橡膠冷喂料擠出機項目設計方案

橡膠喂料出機目設方案第一章計方案的初步定此次設計的擠出機適應與橡膠的冷喂料擠出機，擠出的成品可直接作為成品或半成品。由于是冷喂料擠出機的長徑比要相應的取大，故膠料在機筒內的時間也相應的增加，同時螺桿和機筒要受到較大的軸向力，從熱平衡的角度考慮，為使擠出機吃料性能增加，對擠出機的加料段要進行加熱，故在機筒上應加加熱通道，并采用蒸汽加熱化段和擠出段要進行冷卻于在此兩段機筒上沿徑向排列有銷釘，故在機筒上橫向開溝槽。在銷釘間隙處依次開槽與相臨兩周向溝槽相通，采用端面密封，循環(huán)，并采用水冷。在螺桿中心鉆水孔（采用端面密封心插入通水管，管中通入冷水，冷水在螺桿前段冷卻，螺桿升溫后，在螺桿后部加料段放熱。對螺桿加熱，完成加熱冷卻過程，從受力角度來說螺桿受力較為復雜，故采用較好的材料并做完整式結構，同樣機筒也要承受較大的摩擦，但為了節(jié)省貴重金屬，故將機筒做成雙筒結構，內筒采用耐磨材料而且可以更換，外筒采用普通材料制成。本次設計的擠出機對傳動部分的要求：可以調整螺桿轉速（最好是無級調速）并且是傳動系統(tǒng)的工作特性滿足擠出機的工作特性，而擠出機的工作特性為恒扭矩工作特性。另外再考慮傳動效率、成本，制造的難以和控制操作的復雜程度，根據(jù)直流電機的優(yōu)點，本設計的傳動部分采用直流電機無級調速機構。本設計的擠出機的機頭部分不是本設計的重點，機頭可根據(jù)產品結構自行安裝。擠出機的銷釘?shù)募庸ず桶惭b，是本次的設計的重點。整個機臺的布置情況如下：直流電機（平鍵）聯(lián)軸器（平鍵）齒輪減速器（平鍵）擠出系統(tǒng)螺桿軸向力的封閉傳導路線如下螺桿——止推軸承——軸承座——箱體——聯(lián)接螺栓——機筒——聯(lián)接螺栓——機頭——膠料——螺桿1.1工原理直流電機通過減速機構將轉速和扭矩傳遞給螺桿，而膠料加入膠料口后，在旋轉螺桿作用下，膠料被搓成團狀沿螺槽滾動前進。因螺桿的剪切壓塑和攪拌作用，膠料受到進一步的混煉和塑化，呈現(xiàn)出粘流態(tài)以一定的壓力和溫度通過機頭得到所需一定形狀的制品。1.2螺設計螺桿的材料為38CrMoAIA,螺桿基本上分為三段：加料段，塑化段和擠出段，銷釘安裝在塑化段（中間段）和擠出段上。1.2.1機構計及要藝數(shù)確螺桿直徑：120mm螺桿長度及其各段長度的分配：根據(jù)工藝要求和資料顯示去長徑比為，L=120×14=1680mm長度分配為L=560mm,間段L=700mm,擠出段L=420mm123螺紋頭數(shù)：加料段為雙頭螺紋，且加單螺紋溝槽，中間段和擠出段為雙頭螺紋螺桿幾何壓縮比ε：一般冷喂料擠出機的壓縮比為取1.8螺紋導程t和螺紋升角β加料段：雙頭螺棱，寬?。?.06-0.08）D=7.2-9.6取8mmt=（0.6-1.5）D=72-180故取150mmα=21.71°彈頭溝槽：寬取22mm，導程t=55mm中間段和擠出段:雙頭螺棱寬取8mm導程t2=t3=80mm,β=β=13.45°23落槽深度H：加料段：螺棱H=（0.125-0.17（15-20.4）取18mm1溝槽為8mm中間段和擠出段H=H=18mm23螺紋斷面形狀：取矩形斷面，推料表面與螺桿根徑用小圓弧=6mm,過渡螺紋背面，1有較大的過渡圓弧R=12mm螺桿頭部形狀：取圓頭桿頭螺桿與減速器低速軸的聯(lián)接方式：采用花鍵聯(lián)接，設計與校核見后面的計算螺桿上的溝槽：在塑化段和擠出段上，與機筒銷釘對應的位置上揩油周向溝槽，溝槽寬度比銷釘直徑大4-6mm。1.2.2螺桿消功與機選功率的計算：N=D

