= K A ? K v ? K β ? K α = 1.0 ×1.25 × 1.05 ×1.1 查材料弹性系数表 Z E =189.8 N / mm 2 查节点区域系数表Z H = 2.5Z ε =0.882材料弹性系数 Z E 节点区域系数 Z H重合度系数 Zε 由推荐值 0.85~0.9232 × 1.44 ×.39 + 1 ? 189.8 × 2.5 × 0.88 ? 故： d1 ≥ × ×? ? =70.74mm 1 2.39 ? 1600 ?齿轮模数 mm = d1 / Z1 = 70.74 / 23 =3.08 按渐开线齿轮标准模数表圆整故小轮分度圆直径 d1 ： d 1 = mZ 1 = 4 × 23 = 92mm 大轮分度圆直径 d 2 ： d 2 = mZ 2 = 4 × 55 = 220mm 圆周速度 v =πd 1 n160000=3.14 × 92 × 500 = 2.41m / s 60000标准中心距 a12 =m( z1 + z 2 ) 4 × (23 + 55) = =156mm 2 2齿宽 b = ψ d ? d1 = 0.8 × 70.74 = 56.6mm 大齿轮齿宽 b2 = b = 56.6mm 小齿轮齿宽 b1 = b2 + (5 ~ 10) （3）齿根弯曲疲劳强度校核 由式 σ F =2 KT1 ? YFa ? Ysa ? Yε ≤ [σ F ] bd1m取 b2 =57mm 取 b1 =65mm查齿形系数和应力修正系数表21湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）齿形系数 YFa 应力修正系数 Ysa 重合度 ε α ==小轮 YFa1 = 2.69 小轮 Ysa1 = 1.575大轮 YFa 2 = 2.30 大轮 Ysa 2 = 1.7151 [ Z1 (tan α a1 ? tan α ) + Z 2 (tan α 2 ? tan α )] 2π1 4 × 23cos 20o [23 × (tan(arccos ) ? tan 20o ) + 2π 4 × 23 + 2 × 4 4 × 55cos 20o ) ? tan 20o )] 4 × 55 + 2 × 455 × (tan(arccos重合度系数 Yε = 0.25 + 0.75 / ε α 2 × 1.44 × 1050500 σ F1 = × 2.69 × 1.575 × 0.7 = 375.1N / mm 2 & [σ F 1 ] 65 × 92 × 4 2 × 1.44 ×1050500 σF2 = × 2.3 ×1.715 × 0.7 = 166.5 N / mm 2 & [σ F 1 ] 57 × 220 × 4 （4）齿轮其他主要尺寸计算 齿根圆直径 d fd f 1 = d1 ? 2h f = 92 ? 2 × 1.25 × 4 = 82mm d f 2 = d 2 ? 2h f = 220 ? 2 × 1.25 × 4 = 210mm齿顶圆直径 d ad a1 = d1 + 2ha = 92 + 2 × 4 = 100mm d a 2 = d 2 + 2ha = 220 + 2 × 4 = 228mm第Ⅱ级减速及第Ⅲ级增速齿轮 级减速及第Ⅲ 此两级的传动方式为小齿轮与大齿轮啮合把功率传递给大齿轮，然后大齿轮和 配位齿轮啮合把功率传递给配位齿轮，两螺杆上的配位齿轮需要错位配置。由于两 螺杆上的配位齿轮错位配置，因此第Ⅱ级减速齿轮为参数相同的两对齿轮，没对齿 轮传递的功率是总功率的一半，即： P2 = 27.5 KW （1）选择齿轮材料，确定许用应力 选用 20CrMnTi 渗碳淬火制作齿轮 许用接触应力 [σ H ] 由式 [σ H ] =σ H limS H lim22湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）接触疲劳极限 σ H lim查图 σ H lim1 = 1600 N / mm3σ H lim 2 = 1600 N / mm3σ H lim3 = 1600 N / mm3接触强度寿命系数 Z N 设计挤出机每天工作 24 小时，每年工作 300 天，预期 寿命为 10 年，应力循环次数 N 由式 N1 = 60n1 jLh = 60 × 500 × 1× (24 × 300 × 10) 此时三个齿轮的应力循环次数都大于 109 ，查接触强度计算的寿命系数 Z N 图表 得 Z N1 = 1 Z N 2 = 1 接触强度最小安全系数 S H min[σ H 1 ] = 1600 ×1 /1 [σ H 2 ] = 1600 × 1/ 1许用弯曲应力 [σ F ] 弯曲疲劳极限 σ F lim由式 [σ F ] =σ F limS F minYN YX查试验齿轮的弯曲疲劳强度极限 σ F lim弯曲强度寿命系数 YN 查弯曲强度寿命系数图 YN 1 = YN 2 = YN 3 = 1 弯曲强度尺寸系数 YX 查图（假设模数小于 5mm） YX = 1 弯曲强度最小安全系数 S F min = 1.4 则[σ F 1 ] = 1000 × 1× 1/ 1.4[σ F 2 ] = 0.7 × 1000 × 1× 1/1.4 [σ F 2 ] = 1000 × 1× 1/ 1.4（2）齿面接触疲劳强度 确 定 齿 轮 传 动 的 精 度 等 级 ， 按 vt = (0.013 ~ 0.022 )n1 3 P / n1 估 取 圆 周 速 度vt =2.1m/s，参考通用机械所用齿轮传动的精度范围图表和齿轮第Ⅱ公差精度与齿轮圆周速度图表选取 小轮分度圆直径 d1 ，由式 d 1 ≥ 32 KTψdu + 1 ? Z E Z H Zε ? ? u ? [σ H ] ?? ? ? ?2由于螺杆上的配位齿轮的大小受到空间的严格限制，因此先确定配位齿轮的分 度圆直径。 