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第4章 減速器的設計 4.1計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 4.1.1 減速器傳動比的分配 ， 考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應有相近的浸油深度。因此=，。 4.1.2減速器各軸動力參數(shù)的計算 1、 各軸轉速的計算 r/min r/min r/min r/min 2、 各軸輸入功率的計算 Kw Kw Kw Kw 3、 各軸輸入轉矩的計算N·m N·m N·m N·m 4.2齒輪的設計計算 4.2.1高速級齒輪的計算 1、選擇齒輪傳動精度等級、材料及齒數(shù) ⑴水泥攪拌機作為一般工作機，速度不高，參考表5.1選用7級精度。 ⑵材料選擇。選擇小齒輪材料為45鋼，調質處理，硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼，正火處理，硬度為200HBS。 ⑶. ⑷高速級。 ⑸初選小齒輪齒數(shù)=22,大齒輪齒數(shù)=2×6.2=136。 ⑹選取螺旋角 2、按齒面接觸疲勞強度設計 ⑴根據(jù)工作條件，選取載荷系數(shù)K=1.6。 ⑵計算小齒輪傳遞的轉矩 N·m ⑶選取齒寬系數(shù)=1 ⑷材料的彈性影響系數(shù)，標準齒輪。 ⑸ ⑹按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限MPa ⑺計算應力循環(huán)次數(shù) ⑻基礎疲勞壽命系數(shù)， ⑼計算基礎疲勞需用應力 取失效率為1%，安全系數(shù)S=1,得 =0.90×600=540MPa MPa 3.⑴計算小齒輪分度圓直徑，代入[]中較小值 =mm ⑵計算圓周速度 ⑶確定齒輪參數(shù) mm mm mm b/h=61.34/6.03=10.17 ⑷縱向重合度 ⑸計算載荷系數(shù)k 已知 ， ⑹按實際的載荷系數(shù)矯正所算的分度圓直徑為 mm ⑺計算模數(shù) 4、按齒根彎曲強度設計 ⑴確定計算參數(shù) ?計算載荷參數(shù) ?由查得螺旋角影響參數(shù) ?當量齒數(shù) ④齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)為：，；，。 ⑤由應力循環(huán)次數(shù)得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 ⑥兩齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為MPa，MPa。 ⑦計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得 =MPa MPa ⑧計算大小齒輪并加以比較 大齒輪數(shù)值大。 ⑵設計計算 對比計算結果取=3.于是有，取23，則 取143 5、⑴計算中心距圓整為259. ⑵按圓整后的中心距修正螺旋角 因β值改變不多，故參 數(shù)、、等不必修正。 ⑶計算大小齒輪分度圓直徑 mm mm ⑷齒輪寬度mmmm 4.2.2低速級齒輪的計算 1、選擇齒輪傳動精度等級、材料及齒數(shù) ⑴水泥攪拌機作為一般工作機，速度不高，參考表5.1選用7級精度。 ⑵材料選擇。選擇小齒輪材料為45鋼，調質處理，硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼，正火處理，硬度為200HBS。 ⑶。 ⑷高速級。 ⑸初選小齒輪齒數(shù)=22,大齒輪齒數(shù)=22×6=132。 ⑹選取螺旋角 2、按齒面接觸疲勞強度設計 ⑴根據(jù)工作條件，選取載荷系數(shù)K=1.6。 ⑵計算小齒輪傳遞的轉矩 N·m ⑶選取齒寬系數(shù)=1 ⑷材料的彈性影響系數(shù)，標準齒輪。 ⑸ ⑹按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限MPa ⑺計算應力循環(huán)次數(shù) ⑻基礎疲勞壽命系數(shù)， ⑼計算基礎疲勞需用應力 取失效率為1%，安全系數(shù)S=1,得 =0.93×600=558MPa MPa 3.⑴計算小齒輪分度圓直徑，代入[]中較小值 =mm ⑵計算圓周速度 ⑶確定齒輪參數(shù) mm mm mm b/h=105.6/10.5=10.2 ⑷縱向重合度 ⑸計算載荷系數(shù)k 已知 ， ⑹按實際的載荷系數(shù)矯正所算的分度圓直徑為 mm ⑺計算模數(shù) 4、按齒根彎曲強度設計 ⑴確定計算參數(shù) ?計算載荷參數(shù) ?由查得螺旋角影響參數(shù) ?當量齒數(shù) ④齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)為：，；，。 ⑤由應力循環(huán)次數(shù)得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 ⑥兩齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為MPa，MPa。 ⑦計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1,得 =MPa MPa ⑧計算大小齒輪并加以比較 大齒輪數(shù)值大。 ⑵設計計算 對比計算結果取=4.于是有，則 5、⑴計算中心距圓整為337mm。 ⑵按圓整后的中心距修正螺旋角 因β值改變不多，故參 數(shù)、、等不必修正。 ⑶計算大小齒輪分度圓直徑 mm, mm ⑷齒輪寬度mmmm 4.3軸的設計計算 4.3.1輸入軸軸Ⅰ的設計 1、軸的材料選擇和最小直徑估算 初選軸的材料為45鋼，調質處理。按扭轉強度法進行最小直徑估算，即：126×mm,因電動機輸出軸直徑為55mm因此考慮到聯(lián)軸器的型號取軸的最小直徑為mm. 2、軸的結構設計 ⑴各軸段直徑的確定 ：最小直徑，安裝大帶輪的外伸軸段，mm。 ：密封處軸段=50mm。 ：滾動軸承處軸段，=55。滾動軸承選取30211，其尺寸為=55mm×100mm×22.75mm×21mm。 ：過渡軸段，由結構定，=55mm。 齒輪處軸段，由于小齒輪直徑較小，采用齒輪軸結構。過一周和齒輪的材料和熱處理方式需一樣，均為45鋼，調制處理。 ：過渡軸段，由結構定，=60mm。 ：滾動軸承處軸段，==55mm。 ⑵各軸段長度的確定 ：由聯(lián)軸器及箱體結構、軸承端蓋、裝配關系確定，=162mm。 ：由高速級小齒輪寬確定=75mm。 ：由裝配關系、箱體結構等確定=116mm。 ：由滾動軸承及檔油盤裝配關系確定=51mm。 3、細部結構設計 輸入軸外伸軸段處鍵mm×9mm-82mm；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為。 4.3.2中間軸軸Ⅱ的設計和計算 1、軸的材料選擇和最小直徑的估算 選擇州的材料為45鋼，調質處理，對稱循環(huán)彎曲許用應力[]=60MPa。 初步確定軸Ⅱ的最小直徑，即103mm 由于安裝滾動軸承取mm。 2、軸的結構設計 ⑴各軸段直徑的確定 ：最小直徑，滾動軸承處軸段，==50mm。滾動軸承選取30210，其尺寸為=50mm×90mm×21.75mm×20mm。 ：由高速級大齒輪軸段，=70mm。 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，=75mm。 ：，低速級小齒輪軸段=96mm。 ：滾動軸承處軸段，==50mm。 ⑵各軸段長度的確定 ：由滾動軸承及裝配關系確定，=45mm。 ：由高速級大齒輪的轂孔寬度=70mm確定，=70mm。 ：軸環(huán)寬度，=5mm。 ：有低速級小齒輪的轂孔寬度=100mm確定，=100mm。 ：由滾動軸承及裝配關系等確定，=63mm。 3、細部結構設計 高速級大齒輪處鍵mm×11mm-60mm；齒輪輪轂與軸的配合選為；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的公差直徑選為。 4.3.3輸出軸軸Ⅲ的設計 1、軸的材料選擇和最小直徑估算 初選軸的材料為45鋼，調質處理。按扭轉強度法進行最小直徑估算，即：102×mm,因輸出軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器需開鍵槽，應將軸徑增大。=95mm. 3、軸的結構設計 ⑴各軸段直徑的確定 ：滾動軸承處軸段，=100mm.滾動軸承選取30220，其尺寸為=100mm×180mm×37mm×34mm。 ：過渡軸段，=105mm。 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，=110mm。 ：低速機大齒輪處軸段，=105mm。 ：滾動軸承處軸段，==95mm。 ⑵各軸段長度的確定 :由聯(lián)軸器的轂孔寬和箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，=220mm。 ：由滾動軸承及裝配關系等確定=64mm。 ：過渡軸段，=59mm。 ：軸環(huán)，=5mm。 ：低速極大齒輪處軸段，=95mm。 ：由滾動軸承及裝配關系等確定，=64mm。 4、細部結構設計 安裝聯(lián)軸器的外伸軸段處鍵mm×16mm-164mm；低速級大齒輪處鍵mm×16mm-90mm；齒輪輪轂與軸的配合選為；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為。 5、軸的校核 ⑴計算齒輪受力 ，N N ⑵作簡圖如下各支點位置由軸上相關尺寸確定。 ⑶計算軸的支反力、水平支反力 N N 垂直面支反力 N N ⑷軸的彎矩計算 截面處的水平彎距 N·mm 截面處的垂直彎距 N·mm 截面處的合成彎距 = =184390.89 N·mm ⑸作彎矩圖 ⑹按彎扭組合強度條件校核軸的強度，取，則有 MPa ，故強度足夠。 圖4.1 軸的力學模型及彎矩、轉矩圖 4.4鍵的選擇與校核 高速軸：由高速軸的細部結構設計，選定：高速軸外伸軸段處鍵1為 ， 標記：鍵； 中間軸：由中間軸細部結構設計，選定：高速級大齒輪處鍵2為 ， 標記：鍵。 低速軸：由低速軸細部結構設計，選定：低速級大齒輪處鍵3為 ， 標記：鍵； 安裝聯(lián)軸器的外伸軸段處鍵4為 （）， 標記：鍵。 鍵的校核 由于同一根軸上的鍵傳遞的轉矩相同，所以只需校核短的鍵即可。 鍵1：高速軸外伸軸段mm；鍵的工作長度mm=66mm；鍵的接觸高度mm=4.5mm；傳遞的轉矩N·m；鍵靜聯(lián)接時的擠壓許用應力[]=100MPa。 =MPa＜[],鍵聯(lián)接強度足夠。 鍵2：高速級大齒輪軸段mm；鍵的工作長度mm=42mm；鍵的接觸高度mm=5.5mm；傳遞的轉矩N·m；鍵靜聯(lián)接時的擠壓許用應力[]=100MPa。 MPa＜[],鍵聯(lián)接強度足夠（采用雙鍵連接）。 鍵3：低速級大齒輪軸段mm；鍵的工作長度mm=57mm；鍵的接觸高度mm=8mm；傳遞的轉矩N·m；鍵靜聯(lián)接時的擠壓許用應力[]=100MPa。 MPa＜[],鍵聯(lián)接強度足夠。 4.5滾動軸承的選擇和計算 1滾動軸承的確定 由上確定：軸承Ⅰ為30211圓錐滾子軸承。 軸承Ⅱ為30210圓錐滾子軸承。 軸承Ⅲ為30220圓錐滾子軸承。 