3

(L/D)nk10

-5

K

W

（1-1）式中D=120mm=12cmL/D=14n=424/(D臨

-1/2

)r/min=122.398r/min（1-2）n=(0.1-0.7)n

臨

n取40r/minK=0.005-0.067，K取0.06故N=12

3

1440610

-5

N=58.06KW選擇電機國產冷喂料銷釘冷喂料擠出機的主要性能參數(shù)的類比電機功率P=P/ηdw

a式中p=58.06KWwη=η3η3η=0.963×0.993×0.97=0.84a123P=69.12KWd

故取75KW確定電機的轉速：根據(jù)有關材料推薦的傳動比合理范圍即二級圓柱齒輪減速器i=8-40.故電機轉速的可選范圍：n=nd

螺桿

i=40×(8-40)=320-1600r/minn1000r/mind選Z4-225-31

按工作要求和條件：選用直流電機查機械手冊得：額定電壓440V額定電流227A額定轉速/最高轉速為1000/2000轉效率η=88%1.2.3螺桿強校剪應力的計算：N/mm

2Mn=9550000Nmax/nηmaxN電機最大功率n螺桿最大轉速maxmaxη取0.7-0.8Mn=955000090/500.7=17190000N.mmWn=π/16d3(1-4)1d螺桿根徑1

為內孔徑/螺紋根徑d120-218=84mm1

取40Wn=π/16843(1-（40/84）4

)=110337mm

3=17190000/110337=136N/mm壓應力計算：

2N/mm

2P-膠料對螺桿的軸向作用力N；F-截面斷面積mm

2P=200F

1

F為螺桿外徑投形面積cm21=200π/412

2

=22608NF=π/4d

1

2

=3.14/4842=5539mm

2=22608/5539=4.1N/mm彎曲應力的計算

2最大的彎曲應力在螺桿中部=Mmax/WzMmax=GL/2G為螺桿伸出的重量N，L為伸出長度，=7.9103Kg/m

3G=π/8(D

2

+Ds

2

)L/D127.910

-3=3.14/8×(144+72.56)×14127.910

-3=111.77KgMmax=111.771680/2=93887N.mmWz=π/32(d

1

3

(1-

4

))=3.14/3284

3

(1-

4

)=1/2Wn=55169mm

3∴G=Mmax/Wz=1.7N/mm強度計算：

2按第三強度理論計算螺桿材料38CrMoAlA=

（1-3）=

2=272N/mm

2[]=s/n

s

n=3s

s

=835[]=835/3=278.33N/mm故螺桿滿足要求。

2第二章筒設計本次設計將機筒設計為分段式機筒：喂料段，中間段，擠出段，內部結構設計成組合式，每一段都有襯套和外套組成襯套厚度取（0.1-0.15）D=12-18mm襯套外徑為152mm，外套外徑去240mm2.1加冷卻通的設計和校核2.1.1加料機此段需要加熱加熱蒸汽中空30mm加熱介質為3-4公斤/里面2

飽和蒸汽。2.1.2中間和出機需要冷卻，并且徑向需要加銷釘，所以軸向鉆孔，加冷卻水采用端面循環(huán)的辦法冷卻。2-4m3/h具體設計為：在260的圓周上鉆6個30的孔，端面壓蓋加密封墊密封。冷卻水流量G=Q/C（t2-t1）機式中C=1col/g.ct2-t1=2°Q

機

=Q-QN

機頭

-Q-Q-Q膠散

螺

（2-1）式中Q=860N(65-85)%Kcal/hNQ=8609070%=4.210N

4

cal/hQ

機頭

=0Q=GC（t-t）Kcal/h膠膠出進G=D3n=3.841.2350=332Kg/hC=0.45Kcal/kg.°Ct取120℃t取24℃膠出進

（2-2）C=0.4596332=14342Kcal/h膠Q=Fα（t-t）Kcal/h散機介

（2-3）F=πdl=2003.1412014=1.06m

2α=1.02[（t機-t介）/]