由于两螺杆的中心距为 70.7mm，两配位齿轮错位放置，螺杆上安装配位齿轮段 的直径大致取 50mm，考虑到安装容易，则配位齿轮的齿顶圆直径不能超过 85mm,假 设模数为 3，则齿轮的分度圆直径最大为 79mm,此时齿轮齿数为 26.3， 取 Z 3 = 26 配位齿轮分度圆直径 小齿轮齿数 Z1d 3 = 26 × 3 = 78mm Z1 = Z 3 / 0.8 = 32.5 圆整取23湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）齿数比 uu = Z 3 / Z1 = 26 / 33传动比误差 ?u / u = (0.8 ? 0.79) / 0.8 = 0.015 & 0.05 小齿轮分度圆直径 d1 = mZ1 = 3 × 33 = 99mm 为了空间需要取取大圆齿数 Z 2 = 71 大齿轮的分度圆直径： d 2 = 71× 3 = 213mm 查圆柱齿轮的齿宽系数表，按相对轴承为非对称分布选取ψ d =0.8 小齿轮转矩 T1 = 9.55 × 106 ×P2 27.5 = 9.55 × 10 6 × =525250N?mm n1 500载荷系数 K= K A ? K v ? K β ? K α 载荷系数 K 材料弹性系数 Z E K= K A ? K v ? K β ? K α = 1.0 ×1.25 × 1.05 ×1.1 =1.44 查材料弹性系数表 Z E =189.8 N / mm 2 查节点区域系数表 Z H = 2.5Z ε =0.882节点区域系数 Z H重合度系数 Zε 由推荐值 0.85~0.922 × 1.44 × .8 + 1 ? 189.8 × 2.5 × 0.88 ? 故： d1 ≥ 3 × ×? ? =25.2mm 1 1.8 ? 1600 ?因此满足接触疲劳强度 圆周速度 v =πd 1 n160000=3.14 × 70 × 260 = 0.95m / s 60000小齿轮和大齿轮的标准中心距 a12a12 = m( z1 + z 2 ) 3 × (33 + 71) = =156mm 2 2配位齿轮和大齿轮的标准中心距 a23a 23 = m( z1 + z 2 ) 3 × (26 + 71) = =145.5mm 2 2齿宽 b = ψ d ? d 3 = 0.8 × 78 = 62.4mm 取大齿轮齿宽 b2 = b = 62mm 小齿轮齿宽 b1 = b2 + (5 ~ 10) 配位齿轮齿宽 b3 = b2 + (5 ~ 10) （3）齿根弯曲疲劳强度校核计算 由式 σ F =2 KT1 ? YFa ? Ysa ? Yε ≤ [σ F ] bd1m24取 b1 =68mm湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）查齿形系数和应力修正系数表 齿形系数 YFa 应力修正系数 Ysa 小轮 YFa1 = 2.54 小轮 YFa 3 = 2.60 大轮 YFa 2 = 2.24 大轮 Ysa1 = 1.64重合度 ε α 12 1 ε α 12 = [ Z1 (tan α a1 ? tan α ) + Z 2 (tan α 2 ? tan α )] 2π 1 3 × 33cos 20o = [33 × (tan(arccos ) ? tan 20o ) + 2π 3 × 33 + 2 × 3 71× (tan(arccos 3 × 71cos 20o ) ? tan 20o )] 3 × 71 + 2 × 3重合度系数 Yε 12 = 0.25 + 0.75 / ε α 12 1 重合度 ε α 23 ε α 23 = [ Z 2 (tan α a 2 ? tan α ) + Z 3 (tan α 3 ? tan α )] 2π 1 3 × 26 cos 20o = [26 × (tan(arccos ) ? tan 20o ) + 2π 3 × 26 + 2 × 3 71× (tan(arccos 3 × 71cos 20o ) ? tan 20o )] 3 × 71 + 2 × 3重合度系数 Yε 23 = 0.25 + 0.75 / ε α 23 因此有： 2 × 1.44 × 525250 σ F1 = × 2.54 × 1.64 × 0.68 = 212.2 N / mm 2 & [σ F 1 ] 68 × 99 × 3 2 × 1.44 × 525250 σF2 = × 2.24 × 1.75 × 0.68 = 115.4 N / mm 2 & [σ F 2 ] 62 × 213 × 3 2 ×1.44 × 525250 σ F3 = × 2.60 ×1.595 × 0.69 = 272.0 N / mm 2 & [σ F 3 ] 78 × 68 × 3 （4）齿轮其他主要尺寸计算 齿根圆直径 d fd f 1 = d1 ? 2h f = 99 ? 2 ×1.25 × 3 = 91.5mm d f 2 = d 2 ? 2h f = 213 ? 2 × 1.25 × 3 = 205.5mm d f 3 = d3 ? 2h f = 78 ? 