2軸承Ⅰ的使用壽命校核 軸承Ⅰ為30211圓錐滾子軸承,KN,KN,, （1） 計算兩軸受到的徑向載荷FNV1、FNV2 （2） 求兩軸的計算軸向力Fa1、Fa2 軸承派生軸向力Fd=eFN 查表得e=0.37 Fd1=0.37FN1=0.37886.2=327.9N；Fd2=0.37FN2=0.371603.9=593.4N Fa1=Fae+Fd1=667.8+886.2=1554N；Fa2=Fd2=593.4N （3） 計算當量動載荷P1和P2 ； 查手冊得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 X1=0.4 Y1=1.6；X2=1 Y2=0 因軸承運轉中有中等沖擊載荷，去fp=1.5 P1=fp(X1FN1+Y1Fa1)=1.5(0.4886.2+1.61554)=4261.32N P2=fp(X2FN2+Y2Fa2)=1.5(11603.9+0593.4)=2405.85N （4） 驗算軸承壽命 因為P1＞P2，所以按軸承1的受力大小驗算 ＞5年,軸承具有足夠的壽命。 4.6潤滑與密封 1齒輪的潤滑 經過齒輪零件的設計后，由于齒輪的圓周速度m/s，采用浸油潤滑。 2滾動軸承的潤滑 由滾動軸承的的圓周速度可以選擇軸承為脂潤滑。 4.7減速器的設計資料 鑄鐵減速器箱體主要結構尺寸 mm（低） 箱座壁厚 =mm,取=10mm 箱蓋壁厚 =mm，取=9mm 箱座凸緣的厚度 =1.5=1.5×10=15mm 箱蓋凸緣的厚度 =1.5=1.5×10=15mm 箱底座凸緣的厚度 =2.5=25mm 箱座肋厚 ≈0.85×10=8.5mm 箱蓋肋厚 ≈0.85×10=8.5mm 地腳螺栓直徑與數(shù)目 mm， 軸承旁連接螺栓直徑 mm 箱座箱蓋連接螺栓直徑 mm,取12 聯(lián)接螺栓直徑 mm 沉頭座直徑 mm 凸緣尺寸mm，mm 定位銷直徑 mm 軸承蓋螺釘直徑 mm 吊環(huán)螺釘直徑 =12mm 大齒輪圓頂與箱體內壁距離 ，取10mm 1 緒論 1.1單螺桿擠出機 螺桿擠出機分為單螺桿擠出機和多螺桿擠出。單螺桿擠出機是聚合物工業(yè)中最重要的一類擠出機。其主要優(yōu)點為成本較低、設計簡單、堅固而可靠、以及滿意的性能成本比。常規(guī)塑化擠出機的螺桿具有3個不同的幾何段，見圖下圖： 圖1-1常規(guī)擠出機螺桿幾何形狀 這種幾何形狀也稱之為“單級”?！皢渭墶笔侵高@種螺桿盡管有3個不同的幾何段，但事實上僅有一壓縮段，第一段(最靠近進料口)的螺槽—般較深。此段中的物料大都處于固體狀態(tài)。此段稱之為螺桿的進料段。最末段(最靠近模頭)的螺槽通常較淺。此段中的物料大都為熔融狀態(tài)。此蟬桿段稱之為計量段或擠出段。第二段連接進料段和計量段。此段稱之為過渡段或壓縮段。多數(shù)情況下，螺槽深度(或螺棱高度)從進料段向計量段以線性方式減小，因而使物料在螺槽中經受壓縮．以后將證明這種壓縮作用在多數(shù)悄況下對擠出機的正確運行是必不可少的。 1.1.1基本操作 單螺桿擠出機的操作相當簡單。物料從加料斗進入。通常物料靠重力由加料斗流入擠出機機筒。有些物料在干燥狀態(tài)不易流動，必須采用特殊措施防止物料在進料斗中掛料。物料一旦落入擠出機機簡，即處于擠出機螺桿和機筒之間的環(huán)狀空間內，并進而為螺棱的主動螺腹和被動蝶腹螺槽所包圍。機簡靜止而蟬桿旋轉。因此，摩擦力都作用于物料以及機筒和螺桿表面。至少物枓處于固體狀態(tài)(低于熔點)，這些摩擦力負責向前輸送物料。 物料向前運動時，即因摩擦產生的熱和機筒加熱器傳導的熱而被加熱。當物料溫度超過其熔點，則在機筒內表面形成熔膜，塑化段即由此開始。必須指出，塑化段起點通常不是壓縮段起始點。各功能段的分界線取決于聚合物性能、擠出機幾何形狀以及操作條件。因而，分界線可因操作條件改變而改變。然而，螺桿的幾何段由設計確定，不因操作條件的變化而變化。