-4=3.97Kcal/Kg.℃Q=1.063.9746=194Kcal/h散Q=G螺

冷螺

C（t-t）Kcal/h冷出進

（2-4）G

冷螺

=2.510

3

Kg/hC=1Kcal/Kg.℃t-t=2℃冷出進Q=2.5×103×1×2=5.0×103Kg/h螺Q

機

=Q-QN

機頭

-Q-Q-Q膠散

螺

（2-5）=4.2×10

4

-0-14542-134-5000=10.2×10

3

Kcal/hG=10.2×103/（1×2）=5.1×103Kg/h體積流量為5.1×10

3

m

3

/hG

冷機筒

=G-G

冷螺

=5.1-2.5=2.6m

3

/h國產的擠出機的機筒的冷卻水用量的參考值的3/h故滿足要求2.1.3機筒強校襯套根據(jù)前面提到的材料問題可選外套材料選襯套外內徑比K=152/120=1.26＞1.1外套外內徑比K=240/152=1.58＞1.1機筒襯套和外套都屬于厚壁圓筒膠料壓力P=10

7

Paa工作應力b裝配應力c合成應力圖2.1

工作應力工作應力如圖2.1a1襯套內壁處：r=-P=-10

7

Pat=P[R

2

2

+R

1

2

)/(R

2

2

-R

1

2

)]

（2-6）=10

7

[120

2

+60

2

)/(120

2

-60

2

)]=1.7×10

7

Pa2襯套與外套結合面處：r=P[R

1

2/(R22

-R

1

2

)](1-R

2

2

/r

2

)

（2-7）=107×3600/10800(1-1202/762)=-5×10

6

Pat=P[R

1

2

/(R

2

2

-R

1

2

)](1+R

2

2

/r2)=1.2×107Pa3:外套軸向應力：z=P[R

1

2/(R2-R221

)]

（2-8）=10

7

×3600/10800=3.3×10

6

Pa2.2裝應力的算如圖2.1bPk=/{[2r/E(R2

2

2

+r

2

)/(R

2

2

-r

2

）+N]+2r/E[(r21

2

+R

1

2

)/(r

2

-R

1

2

)-N]}（2-9）1式中為壓配時產生的過盈量0.046mmE=206×101

3

N/mm

2E=150×102

3

N/mm

2N=0.31N=0.252Pk=0.046/{[2X76/150(120

2

+76

2

)/(120

2

-76

2

+0.25)]+2X76/206[(76

2

+60

2

)/(76

2

-60

2

)-0.3]}=7.7N/mm

21襯套內壁處：r=0t=-2r

2

/(r

2

-R

1

2

)Pk=2×76

2

/(76

2

-60

2

)×7.7=-40.88N/mm

22襯套外壁處：r=-Pk=-7.7N/mm

2t=-(r2+R2)/(r2-R2)Pk11=-(3600+5776)/(5776-3600)Pk=-3.3N/mm

2外套內壁處：r=-Pk=-7.7N/mm

2t=(R

2

2

+r

2

)/(R

2

2

-r

2

）Pk=20176/8624×7.7=18N/mm

24.外套外壁處：r=0t=2r2/(R2-r2)Pk2=2×76×76/(14400-5776)×7.7=10.3N/mm

22.3合應力的算如圖2.1C：危險點在襯套及外套內壁處按第四強度理論襯套內壁：xd=[1/2(r-t)2+(t-z)2+(z-r)2]《[]）r=-10

7

Pa=-1×10N/mm

2t=1.7×10

7

+(-40.88)=-23.88N/mm

2z=0[]=278.3N/mm

2xd=[1/2(-10+23.88)

2

+(-23.88-0)

2

+(10)

2

]

1/2=20.77<[]滿足強度要求(2)外套內壁：xd=[1/2(r-t)

2

+(t-z)

2

+(z-r)

2

]

1/2

《[]）r=-5-7.7=-12.7N/mm

2t=12+18=30N/mm

2z=3.3N/mm

2xd=[1/2(-12.7-30)2+(30-3.3)2+(3.3+12.7)2]1/2=37.96N/mm

2[]=65N/mm

2

<[]滿足強度要求2.4機上銷釘布置銷釘布置在中間段和擠出段，銷釘?shù)呐艛?shù)及每排的數(shù)量的選擇，根據(jù)有關材料，通過類比，一共布置8排銷釘，中間段6排，擠出段排，而且在外套上加工螺孔，用來安裝和拆卸銷釘，注意銷釘?shù)陌惭b的應該避開冷卻水管道。2.5機上各處接螺栓的校核機筒上的聯(lián)接螺栓包括機筒與箱體及各機筒間和機頭的聯(lián)接螺栓，每處都均布得個螺栓，它們所受的力主要是軸向前面可知P=22608N所以每個螺栓所受的工作拉力為P/6=3768N，為使機筒之間不發(fā)生滲漏，則需要預緊力Qp=1MPa乘以受力面積再除以6.Qp