2 × 1.25 × 3 = 70.5mm齿顶圆直径 d ad a1 = d1 + 2ha = 99 + 2 × 3 = 105mm d a 2 = d 2 + 2ha = 213 + 2 × 3 = 219mm25湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）d a 3 = d 3 + 2ha = 78 + 2 × 3 = 84mm3.8.3 齿轮轴的确定根据整个减速箱设计规划，轴Ⅱ上的齿轮最多，出于减速箱加工工艺和降低成 本需要减速箱两侧内壁在同一平面上，因此减速箱的宽度由轴Ⅱ来确定。 轴Ⅱ的计算 （1）计算轴转矩 轴Ⅱ的输出功率： P = P η 3η1 =55×0.97×0.99=52.82KW Ⅰ 转速： n =208.3r/min 求轴上转矩 T T = 9.55 × 10 6 × P / n =1940119N?mm （2）求作用在齿轮上的力Ft 2 = 2T / d 2 = 2 × 1940119 / 220 = 17637.4 N Fr 2 = Ft 2 tan α = 17637.4 × tan 20° = 6419.5 N Ft 3 = Ft 4 = T / d 3 = 1940119 / 99 = 19597.2 N Fr 3 = Fr 4 = Ft 3 tan α = 19597.2 × tan 20° = 7132.8 N（3）初步估算轴直径 选取 38GrMoAlA 作为轴的材料，调质处理。 由式 d min = A3P 1 计算轴的最小直径并加大 3%考虑键槽对轴的强度的影响，查 n152.82 208.3表取 A=90，得： d min = 1.03 × 90 × 3 （4）轴的结构 1）拟定轴的结构方案采用调心滚子轴承。轴的结构简图如下图 3.3 所示：26湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）图 3.3轴的结构简图1）确定各轴段直径和长度 ①段 根据 d min 圆整（按 GB/T288-1994）,且符合标准轴承内径，暂选调心滚 子轴承型号为 22212C/W33, d1 = 60mm ，其宽度 B = 28mm 。轴承润滑方式选择：d1 × n1 = 13000mm.r / min & 1.8 × 105 mm.r / min ，选择脂润滑。齿轮 3 与减速箱体内壁间隙 ? 取 10mm ，考虑到轴承脂润滑，取轴承距箱体内壁距离 f = 7 mm ，为了使齿 轮轴向可靠定位，轴①段应伸入齿轮 3 内孔一段距取其长度为 2mm ，则有 ：l1 = B + f + ? + 3 = 28 + 7 + 10 + 2 = 47 mm d 2 = d1 + (1 ~ 3)mm ， 齿轮 3 与齿轮 2 之间的间隙 ?1 取 10mm， 为了使与左②段轴承相连的套筒 1 端面可靠地压紧齿轮 3，轴段②上齿轮 3 占据的长度应比轮毂孔 短 1~4mm，取其长度为 2mm，为了使套筒 2 可靠地压紧齿轮 2，轴段②还应在以上长 度基础上加上 2mm，则：l2 = 68 ? 2 + 10 + 2 = 78mm③段d 3 = d 2 + (1 ~ 3)mm ，套筒 2 端面可靠地压紧齿轮 2， l3 应比齿轮 2 的轮毂长度短 2mm ④段 取 齿 轮 2 右 端 定 位 轴 肩 高 度 为 h = 4mm ， 则 轴 环 直 径d 4 = d3 + 2h = 74mm ，长度取 l4 = 10mm⑤段因齿轮 4 和齿轮 3 的技术参数完全相同，考虑到加工方便和降低成本，取 d 5 = d 2 = 63mm ，为了使套筒 3 端面可靠地压紧齿轮 4，l5 应比齿轮毂孔的长度短 2mm ⑥段 长度和直径都和①段相同27湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）2）确定轴承及齿轮作用力位置 L1 = AB = 66mm L3 = CD = 70.5mm L2 = BC = 72.5mm L4 = DE = 66mm（5）绘制轴的弯矩和扭矩图 1）求轴承反力 V 垂直面 H 水平面 RV 1 = 28352.0 N RH 1 = 3946.3 N RV 2 = 28479.8 N RH 2 = 3899.8 N2）求危险截面处的弯曲 轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图。从轴的结构图及当量弯 矩图中可以看出， 截面的当量弯矩最大， C 是轴的危险截面。 截面处的 M、 及 M ca C T 的数据如下。 V 垂直面 M V = 2520131N ? mm28湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）H 水平面 M H = ?40441.4 N ? mm 合成弯矩 M = M H 2 + M V 2 = 2520455 N ? mm 扭矩 TT =1940119N?mm2（6）按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩 M ca M ca = M+ (αT1 ) 22=