當物料向前運動時，在各個位置的固態(tài)物料量將因熔融而減少。當全部固態(tài)聚合物消失時則達到塑化段末端，而熔體輸送段開始。在固體輸送段中，將熔體均勻的輸送給模頭。 當聚合物流進模頭時，即呈現(xiàn)模頭流道的形狀，因而，當高聚物離開模頭時，其形狀或多或少的符合模頭流道最后部分的斷面形狀。由于模頭產生流動阻力，所以需要壓力迫使物料通過模頭。這種壓力通常稱之為模頭壓力。模頭壓力因模頭形狀(特別是流道)、高聚物熔體溫度、通過模頭的流率、以及高聚物熔體的流變特性所決定。模頭壓力由模頭產生而不由擠出機產生。擠出機只是產生足夠的壓力，以迫使物料通過模頭。如聚臺物、擠出量、模頭、模頭溫度均相同，則無論擠出機是齒輪泵單螺桿擠出機，還是雙螺擠出機等都不會造成差異，機頭力相同。因而模頭壓力是由發(fā)生在。 1.1.2排氣擠出機 排氣擠出機在設計和功能上與非排氣擠出機有很大區(qū)別。排氣擠出機在其機筒上有一個或多個開口(排氣口)，揮發(fā)物可由此逸出。因而．排氣擠出機能連續(xù)從聚合物中連續(xù)排除揮發(fā)物。這種排氣增加了一種非排氣擠出機所沒有的功能。除排出揮發(fā)物外，還可利用排氣口向聚合物添加某些組分，渚如添加劑、填充劑、反應組分等等。這顯然增加了排氣擠出機的多功能性，并且還有額外的好處，即只要堵塞排氣口并在可能情況下變換螺桿幾何形狀，排氣擠出機即可作為常規(guī)非排氣擠出機。 圖1-2排氣擠出機基本結構 螺桿的設計對排氣擠出機的正確運，非常關鍵。困擾排氣擠出機的主要問題之一是排氣口溢料。在這種情況下，不僅揮發(fā)物通過排氣口釋放，而且也流出一定量的聚合物。因而，擠出機螺桿必須設計成使排氣口(排氣段)下面的聚臺物中不呈正壓，這就導致開發(fā)二級擠出螺桿，尤其是為排氣擠出機所設計的二級擠出螺桿。二級擠出螺桿有被釋壓/排氣段所分隔的兩個壓縮段。這由各類似于沿一根軸串聯(lián)相接的兩根單級擠出螺桿。 1.1.3橡膠擠出機 用于彈性體加工的擠出機的歷史比任何其它類型的擠出機都長。用于橡膠擠出的工業(yè)機器早在19世紀下半葉即已間世。一些早期的擠出機制造商有美國John Royle和英國Frsncis Shaw。德國主要橡膠擠出機制造商之一是Paul TrosteL事實上, Paul TrosteL仍為主要的擠出機制造商。盡管橡膠擠出機問世已超過一個世紀，但有關橡膠擠出文獻的缺乏今人吃驚；某些橡膠手冊討論了橡膠擠出，但在多數(shù)情況下，資料非常貧乏而且實用性有限。最早的橡膠擠出機是為熱喂料擠出制造的。這些擠出機用來輥煉機或其它混煉裝置的熱料喂料。1950年左右，開發(fā)了冷喂料擠出。冷喂料擠出被認為有以下優(yōu)點： ——設備投資?。? ——料慍控制較好； ——勞功成本降低： ——能處理更廣泛品種的配混膠料。 1.2 多螺桿擠出機 1.2.1雙螺桿擠出機 雙螺桿擠出機又包括平行雙螺桿擠出機和錐形雙螺桿擠出機。平行雙螺桿擠出機有同向和異向之分。近幾年，隨著國內電子電器、通訊、汽車等領域的飛速發(fā)展，材料改性與配混技術市場需求大增。同向雙螺桿配混擠出機作為市場最大的受惠者，一度幾乎成為雙螺桿的代名詞。從最初的高技術含量設備發(fā)展至今，已成為大眾化的設備之一。盡管各個廠家仍然存在技術含量與實力的差別，不能否認的是雙螺桿擠出機在中國的發(fā)展已相當成熟，尤其是在中小型機市場。相較而言，異向平行雙螺桿擠出機國內開發(fā)較少，而成型所用設備更多的為錐形雙螺桿擠出機。錐形雙螺桿擠出機廣泛應用于異型材成型，在建筑門窗加工領域應用獲得成功。由于雙螺桿擠出機的產量高，混合性能優(yōu)于常規(guī)單螺桿擠出機，普遍采用積木式結構易于根據(jù)不同材料進行調整，因此成為擠出加工市場的主導力量。 雙螺桿擠出機是一種具有兩根阿基米德螺桿的機器，很明顯，這是非常一般的定義。然而，一旦定義更明確，就將其限于雙螺桿擠出機的特定分類之中。