1

=6×π/4×20

2

×2/6=628N取650NQp1=Qp-(C/C+C)FmmbQp=Qp

1

+(C/C+C)Fd≥650+0.25×3768mmb≥3475NQp取3475N螺栓受總拉力Q=Qp+(C/C+C)FmmbQ=34765+0.25×3768=4409NQ滿足強度要求條件為：d≥1[]螺栓查資料的[]=/s=120N/mmsd≥4.131≥17.8mm所以機筒上各處螺栓取M20

2

（2-12）第三章釘設計銷釘是銷釘擠出機的重要組成部件，因此銷釘?shù)脑O計關系到整個設計的好與壞，是本次設計的重點，銷釘?shù)陌惭b位置及個數(shù)（一共排，每排6個，中間段6排，擠出段2排）3.1銷的初步計通過查閱有關資料，銷釘端部都應制成圓臺，以便在銷釘彎曲以后可以方便地從銷釘孔中取出來，為了使銷釘不易斷裂，銷釘采用為了保證硬度要求，要進行分段熱處理部分度和耐磨要求質33-38HRC。另外為了保證發(fā)現(xiàn)意外時，使銷釘螺紋損壞，而不致使機筒螺紋孔損壞，其它部分只需正火，硬度不大于HB250-280.3.2銷具體尺的設計（1）銷釘?shù)闹睆剑海?-1）e為螺棱法向寬度7.8mmh為螺紋溝槽深度18mmn為銷釘個數(shù)36b銷釘插入深度16mm螺紋升角13.43°k計算系數(shù)6d

8

7.82.823.148.7mm為考慮其安全使用，可增大銷釘直徑為，小圓臺為查閱資料，銷釘?shù)木o故螺紋取，旋合長度取20mm第四章輪減速器的設4.1傳部分的計參數(shù)的選取算本次設計的減速器裝置采用二級減速器，輸出端采用花鍵與螺桿聯(lián)接，其大體的如圖4.1所示圖4.1減速器結構簡圖計算傳動裝置的總傳動比，并分配傳動比i=n/n=1000/50=20總d螺i第級傳動比i==5.111i二級傳動比i=i/(1.3-1.4)=3.9221實際總傳動比i=ii=5.1×3.9=19.8912i=Ii-iI/i=19.89-20/19.89=0.5%<5%總運動和動力參數(shù)的計算各軸的轉速：I軸：n=n=1000rpmm軸：n=n/i=1000/5.1=196rpm11軸：n=n/i=196/3.9=50rpmIIIII2螺桿n=50rpmIII各軸的輸出功率：2

=0.98

3

=0.96

4

=0.99I軸：P=P=90×0.99=89.1KwId4II軸：P=PII

d0112

=P

d432=90×0.99×0.98×0.96=83.82KwIII軸：P=PIII=P

d01121322d432=78.86Kw螺桿：P

III2

=78.86×0.96=77.28KwIII：各軸的輸出功率（各軸的輸出功率乘以軸承的效率）2軸：P1=P=87.32Kw2II軸：P

II

1

=P=82.14KwII2III軸：P

III

1

=P

III2

=77.28KwIV各軸的輸入轉矩電機軸的輸出轉矩T=9550P/n=9550×90/1000=859.5N.MddmI軸：T=Ti=Ti=859.5×1×0.99=850.9N.MId001d04軸：T=Ti=Tii112d04

123III軸：T=Ti=TiiiIIIII223d04123

223=859.5×1×0.99×5.1×0.98×0.96×0.96×3.9=14980.N.MT=T螺

III2

=14980×0.98=14680N.MV：各軸的輸出轉矩（各軸的輸出轉矩乘以軸承效率）2軸：T1=T=850.9×0.98=833.9N.M2II軸：T1=T=4082.7×0.98=4001.0N.MIIII2III軸：T

III

1

=T=14980×0.98=14680.4N.MII2將以上各參數(shù)整理于下表4-1表4-1

減速器總體分布功率P（Kw）

轉矩TN.m

轉速

傳動

效率輸入

輸出

輸入

輸出

n(rpm)