+ ( 0.6 × 1940119 )= 2776284N ? mm轴 的 材 料 为 38GrMoAlA ， 调 质 处 理 。 查 表 可 得 ： σ b = 930 N / mm 2 ，[σ ] = 0.09 ~ 0.1σ b ，取 84～93 N / mm 2 ，取 [σ ] = 90 N / mm 2 ，则轴Ⅰ的计算应力为：σ ca = M ca / W =M ca = 85.6 N / mm2 & [σ ] 3 0.1d 3根据计算结果，该轴满足强度要求 轴Ⅰ的计算 由于齿轮较小，传递功率较大，把轴和齿轮做成齿轮轴。 （1）求轴Ⅰ转矩 轴Ⅰ的输出功率 P ： P1 = P = 55 KW 1 转速 n1 ： n1 = 500r / min 求输入轴上转矩 T1 :T1 = 9.55 × 10 6 × P1 / n1 = 9.55 × 10 6 × 55 / 500 =1050500N?mm（2）计算作用在齿轮上的力Ft = 2T1 / d1 = 2 × 1050500 / 92 = 22837 N Fr = Ft tan α = 22837 × tan 20° = 8312 N（3）初步估算轴直径 选取 38GrMoAlA 作为轴的材料，调质处理。29湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）由式 d min = A3P 1 计算轴的最小直径 n155 500查表取 A=90，得： d min = 90 × 3 （4）轴的结构设计 1）拟定轴的结构方案右挡油圈和右轴承从轴的右端装入，右挡油圈左端面靠轴肩定位。左挡油圈和 左轴承从轴的左端装入，左挡油圈靠轴肩定位。半联轴器靠轴肩定位。左右轴承均 采用轴承端盖，半联轴器靠轴肩得到轴向固定。齿轮和半联轴器采用普通平键得到 周向固定。采用调心滚子轴承和弹性柱销联轴器。轴的结构简图如下图 3.4 所示。图 3.4 2）确定各轴段直径和长度 ①段轴的结构简图，其直径 此轴段用于联轴器的安装，根据 d min 圆整（按 GB5014-85 圆整）应该与联轴器的孔径相配合，并根据输入轴的转矩 T1 和转速 n1 选用型号为 HL4 联轴JA45 × 84 (GB/T)，为了使轴端挡圈能够可靠地对半联轴器进行轴向定 JC 45 × 84 位，取比毂孔长度 84mm 短 1~4 mm 作为①段长度。器②段为了使半联轴器轴向能够可靠得定位，轴肩高度取 h = C + (2 ~ 3)mm ，半联轴器孔倒角 C 取 2mm， d 2 = d1 + 2h 并且要符合标准密封内径(JB/ZQ4606-86)。 取端盖宽度为 20mm ，端盖外端面与半联轴器右端面留空隙 20mm ，则 l2 = 40mm ③段 为了方便轴承内圈的装拆，应 d 3 & d 2 ，并且 d3 应符合标准轴承内径。根 据 GB/T288-1994，初选调心滚子轴承代号为 22212 C/W33， d 3 = 60mm ，其宽度 B 为 28mm 。轴承润滑方式的确定：d 3 × n1 = 15600mm.r / min & 1.8 ×105 mm.r / min ， 选择脂润滑， 考虑挡油圈宽度为 17mm。④段查机械设计手册可知轴承的安装尺寸 d a min = 69mm ,取： d 4 = 70mm 。由轴Ⅱ的设计计算可知，齿轮轴向中点到箱体左内壁的距离为 116.5mm，轴承右端面30湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）距箱体内壁为 7mm,则有： l4 = 116.5 ? 32.5 ? 17 + 7 = 74mm ⑤段 该段为齿轮所占长度，长度等于齿轮宽度。 ⑥段 ⑦段 由于箱体内壁相对于齿轮对称，因此该段与 4 段数据相同。 该段数据与 3 段数据相同3）确定轴上圆角和倒角尺寸 各轴肩出的圆角半径为 R2，轴端倒角为 2×45 ° 。 4）确定轴承及齿轮作用力位置 L1 = AB = 94mm L2 = BC = 137.5mm∞ L3 = CD = 137.5mm（5）绘制轴的弯矩和扭矩图 1）求轴承的反力 H 水平面 V 垂直面 RH 1 = 4156 N RV 1 = 11418.5 N RH 2 = 4156 N RV 2 = 11418.5 N2）求齿宽中点处弯矩 H 水平面 V 垂直面 M H = 571450 N ? mm M V = 1570044 N ? mm31湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）合成弯矩 M M = M H 2 + M V 2 = 1670806N ? mm 扭矩 T1T1 =1050500 N ? mm（6）按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩 M ca M ca = M2+ (αT1 ) 22=
+ ( 0.6 × 1050500 ) = 1785741N ? mm轴 的 材 料 为 38GrMoAlA ， 调 质 处 理 。 查 表 可 得 ： σ b = 930 N / mm 2 ，[σ ] = 0.09 ~ 0.1σ b ，取 84～93 N / mm 2 ，取 [σ ] = 90 N / mm 2 ，则轴Ⅰ的计算应力为：σ ca = M ca / W =M ca = 83.7 N / mm 2 & [σ ] = 90 N / mm 2 3 0.1d 4根据计算结果可得，该轴满足强度要求。轴Ⅲ的计算（1）计算轴转矩 轴Ⅲ的输出功率： P = P η 3η1 =52.82×0.97×0.99=50.72KW Ⅰ 转速： n =96.8r/min 求轴上转矩 T = 9.55 × 10 6 × P / n =5003884N?mm （2）计算作用在齿轮上的力Ft 35 = Ft 46 = T / d 5 = 5003884 / 213 = 23492.4 N Fr 35 = Fr 46 = Ft 35 tan α = 8550.5 N Ft 75 = Ft 86 = T / d 5 = 5003884 / 213 = 23492.4 N Fr 75 = Fr 86 = Ft 75 tan α = 8550.5 N（3）初步估算轴直径 选取 38GrMoAlA 作为轴的材料，调质处理。 