由于設計、操作原理以及應用領域方面的巨大差異，雙螺桿擠出機種類繁多。所以，難于對雙螺桿擠出機作出全面的評述。各種雙螺桿擠出機之間的差異頗大于單螺桿擠出機之間的差異。這是可想而知的，因為雙螺桿結構大量增加了設計變量的數(shù)目，諸如旋轉方向、嚙合程度等等。雙螺桿擠出機的分類見表表1-2。這種分類主要基于雙螺桿擠出機的幾何構型。有些雙螺桿擠出機的功能與單螺桿擠出機非常相同。其它雙螺桿擠出機操作完全不同于單螺桿擠出機。并且用于非常不同的應用領域。 1.2.2多（＞2）螺桿擠出機 有各種類型的擠出機配備兩根以上的螺桿。較熟知的一例是行星輥式擠出機。見圖1-3. 這種擠出機看起來類似單螺桿擠出機，實際上，進料段與標準單螺桿擠出機的相同。然而，擠出機的混合段則大小不相同。在擠出機的行星輥段中，六個或更多的均勻分布的行星螺桿環(huán)繞主螺桿的周圍旋轉。在行星螺桿段中，主螺桿又稱太陽螺桿.行星螺桿與太陽螺桿和機筒嚙合。因此，行星機筒段上必須行星螺桿上的螺棱相對應螺槽。行星機筒段通常是用法蘭與進料料筒段相連接的分離料筒段。 在擠出機的開始部分，于行星螺桿之前，物料像在普通單螺桿擠出機中一樣向前運動。當物料達到行星段時，要在此處充分塑化，物料處于由行星螺桿、太陽螺桿和機筒之間的輥壓作用產生的強烈混合中。相對于機筒長度而言，機筒、太陽螺桿和行星螺桿的螺旋形 圖1-3行星輥式擠出機 設計表面積大。導致有效的排氣、熱交換和溫度控制。因而能加工熱敏性配混料而降解最少。正因為如此，行星式齒輪擠出機常常用于硬質和增塑PVC配料的擠出或配混。行星輥段也用作普通擠出機的附加裝置以改善混合性能。另一種多螺桿擠出機是四螺桿擠出機，如圖1-4。 這種擠出機主要用于排除溶劑，從40%溶劑至低達0.3%。急驟排氣發(fā)生在附加于機筒上的圓拱形排氣室，然后，由急驟排氣產生的多泡物料被四根螺桿輸出。多數(shù)情況下，裝備有后續(xù)排氣段以便進一步降低溶劑含量。 圖1-4四螺桿擠出機 1.3新型擠出機 隨著近年來市場發(fā)展的需要，國內外不同廠家紛紛推出各種特殊結構的單螺桿擠出機，以適應特殊的市場需要。以下特別介紹幾種特殊擠出機在國內的研發(fā)進展。 1.3.1手提式擠出機 北京化工大學成功開發(fā)一種超高速微型手提式單螺桿擠出機。該機器螺桿直徑僅12mm，機器總重量不到2.5kg；螺桿工作轉速800~1200rpm，可實現(xiàn)連續(xù)或間歇工作。此外由于所加工物料具有高壁面滑移性以及極易架橋的特點，配有專門設計的強制加料裝置；由于擠出機為手提式操作，設計了特殊的多路排氣裝置，以充分保證氣體的排出。此外，該機器還具有深槽大螺距、兩種驅動方式可選（電動、氣動）、整機易于清理、保養(yǎng)、維修等特點。該機器最初為加工一種特殊的低密度低粘度物料設計，并可用于各種低粘度物料的擠出加工，如熱熔膠、低分子量樹脂、各種石蠟、燃料、顏料、化妝品等的加工成型。 超微型擠出機的研究開發(fā)，存在許多一般設備設計加工過程中難以想像的困難，據(jù)介紹，該設備開發(fā)的關鍵在于微型擠出機的加料、排氣、實現(xiàn)低溫擠出輸送等問題的解決。 1.3.2磨盤擠出機 國內多個廠家已完成磨盤擠出機的開發(fā)，實現(xiàn)磨盤擠出機的商業(yè)化生產。高填充物料使用普通單螺桿或雙螺桿擠出機加工存在較大的難度。雙螺桿擠出機用于玻纖增強配混時，若玻纖含量超過45%，加工就會變得相當困難。在加工磁性材料時，通常磁粉的添加量高達60%~70%，有時甚至達到90%以上。用普通擠出機進行磁性材料的加工與造粒幾乎是不可能的。國內一些廠家和科研院所，根據(jù)國內磁性材料以及其他高填充物料的需要，悉心研發(fā)出獨立設計的磨盤擠出機。典型例子如北京鳳記和北京化工大學。磨盤擠出機可以通過調整磨盤組合以適應不同高填充材料，如玻纖增強、磁性塑料、導電材料、新型陶瓷等物料的擠出加工。