比電機軸

i90859.9100010.99I軸89.187.32

850.9

833.9

1000

5.1

0.94II軸83.82

82.14

4082.7

4001.0

196

3.9

0.94III

78.8677.281498014680.450軸螺桿77.2814680504.2齒傳動計4.2.1高速齒傳的核算

10.98由于該減速器的功率較大，故大小齒輪都采用調質及表面淬火，齒面強度為250-280HBSN=60njLh=60×1000×1×10×300×81=1.4×10

9N=N/i=0.27×10211

9Z=1.0Z=1.1Z=Z=1Z=1.6Z=0.92N1N2X1X2wlvRHlim1

=

Hlim2

=690Mpa[]=H1

Hlim1

/S

Hmin

ZZZZN1x1w

LVR

（4-1）=634.8Mpa[]=H2

Hlim1

/S

Hmin

ZZZZ=690/1.0×1.1×1.0×0.92N2X2WLVR=698.38Mpa按齒面接觸強度確定中心距T=833.9N.M=8.3×105n.mm1初選螺旋角=11°Z==0.991初取KtZ2Et=1.0Z=189.8E

a

=0.4i=5.1端面壓力角t===20.1686°基圓螺旋角==b=10.3214°Z==2.46Hat≥(u+1)

3≥293

取295mm估算模數(shù)M=（0.007-0.02（2.06-5.9）取n小齒輪齒數(shù)Z=2acos/m(u+1)1n=2×295×cos11/4×6.1=23.72Z=uZ=23.72×5.1=120.921取Z=24Z=12112實際傳動比i=Z/Z=121/24=5.04實21傳動比誤差i=1i-i1/i×100%理實理=0.04/5.0=0.8%<5%允許修正螺旋角=arccosm(Z+Z)2an21=arccos4(121+24)/2×295=10.56°接近11°不用修正齒輪分度圓直徑d=mZ/cos1n1=4×24/cos10.56=97.654mmd2=mnZ2/cos=492.358mm圓周速度V=dn/60×1011

3=3.14×97.654×100/60×10

3=5.11故采用8級精度驗算齒面接觸疲勞強度K=1.0V/100=5.11×24/100=1.23K=1.17AZV齒寬b=a×a=0.4×295=118b/d1=118/97.654=1.208K=1.23K=1.2K=KKKK=1.0×1.17×1.23×1.2AV=1.727計算重合度：齒頂圓直徑：da=d+2hm=97.654+2×4×1=105.65411ada=492.338+2hm=500.3382a端面壓力角：=arctan(tann/cos)=20.3181°t齒輪基圓直徑:db=dcos=97.654×cos20.3181°11t=91.578mmdb=dcos=492.338×cos20.3181°22t=461.704mm端面齒頂圓壓力角：=arccos(db/da)=arccos(91.578/105.654)at111=21.9143°at2

=arccos(db/da)=arccos(461.704/500.338)22=22.6634°=1/[Z(tan-tan)]+Z[(tan-tan)]1at1t2at2t=1/[24(0.5754-0.3703)]+Z2=1.695=bsin/m=118sin10.56/(3.14×4)=1.722nZ==0.768Z===0.991基圓螺旋角：b=arctan(tancost)（4-2）=tan10.56cos20.3181=arctan(0.186×0.938)=9.897°Z===2.46HH

=ZZZZHE

計算齒面接觸應力：

（4-3）=621.8Mpa<634.8Mpa

833000011897.6542安全驗算齒根彎曲疲勞強度：Flim1

=

Flim2

=290MpaY=Y=1.0m=4<5Y=Y=1.0N1N2x1x2Y=2.0SFmin=1.4ST（4-4）[F1]=[F2]=414MpaZ=Z/cos3=24/cos310.56=25V11Z=Z/cos3=121/cos310.56=127V22Y=2.56Y=2.30Y=1.65Y=1.81Fa1Fa2sa1sa2Y=1-=0.912Y=0.25+0.75cos310.56/1.695=0.670計算齒根彎曲應力：F2

=YYYYF1Fa1sa1=（YY/YY）F1sa2Fa2Fa1sa1

=161.286<290Mpa安全=161.286（2.20×1.81/2.56×1.65）=152.046<290Mpa安全主要參數(shù)如下：d=97.654mmd=492.338mm12