由式 d min = A3P 1 计算轴的最小直径并加大 3%考虑键槽对轴的强度的影响 n132湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）查表取 A=90，得： d min = 1.03 × 90 × 3 （4）轴的结构设计 1）拟定轴的结构方案50.72 96.8右齿轮和右轴承从轴的右端装入，右齿轮左端面靠轴肩定位，右齿轮和右轴承 之间用定位套筒使右轴承左端面得以定位。左齿轮和左轴承从轴的左端装入，齿轮 右侧端面靠轴肩定位，左齿轮和左轴承之间用定位套筒使左轴承右端面得以定位， 左右轴承均采用轴承端盖。齿轮采用普通平键得到周向固定。采用调心滚子轴承。 轴的结构简图如下图 3.5 所示。图 3.5 轴的结构简图 2）确定各轴段直径和长度 ①段 根据 d min 按 GB/T288-1994 圆整，选择调心滚子轴承型号为 22215C/W33,其宽度 B = 31mm 。轴承润滑方式的选择：d1 × n1 = 7260mm.r / min & 1.8 ×105 mm.r / min ，选择脂润滑。考虑轴承润滑，取轴承距箱体内壁距离为 7mm。由轴Ⅱ计算可知，左齿轮轴向中点到箱体左内壁的距离为 44mm，则： l1 = 31 + 7 + 44 ? 31 + 2 = 53mm ②段 短 2mm。 ③段 取左齿轮右端定位高度为 4mm。由前面计算轴Ⅱ可知两齿轮径向中心距 为 145mm，则此轴环的长度 l3 = 145 ? 62 = 83mm 由于是对称布置，因此④⑤段分别与②、①段相同。33d 2 = d3 + (1 ~ 3)mm ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮， l2 应比齿轮毂孔湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）3）确定轴上圆角和倒角尺寸 各轴肩出的圆角半径为 R1，轴端倒角为 2×45 ° 。 4）确定轴承及齿轮作用力位置 L1 = AB = 67.5mm L2 = BC = 143mm L3 = CD = 67.5mm （5）绘制轴的弯矩和扭矩图 轴Ⅲ上齿轮与前一级齿轮和配位齿轮相对位置如图 3.6。图 3.6 齿轮相对位置 其中齿轮 5 与齿轮 3、齿轮 7 啮合，齿轮 6 与齿轮 4、齿轮 8 啮合。 1）求轴承反力： H 水平面 V 垂直面 RH 5 = 15308.1N RV 5 = 18119.3N RH 6 = 13180 N RV 6 = 12272.5 N34湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）2）求齿宽中点处弯矩 H 水平面 M H 5 =
N ? mm M H 6 = 889650 N ? mm V 垂直面 M V 5 = ? N ? mm M V 6 = ? N ? mm 合成弯矩 M M 5 = 1601111N ? mm M 6 = 1215613 N ? mm 由于不受扭矩作用，因此按弯矩进行强度校核。 轴 的 材 料 为 38GrMoAlA ， 调 质 处 理 。 查 表 可 得 ： σ b = 930 N / mm 2 ，[σ ] = 0.09 ~ 0.1σ b ，取 84～93 N / mm 2 ，取 [σ ] = 90 N / mm 2 ，则轴Ⅰ的计算应力为：σ ca = M ca 5 / W =M5 = 33.7 N / mm2 & 90 N / mm 2 3 0.1d 2根据计算结果，该轴满足强度要求。 螺杆齿轮轴段计算 螺杆齿轮轴段计算 （1）计算轴转矩 每根螺杆的输出功率： P =1 1 PⅢη 3η1 = × 50.72×0.97×0.99=24.4KW 2 235湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）转速： n =260r/min 求轴上转矩 TT = 9.55 × 10 6 × P / n =N?mm（2）计算作用在齿轮上的力Ft = 2T / d = 2 ×
/ 78 = 22980.3 NFr = Ft tan α = 22980.3 × tan 20° = 8364.1N（3）初步估算轴直径 螺杆的材料为 38GrMoAlA，调质处理。 由式 d min = A3P1 计算轴的最小直径并加大 3%考虑键槽对轴的强度的影响， 查 n124.4 260表取 A=90，得： d min = 1.03 × 90 × 3 （4）轴的结构确定 1）拟定轴的结构方案由于螺杆挤出工作段直径最大，因此齿轮和轴承均从轴的右端装入，因此螺杆 非挤出段直径从左到右依次减小。两螺杆的中心距为 70.7mm，查机械设计手册，内 径大于 42mm 的满足选择要求的轴承的外径都大于螺杆中心距的一半，因此两螺杆 上安装在减速箱体同侧的轴承必须错位布置。考虑到防止一根螺杆的轴承和另一根 螺杆非挤出段发生干涉，则轴承外径的半径加上螺杆的半径必须小于螺杆中心距， 由前面初步估算的轴的直径，如果此段用了轴肩来对齿轮或轴承进行轴向定位，那 么轴的大径段会达到 50mm，可选用的轴承的外径的半径加上轴的半径将达到 70mm， 而螺杆的中心距只有 70.7mm，这样给制造和安装的精度误差带来了很大麻烦。因此 两轴承之间螺杆段直径一样，靠套筒进行轴向定位。左右轴承均采用轴承端盖，齿 轮采用普通平键得到周向固定，轴承采用调心滚子轴承。结构如图 3.7。36湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）图 3.7 轴的结构简图 2）确定轴直径和受力点之间的长度 根据 d min 圆整，选择调心滚子轴承型号为 22209C/W33，其宽度 B = 23mm 。轴 承润滑方式的选择：d1 × n1 = 11700mm.r / min & 1.8 × 105 mm.r / min ，选择脂润滑。考虑轴承润滑，取轴承距箱体内壁距离为 7mm。由轴Ⅱ计算可知，齿轮中点到箱体左内壁的距离为 44mm， 则： L1 = AB = 44 + 7 + 11.5 = 62.5mm 齿轮中点到箱体右内壁的距离为 189mm， 且要给另一根螺杆安装轴承留下空间， 取两轴承之间的轴向间为 10mm，则：L2 = 189 + 7 + 23 + 10 + 11.5 = 240.5mm（5）绘制轴的弯矩和扭矩图 1）求轴承反力： 沿齿轮接触点切平面 垂直平面Rτ 7 = 18240.1N Rr 8 = 1725.3 N Rτ 8 = 4740.2 N Rr 7 = 6638.8 N2）求齿宽中点处弯矩37湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）切平面 M τ = 1135038 N ? mm 垂直平面 M r = 413119 N ? mm 合成弯矩 M = 1207882 N ? mm （6）按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩 M caM ca = M2+ (αT ) 2 ，取折合系数为 0.6。2M ca =
+ ( 0.6 ×
)= 1322173N ? mm轴 的 材 料 为 38GrMoAlA ， 调 质 处 理 。 查 表 可 得 ： σ b = 930 N / mm 2 ，[σ ] = 0.09 ~ 0.1σ b ，取 84～93 N / mm 2 ，取 [σ ] = 90 N / mm 2 ，则轴Ⅰ的计算应力为：σ ca = M ca / W =M ca = 76.7 N / mm 2 & 90 N / mm 2 3 0.1d螺杆推力轴承的选择 螺杆的轴向力 PZ = 1.95 × 105 N ，轴向力较大，应设置推理轴承。3.8.4轴承寿命校核轴承设计的预期寿命为为 1 年，由于挤出机每天 24 小时工作，则设计预期寿 命小时数 L = 8760h 轴Ⅰ轴承寿命计算 该 轴 选 用 的 轴 承 为 调 心 滚 子 轴 承 22212C/W33, 其 额 定 载 荷 C = 1.22 ×105 N (GB/T288-1994). 该轴的转速 n = 500r / min 轴承工作时无冲击，载荷系数 f p = 1.0 当量动载荷 P = f p R = 1.0 ×12062 = 12062 N106 f t C 10 轴承寿命 Lh = ( ) 3 = 142340h & L 60n P轴承寿命校核合格38湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）轴Ⅱ轴承寿命计算 该 轴 选 用 的 轴 承 为 调 心 滚 子 轴 承 22212C/W33, 其 额 定 载 荷 C = 1.22 ×105 N (GB/T288-1994)。 该轴的转速 n = 208.3r / min 轴承工作时无冲击，载荷系数 f p = 1.0 当量动载荷 P = f p R = 1.0 × 28819 = 28819 N 106 f t C 10 ( ) 3 = 10293h & L 轴承寿命 Lh = 60n P 轴承寿命校核合格 轴Ⅲ轴承寿命计算 该 轴 选 用 的 轴 承 为 调 心 滚 子 轴 承 22215C/W33, 其 额 定 载 荷 C = 1.62 ×105 N (GB/T288-1994)。 该轴的转速 n = 96.8r / min 轴承工作时无冲击，载荷系数 f p = 1.0 当量动载荷 P = f p R = 1.0 × 46063 = 46063 N 轴承寿命 Lh = 106 ft C 10 ( ) 3 = 11394h 60n P螺杆轴承寿命计算 该 轴 选 用 的 轴 承 为 调 心 滚 子 轴 承 22209C/W33, 其 额 定 载 荷 C = 8.2 × 10 4 N (GB/T288-1994)。 该轴的转速 n = 260r / min 轴承工作时无冲击，载荷系数 f p = 1.0 当量动载荷 P = f p R = 1.0 ×19324 = 19324 N 106 ft C 10 轴承寿命 Lh = ( ) 3 = 10967 h & L 60n P 轴承寿命校核合格39湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）3.8.5 键的校核轴Ⅰ上的键校核 选用普通平键 A 型，按 1.5 个键进行强度计算。 轴直径为d = 45mmA 型普通平键尺寸 键长 转矩L = 60mmb×h=14×9T = 1050500 N ? mm许用挤压应力 则有：[σ ] = 150 N / mm2 = 115.3N / mm 2 & σ p = 150 N / mm 2l = L = 60mm 4T 4 × 1050500 σp = = dhl 1.5 × 45 × 9 × 60[ ]因此，该键可以安全使用。 