（4-5）（4-6）d=105.654mmd=500.338mma1a2d=d1-2(haf1

×

+c

×

)m=87.657mmd=d-2(hanf21

×

+c

×

)m=482.338mmna=1/2(d+d)=294.5=295mm12齒寬b=b=118mmb=b+(5-10)=126mm2124.2.2計算低級傳動齒輪小齒輪選用40Cr，齒面硬度在250-280HBS間大齒輪選用ZG310-570正火處理硬度162-185HBS之間計算壽命：N=60njLh=60×1×10×300×8×196=2.82×101

8N=2.82×108/3.9=7.2×102

7Z=Z=1.0x1x2

取S

Hmin

=1.0Z=1.0Z=0.92wLVRZ=1.1Z=1.18N1N2

Hlim1

=690Mpa

Hlim2

=490Mpa[]=H1

Hlim1

/SZZZZHminN1x1w

LVR

（4-7）=690×1.1×1.0×0.92=698.3Mpa[]=(440/1.0)×1.0×0.92×1.18=477.7MpaH2[]<[]H1H2

取[]=[]=477.7MpaHH2T=4001000N.mm初定螺旋角=12°1Z===0.989初取KZt

2

t=1.0Z=188.9MpaEU=3.9=0.4端面壓力角=arctan(tan/cos)=20.4147°基圓螺旋角=arctan(tancos)=11.2868°b（4-8）==2.45a(u+1)

3

（4-9）517.4取520mmM=3.64-10.4取6nZ=2acos/m(u+1)1n=2×520×cos12°/6×4.9=34.6Z=UZ=3.9×34.6=134.921Z35Z13512i=Z/Z=135/35=3.86實21i=|3.9-3.86|/3.9=1%<5%修正角=arccos=11.2547°

允許可不修正d=mZ/cos=6×35/cos11.2547°1n1=214.118mmd=mZ/cos=6×135/cos11.2547°2n2=825.882mm周圍速度V=dn/60×1011

3=3.14×214.118×196.1/60×10

3=2.2m/s

取8級精度驗算齒面接觸疲勞強度：K=1.0UZ/100=2.20×35/100=0.77m/sA1K=1.05b=.a=0.4×520=208Vab/d=208/214.118=0.971k=1.081K=1.2K=KkKKAV計算重合度齒頂圓直徑：da=d+2ha*m=214.118+2×1×6=226.118mm11da=d+2ham=825.882+12=887.882mm22端面壓力角：at=arctan(tan/cos)=arctan(tan20/cos11.2547)=20.3618°齒輪基圓直徑：db=dcos=214.118×cos20.3618°11=200.739mmDb=dcos=925.882×cos20.3618°22=774.276mm端面齒頂壓力角：at=arccos(db/da)111=arccos(200.788/226.118)=27.4072°at=arccos(db/da)222=arccos(774.276/837.882)=22.4689°=1/2[Z(tanat-tant)+Z(tanat-tant)]（4-10）1122=1/2[35(0.591-0.371)+135(0.414-0.371)]=1/2×3.14[5.18+5.81]=1.750=bsin/m=208sin11.2547°/3.14×6（4-11）n=2.15Z==0.756Z===0.990基圓螺旋角：b=arctan(tancost)（4-12）=arctan(tan11.254cos20.3618)=10.5733°Z=H=

0.349H

=ZZZZHE

=2.46計算齒面接觸應力：

（4-13）=416.6Mpa<477.7Mpa

208安全Hlim1

=290Mpa

Hlim2

=152MpaY=YN2=1Y=YX2=1.0N1X1Y=2.0SST

Fmin

=1.4[]=414Mpa[]=217MpaF1F2Y=2.46Y=2.22Fa1Fa2Y=1.65Y=1.82Sa1Sa2=2.15>1Y=1-(11.2547/120)=0.906Y=0.25+0.75cos

3

b

/F1

=2K/bd1mn(YYYY)Fa1Sa1

=0.654計算齒根彎曲應力：

（4-14）=87.04<[]414Mpa安全HF2

=YY/YYF1Fa2Sa2Fa1

Sa1

（4-15）=2.22×1.82/(2.46×1.65)×87.04=86.64<217Mpa

安全低級傳動齒輪主要參數(shù)：d=214.118mmd=825.882mm12d=226.118mmd=837.882mma1a2d=214.118-2×1.25×6=199.118mmd=810.882mmf1f2a=1/2(d+d)=520mm12齒寬b=b=208mmb=b+(5-10)=216mm212Z=35Z=13512U=3.9=11.2547°4.3軸軸承的計算與校核4.3.1各軸徑初估按扭矩強度來估算軸徑d:（4-16）I：高速軸材料為40CrA=100P=89.1Kwn=1000rpmd=45II：中間軸材料為45號鋼A=110P=83.82Kwn=196rpmIII：低速軸

d=83材料為45號鋼A=110P=78.86Kwn=50rpmd=128由于可能在軸上開鍵槽為滿足軸的強度要求，對原軸應加粗I軸：d1=45×5%+45=47.25mm軸：d2=83×5%+83=87.15mm軸：d3=128×5%+128=134.4mm各軸軸向尺寸的確定及減速箱的初步設計如下：1