轴Ⅱ上的键校核 （1）大齿轮键校核 选用普通平键 A 型一个 轴直径为 d = 66mm A 型普通平键尺寸 键长 转矩L = 45mm T = 1940119 N ? mm [σ ] = 150 N / mm2b×h=20×12许用挤压应力 则有：l = L = 45mmσp =2T 2 × 1940119 = dhl 66 × 12 × 45= 108.9 N / mm 2 & σ p = 150 N / mm 2[ ]因此，该键可以安全使用。 （2）小齿轮键校核 选用普通平键 A 型，轴直径为 A 型普通平键尺寸 键长 转矩L = 50mm T = 970060 N ? mm [σ ] = 150 N / mm2 d = 63mmb×h=18×11许用挤压应力则有： l = L = 50mm40湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）σp =4T 4 × 970060 = = 112.0 N / mm 2 & σ p = 150 N / mm 2 dhl 63 × 11 × 50[ ]轴Ⅲ上的键校核 选用普通平键 A 型，直径为 A 型普通平键尺寸 键长 转矩L = 45mm T = 2501942 N ? mm d = 78mmb×h=22×14许用挤压应力 则有：[σ ] = 150 N / mm2l = L = 45mmσp =4T 4 × 1940119 = = 105.3N / mm 2 & σ p = 150 N / mm 2 1.5dhl 1.5 × 78 × 14 × 45[ ]因此，该键可以安全使用。 螺杆上的键校核 选用普通平键 A 型，轴直径为 A 型普通平键尺寸 键长 转矩 L = 60mm T = 896231N ? mm [σ ] = 150 N / mm2 b×h=14×9 d = 45mm许用挤压应力 则有：l = L = 60mmσp =4T 4 × 896231 = = 136.2 N / mm 2 & σ p = 150 N / mm 2 dhl 45 × 9 × 65[ ]因此，该键可以安全使用。3.8.6箱体的设计完整的减速器箱体上设有窥视孔、窥视孔盖、连通器、轴承盖、定位销、起箱 螺钉、油标、放油孔、放油螺塞和起吊装置等。本设计为卧式减速器。减速器箱体 设计数据如下表 3.2 所示。 表 3.2 箱体参数 符号 δ名称 箱座壁厚尺寸 1141湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）箱盖壁厚 箱座上凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 底座凸缘厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承旁连接螺栓直径 盖和座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 检查孔盖螺钉直径 定位销直径δ1b b1 b2df11 12 16.5 27.5 24 6 20 12 10 8 8nd1 d2d3 d4 d42湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）第4章双螺杆挤出机辅助系统的设计4.1 定量给料系统定量给料系统由电动机、减速箱、送料螺杆和加料斗组成。送料螺杆实行无级 调速，其螺杆速度视双螺杆转速而定。也就是说，随双螺杆转速的提高而提高。一 旦建立了平衡，送料螺杆的送料量就等于挤出量，也就等于工作产量。送料螺杆与 挤出螺杆可实现同步调速，且转速可直接从仪表上显示出来。在减速箱内要加入 30 号机油润滑。 另外，在加料斗内附有 CJ―3 型磁力架，可有效地防止钢制螺钉、铁屑导磁金 属杂物随塑料原料混入挤出机螺杆内。保护螺杆不受损环。4.2 恒温系统恒温系统由电加热器和风冷却器组成，安装在机身内部。本部件可按设定温度 值，起到对螺杆进行加热或冷却的作用。在开冷车时，可以加热螺杆。工作一段时 间后，由于塑料受混炼及剪切作用，螺杆温度不断升高。为了不使螺杆过热，此时 鼓风机冷却螺杆。通过本装置可使塑化温度均匀，物料不易分解，从而提高了塑料 制品的质量。4.3 真空排气系统物料在挤出塑化过程中，往往夹带空气、吸附的水份以及在成型温度下所产生 的挥发物。 这些混合气体夹杂在物料中， 如不及时排出， 则会影响塑料制品的质量， 使制品的表面和内部会出现孔隙、气泡、疤痕等现象。本系统的作用就是通过水环 式真空泵将这些混合气体从料筒的排气口内吸出， 排至室外， 从而保证制品的质量。 真空度可通过旋塞阀调节，一般可控制在负 0.075MPa 以下，或根据挤出工艺要求 选定。本系统在真空泵进水管道上还设有电磁阀，其作用是在真空泵工作时才开启 阀门，真空泵停止工作时，阀门则关闭，进水量大小可通过旋塞阀调节。4.4 电气控制系统电气控制部分由直流调速控制和加热控制系统两大部分组成，它们组装在机身 一侧的电气控制箱内。43湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）加热系统通过温度指示调节仪实现加热部分温度的准确控制和在超温状态时 进行超温报警和调节。4.4.1 直流调速系统本次设计的双螺杆挤出机的主螺杆电机采用了直流电机，主螺杆电机为直 流电动机，其主要技术参数为：额定功率为 55 KW、额定电压 440V、额定转速为 500r/min。 通过改变加在电动机电枢两端电压的大小，便可实现直流电动机的转速调节。 电动机的速度由给定电压决定，测速发电机产生的速度反馈电压与速度给定电压相 比较，其差值输入到速度调节器，经速度调节器的 PI（比例积分）调节后的输出电 压作为电流小闭环的电流指定值。