取值8-15取122

1.2為箱壁厚取10

2

取123

即去104

取12內壁長L=3744.3.2軸的體構計I高速軸：d

I

1

=97.654b

I

1

=126軸徑大于47，所以只能做齒輪軸選7310E內徑50T=29.25結構簡圖如下圖4.2高速軸結構簡圖II軸

2

=492.338b1

2

=118d

II

1

=214.118b

II

1

=216軸承選3318E

內徑90T=46.5

根據(jù)軸徑判斷鍵槽26×18結構簡圖如下圖圖4.3II軸結構簡圖III軸：dII2=825.882bII2=208軸承選2007928

內徑140外徑190

T=32鍵槽為36×20結構尺寸入下圖圖4.4III軸結構簡圖4.3.3各軸強校I高速軸：

原始數(shù)據(jù)：T

I

1

=833.9N.m=8.3×10

5

N.mm高速級齒輪d=97.654mm1=10.56°左旋=20°齒輪受力情況如圖4.5:圖4.5高速級齒輪受力圖F=2T/d=2×833900/97.654=1.7×10t11

4

NF=Ftg=1.7×10……4×tg10.56=3.2×10at

3

NFr=Ftg/cos=1.7×104×0.364/0.983t=6.3×10

3

N水平面：F+F=1.7×1012

4F×451=F×359.51tF=17000×359.5/451=1.4×101

4

NF=3×103N2M=d/2F=97.654/2×6.3×103=3.1×105N.mm1aMH=MH=F×91.5=F×359.5=1078500N.mm1212垂直面：F

1

+F1

=F=6300NrF1-451-F×359.5=3.1×105N.mm1rF

1

1

=6300×359.5+3.1×10

5

/451=5709NF

2

1

=591NMV=91.5×5709=522374N.mm1MV=591×359.5=212465N.mm2轉矩：T=833900N.mm計算合成彎矩:M（4-17）1M（4-18）ca1=1.29×10

6

N.mmM

ca2=1.20×10

6

N.mmM=0.6T=0.6×833900=5.0×105N.mmca3有M圖可知:危險面在I—I上caM=1.29×10ca

6

N.mm直徑60W=/32d13=3.14×603/32=21195mm

2ca=Mca/W=1.29×10

6

/2.12×10

4=61Mpa[]=70Mpaca<[]H

-1

滿足強度要求中間軸：原始數(shù)據(jù)：T=4001N.m=4000000N.mmd2=492.338=20=10.56°右旋1d

11

2

=214.118=20=11.2547°右旋齒輪受力：I：Ft=2T/d=2×4000000/492.338=16249N211Fr=Fttg/cos=16253×0.364/0.983=6018N22Fa=Fttg=16253tg10.56=3030N22II：Ft=2T/d=2×4×106/214.48=37363N311Fr=Fttg/cos=37363×0.364/0.981=13864N33Fa=Fttg37363=7435N33受力如圖4.6：圖4.6中間軸齒輪受力簡圖I：水平面受力：F+F=Ft+Ft122

3F.439-Ft154.5-Ft(179+154.50)=0122F+F=16249+3736312F439=1.02×101

7F=2.6×104N1F=2.8×102

4

NMH=MH=2.6×101112

4

×105.5=2.7×10

6

N.mmMH1=MH=2.8×104×154.5=4.3×10+N.mm11112II：垂直面受力：F

1

1

+F

2

1

+F

r

2

-F

r

3

=0F1439+F2(179+145.5)-M-M-F3154.5=01r111rF

1

1

=7.5×10

5

+8.0×10

5

+13864×154.5-6018×333.5/436=3.9×10

3

NF1=F3-F2-F1=3946N2rr1M=FVI1

1

1

×105.5=4.1×10

5

N.mmM=M-M=4.1×10VI2VI11

5

-7.5×10

5

=-3.4×10

5

N.mmM

VII2

=F1×154.5=3946×154.5=6.1×105N.mm2T=4000000N.mm計算扭矩（合成）Mca==0.6M=M

ca11

==)6)(4000000

2=3.6×10

6

N.mmMc=a12=(3.4

)

2

(2.7

6

)

2

2=3.6×106N.mmM

ca111

==

6

)

2

6

)

2

(40000000.6)

2=5.1×10

6

N.mmM

ca112

==(6.15)0.6)

2=5.0×10

6

N.mm有Mca可知II-II處危險面：Mca=5.1×106N.mm

直徑100mmW=d/32=3.14×1000000/32=98125mm3

3ca

=Mca/w=51Mpa45鋼正火[-1]=55Mpa低速軸：

安全原始數(shù)據(jù)：T=14980N.m=14980000N.mmd2=825.882b2=208=11.2547°1111n=20°齒輪受力圖如圖4.7所示

左旋圖4.7低速級齒輪受力簡圖Ft4=2T1/d1=2×14980000/825.882=3.6×10

Fr4=Ft4tgn/cos=13104/0.98=13358NFa4=Ft4rg=36000×0.199=7164NII:水平面受力分析：F'

r'

r4

0F'

13358F'61F'2.43NF'N'1

3Mr2215758)

6

N

3III：扭矩：

NMM

H

2

r

2MMca

H

M

r

T)

M

M

H

2

M

r

2

T)()5)214980000)

2M

M

H

2

r

2

T(

6

)

2

6

)

2

(14980000

2M

6N0.614980000

M圖可知

此處

危險截面在III—III處M6ca中空直徑11

d44)1

32

(1464504)301177

3

6

30117745鋼正火處理4.4軸的校核

[]

30MPa所以滿足強度要求本次設計將三軸的軸承都面對面安裝I：高速軸軸承型號為7310E

CCrore0.35

r2.1計算其壽命先求軸承所受徑向力

R

RF2F11

2

4

)

2

(5709)

2

（4-19）

4

NF22

2

2

2

(3

3

)

2

(591)N附加軸向力：S=R/2r1

4

3.4

N

3100

3.4

912方向如圖4.8所示圖4.8高速軸軸承安裝方向FF1A4412NA1212N2∵

A

4412R15000

∴利用插值法：X=1Y=0A

1212R3100

X=0.4Y=1.6因此

PfA)m11

（4-20）22500PffA)2m24769所以P

來計算壽命h

10

6

60n

(

fct

p

)

（4-21）

10

3

n1000

II：中間軸：軸承型號7318E

C322Crrr1.7

e先計算軸承所受徑向力：RRF2F1

R(2.6

4

)

2

3

)

22.63

NRF2

F

4

)

2

(3946)

22.83附近軸向力：

N圖4.9中間軸軸承安裝方向

R

2r

26300

2N

28300

2F2

8324向左∴左緊又松a832412729A83242∵

A∴

12729R26300X0.4

))A

8324R28300

因此

2PfR)112729)PfXA)2m22N所以P計算其壽命10h

n

fct

10

3

196

10

6

60

322000

46329

10

3Ⅲ

低速軸軸承型號為2007928

CCr0re計算軸承的壽命

先計算軸承所受徑向力

R

RRF2F11

2(2400)

1449856815760000NRF

F

'

2

1575828677附加軸向力：圖4.10低速軸軸承安裝方向

R

2r

12278

22.12923N

R

2r

r

4.2

6828FS(29237164)Fb2a

2

fc6fc6∴

A2923NA10087N1aA1

A

10087R28671

X0.4

1.6因此

PfR)118417PfXA)2m2210887)41411N所以利來計算其壽命：10h

(tn

103

n50

)h

三根軸的軸承滿足使用要求避免了軸承使用壽命過短而產生浪費，影響生產。4.5各上的平校核中間軸上的兩個平鍵，低速軸上有一個平鍵pp平鍵強度滿足的條件

p

273

/其中T

轉矩

L

N0.5h為工作長度[]p

許用擠壓應力中間軸兩處平鍵：b28

（軸徑100）根據(jù)齒寬

l為鍵長l取90mm

減去bl取180mmK

2

p

4001000

p

100

查表對于[]

[]2

均小于

[]p因此兩處平鍵均合格低速軸的一處平鍵l

取170

b20k

取10

Nd146N

21