电流反馈信号取自互感器，经整流后与电流指定 值相比较，其差值输入电流调节器，经电流调节器调节后的输出电压去控制触发器 的移相角度，从而改变可控硅的输出电压，使电动机的速度和速度给定值相一致， 实现了速度的自动调节。 速度调节环扩大了调速范围， 维持了工作速度的恒定， 实现了转速的无差调节。 电流调节环可把起动电流稳定在允许的最大值，达到最优控制。在过载或堵转时可 获得理想的下垂特性。在电阀电压波动时，由于其的快速作用，保证了电机的转矩 平衡，而不致产生自转速量的变化。 本调速系统采用了新一代的可控硅调速装置，相同于进口系统，主控制板采用 紧凑板结构，调节器、触发器及保护环节集中在一快板上。主回路器件选用了可控 硅模块，主机的控制装置集中在一个小型笼式箱体内，主控板与箱体的连接采用翻 板方式，能旋转，具有结构紧凑，技术先进，性能可靠，使用维护方便等优点。 主螺杆电机采用三相全控桥具有速度控制和电流控制的双闭环调速系统，其具 有良好的动态性能和静态指标。4.4.2 加热控制系统本挤出机加热控制回路用小型断路开关代替了老式的熔断器，在过载和短路保 护时，小型开关自动断开，在故障排除后，则可重新合上该开关，继续参加工作。 加热装置采用电阻加热器，其中料筒上的三段加热装置采用了先进的瓷块加热 器，其热容量高，寿命长，安装使用方便，且安全可靠。 本系统共设置了十二组加热段： 螺杆油温加热段功率为 料筒第一段加热功率为 15KW 6KW44湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）料筒第二段加热功率为 料筒第三段加热功率为 合流芯加热功率为2.5KW 3KW 2KW在控制箱前端部设置了五组电加热器和热电偶的插接装置，供用户选择使用， 每组最大输出功率不得超过 7KW。 加热器供电电压采用 220V/380V 三相四线制的供电方式，使装置在加热过程中 电网三相负荷保持平衡。同时也可用于单相 220V 和线压 380V 的加热装置上。 在控制箱的每个温度指示调节仪下方，设置了三只加热指示灯，当电加热圈加 热时，指示灯发亮，当电加热圈中有一组加热元件损坏时，对应的指示器熄灭，及 时反映出该组电热圈有否损坏，以便及时进行更换，保证加热要求。 加热段的温度控制采用了国际 DIN 规格（96×96）的时间比例式温度指示调节 仪，配用热电偶实现现温度的检测指示，调节和自动控温。 至此，整个同向啮合双螺杆挤出机的设计已基本完成。45湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）结论经过三个月的专心设计，我的毕业设计已经接近尾声。毕业设计是我们每个大 学生大学生活的最后一个重要环节，是对大学四年学习过程综合能力的考核。对每 个学生来说，毕业设计既总结了我们大学所学的理论知识，又给我们提供了应用所 学知识和锻炼动手能力的机会，是对大学四年学习的检验和完善。 我的毕业设计题目是工业用复合塑料挤出机的设计。这次所设计的双螺杆挤出 机，所涉及的知识较为广泛，所以整个设计过程又是一个学习的过程。通过不断地 查阅资料、请教老师，并且进行现场参观与实物测绘，对有关塑料机械的理论知识 和设计有了较深程度的认识，增强了实际操作经验。同时，为日后工作的独立设计 能力打下了一个良好的基础。 既借鉴了前人已有的优秀成果，同时也渗入了自己的汗水。双螺杆挤出机用于 工业生产，不但需要具有通用挤出机的功能，而且还要具备物料加入量控制和物料 混合的功能。 通过这次毕业设计，我学会了如何查阅资料，如何应用已学过的知识，体会到 了所学理论知识的重要性，逐渐形成了一套自己的从提出问题，到分析问题，最后 到解决问题的思路。这些都会使我在将来的学习和工作中受益匪浅。由于所学知识 有限，以及缺乏实际经验，因此，我的毕业设计中难免存在缺陷和不足之处，恳请 各位老师及评阅者批评指正，我将在今后的学习和工作中进行弥补。46湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）参考文献[1] 耿孝正.双螺杆挤出机及其应用.北京:中国轻工业出版社.2003 [2] 程志红,唐大放.机械设计课程上机与设计.南京:东南大学出版社.2006 [3] 唐大放,程志红.机械设计工程 CAD.徐州:中国矿业大学出版社.2003 [4] 濮良贵，纪名刚.机械设计.北京:高等教育出版社.2006 [5] 甘永立.几何量公差与检测.上海:上海科学技术出版社.2005 [6] 朱复华.基础理论及应用.北京:中国轻工业出版社,2001 [7] 益小苏.高分子材料的制备与加工.浙江:浙江大学出版社.1997 [8] 王善勤.塑料挤出成型工艺与设备.北京:中国轻工业出版社.1998 [9] 王旭,王积森.机械设计课程设计.北京:高等教育出版社.1999 [10] 吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册.北京:高等教育出版社,199947湖南工业大学 2010 届本科毕业设计（论文）致谢本文是在导师林益平老师的悉心指导下完成的，字里行间都凝聚者导师的智慧和 心血。半年来，导师不仅在学术上循循善诱，引导学生不断进取、精益求精，而且在 思想方法上谆谆教诲，传授学生生活和做人的道理。导师活跃的学术思想、渊博的学 识和对工作一丝不苟的工作作风将对我的一生产生重要的影响。在毕业之际，谨向导 师致以深深的谢意。 感谢导师林益平老师在毕业设计过程中的关心和支持。 也感谢各位同学在设计过程中的鼎立相助。 原此次设计顺利完成，以答谢各位老师和同学的支持！ 最后，向在百忙之中评阅本文的各位老师表示衷心的感谢！48