為了適應高填充物料的擠出加工需要，北京化工大學也在進行磨盤擠出機直接擠出成型的試驗研究，并應用于多種復合材料的擠出成型加工試驗獲得成功。 圖1-5組合盤式擠出機 1.3.3往復螺桿擠出機 往復螺桿擠出機在前幾年的國內市場紅火一時，也成為不同廠家顯示技術實力的一個標志型產品。尤其是各雙螺桿擠出機廠家紛紛推出往復螺桿擠出機。由于雙螺桿市場異?；鸨?，往復螺桿擠出機市場相對平淡，各擠出廠家還是以雙螺桿擠出機為主推產品。近日，寶應金鑫特種塑料機械廠與北京化工大學合作研發(fā)出多種規(guī)格的往復移動單螺桿擠出機，初步實現(xiàn)了往復移動擠出機的系列化。據(jù)悉，寶應金鑫此次推出的系列化產品共包括四種規(guī)格，45、78、110和140，其中45和78兩種規(guī)格已經研發(fā)成功，即將推出110和140兩種機型。 往復移動式單螺桿擠出機最大的特點是實現(xiàn)不同物料的高填充加工。用于玻纖增強物料加工時，玻纖的添加量可以達到50%以上，特別適于高填充物料的加工，具有非常廣闊的市場前景。由于其獨特的往復式結構，不能很好的滿足建壓的要求，因而一般不適合用于制品的直接擠出成型。通常用于成型加工時，還需要配備專用的成型擠出機。 以上介紹的幾種單螺桿擠出機，可以說是當前中國市場具有一定代表性的產品。不過，盡管中國擠出機市場發(fā)展迅猛，也有不少新的機型推出，我們不能忽視中國擠出機技術與國外發(fā)達國家相比還有較大差距。比如在超大型和微型設備領域就還落後于國際先進水平。國內企業(yè)唯有加緊努力，才能在激烈的市場競爭中贏得機會，真正從塑機大國發(fā)展為塑機強國。 近年來，雙螺桿擠出機市場異?；鸨鄬Χ?，單螺桿一直處于悄寂狀態(tài)。但是，單螺桿擠出機作為一種基本的塑膠加工設備，結構簡單，成本較低，而且具有更大的設計靈活性。各種不同的特種單螺桿擠出機重受關注。 單螺桿擠出機因其結構簡單，價廉物美，生產效率高的特點，一直是塑膠管材、板材、片材、異型材等成型加工最重要的設備。隨著技術的不斷進步以及人們對螺桿認識的提高，多種不同的擠出機結構形式陸續(xù)面世。特種單螺桿擠出加工技術又有替代多螺桿技術的趨勢。 1.4 擠出機市場現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 隨著擠出機應用領域的不斷拓展和技術上的不斷進步，擠出機市場仍然保持一定的上升勢頭，但國產擠出機價格大幅下跌已成現(xiàn)實。部分廠家粗制濫造和惡性價格戰(zhàn)已經影響到國內塑機的整體形象和市場競爭力，也阻礙了塑料加工業(yè)的發(fā)展。 專家認為，擠出機主機和生產線今後的市場將向高技術含量、價格更趨走低的方向發(fā)展。從成型設備來看，國產主機基本上以錐形雙螺桿擠出機和單螺桿擠出機為主，技術較成熟，市場銷量最大，但這類產品的通用規(guī)格已供大于求，只能維持在市場頂峰期的50%~60%左右。國內主機市場今後的重點應在于發(fā)展平行異向雙螺桿擠出機，以適應大擠出量的成型需要。平行同向雙螺桿擠出機要向第六代、第七代高速、大長徑比方向發(fā)展。單螺桿擠出機則是向著超大型、超微型、大長徑比、高產出、良好的排氣性等方向發(fā)展，而適應特殊加工需要的螺桿機筒結構，則成為大家爭相研發(fā)的重點。實際上，單螺桿擠出機是一種低能耗、低成本的機型，只要技術得當，結構設計合理，同樣可以達到雙螺桿擠出機的效能。據(jù)介紹，美國現(xiàn)在使用的塑料擠出機就以單螺桿為主。高技術含量的單螺桿擠出機正在某些領域逐步取代雙螺桿擠出機。 2 擠出機總體方案的確定 2.1 擠出機總體布局的基本要求 (1) 擠出機布局首先必須滿足用戶提出的各種要求。如擠出機的加工范圍、工作精度、生產率、和經濟性等等。 (2) 在經濟、合理的條件下，盡量采用較短的傳動鏈，以簡化機構，提高傳動精度和傳動效率。 (3) 確保擠出機具有與所要求的加工精度相適應的剛度、抗震性、熱變形及噪聲水平。 (4) 擠出機必須滿足參數(shù)標準和系列型譜中關于擠出機布局方面的規(guī)定。同時，還應最大限度地考慮擠出機的系列化和部件的通用話程度。 (5) 對于生產率和自動化程度較高的擠出機，應力求便于自動上下料及納入自動線。 (6) 應便于觀察加工過程；便于操作、調整和維修機床，便于輸送、裝卸；注意擠出機的防護，確保安全生產。 2.2 螺桿類型的確定 螺桿是擠壓系統(tǒng)中的主要零件。它的各部分幾何形狀的變化，直接影響螺桿的工作性能效果。對塑料制品得產量和質量，都有非常重大的影響。 2.2.1 螺桿的工作性能指標評定 （1）塑化質量 按專業(yè)標準規(guī)定制造的擠出機，擠塑生產得塑料制品也應是符合質量標準。螺桿是擠塑生產影響產品質量的關鍵零件，物料得混合質量、塑化的是否均勻、物料得徑向溫差是否較小、壓力要均衡、能量消耗要比較低、生產率的提高，這些都受螺桿工作質量得影響。 （2）比流量 這個比值大，說明這根螺桿的塑化能力強，比流量得單位為（kg/h）/（r/min） （3）比功率 這個值小，說明生產同樣質量的塑料制品，能量消耗少，比功率得單位為kw/（kg/h） （4）通用性 指螺桿能否適應擠塑不同的塑料，能在不同塑料制品機頭阻力下工作。 （5）經濟性 制造機械加工比較容易，工作壽命比較長。 2.2.2 螺桿的選用原則 （1）按塑料的制品種類選擇 塑料的種類很多，有結晶型和非結晶型，它們在被擠塑生產制品時，對溫度條件要求及本身得粘度、穩(wěn)定性和流動性能都有差別。所以，生產不同種類塑料制品時，應該選擇不同類型螺桿。 （2）機頭模具的阻力對螺桿結構尺寸的影響 螺桿螺紋的均化段得的螺槽深淺與機頭阻力大小要匹配選取，機頭阻力大，這段螺紋槽要淺些；反之，當阻力小時，螺槽就應深些。對于排氣式擠出機，要求第二階段的均化段螺槽深度要比第一階螺桿的均化段螺紋槽要深些，否則排氣口處易溢料 （3）按擠出機的用途選擇 不同用途的擠出機，根據(jù)工作性質和擠塑塑料品種來選配螺桿。如果只用于一種塑料制品得選擇，可按該塑料產品得要求，訂購專用螺桿擠出機。如果擠出機要擠塑不同材料的多種制品，就應選擇螺桿具有較大得通用性。 2.2.3 螺桿的分類 按照螺桿得結構和螺桿螺紋部分的幾何形狀，可分為普通螺桿、新型螺桿和排氣螺桿。 (1)普通型螺桿 普通螺桿擠出機是現(xiàn)在廣泛使用的擠出機，能擠塑粉料和粒料。這種螺桿螺紋部分可分為加料段、塑化段和均化段。普通螺桿與新型螺桿比較有許多不足之處，有逐漸被新型螺桿取代得趨勢。 (2)新型螺桿 與普通螺桿比較，就是在螺桿的不同部位上設計了非螺紋元件，以改進塑料得混合、熔融塑化質量和縮短擠塑生產時間。 (3) 排氣螺桿 在擠塑物料得過程中，為能夠排除物料中的空氣、揮發(fā)物氣體和水蒸氣，而專門設計的螺桿。 2.2.4 螺桿方案的確定 介于本設計的加工的是溶體材料為聚苯乙烯（PS）。PS為乙烯的聚合物，在生產中無特殊的要求，因此選用普通螺桿。 2.3 機筒類型的確定 機筒與螺桿配合工作，組成擠出機的擠壓系統(tǒng)。在擠塑物料的工作中，它的作用和螺桿工作同樣重要。機筒和螺桿是擠塑系統(tǒng)的主要組成零件，也是擠出機的關鍵零件。對于機筒結構形式的選擇和制造精度等級，都有會直接影響塑料制品的產量和質量。 2.3.1 機筒的結構類型 機筒的結構形式設計選擇，應該是在保證其工作強度的基礎上，注意考慮它有利于被擠塑物料的塑化，結構形式方便機械加工；同時能得到較高的精度；再一點是要盡量節(jié)省一些較貴重的合金鋼。這幾點對擠出機的制造工藝及費用，都有較重大影響。 （1）整體式機筒 整體式機筒應用比較多，比較起來整體式機筒的機械加工精度比較容易保證，工作時各部加熱均勻，對機筒的加熱和冷卻系統(tǒng)也較好安排和布置。一般小直徑擠出機的機筒，包括有溝槽的加料段部分。大直徑擠出機的機筒不包括加料段。整體式機筒示意圖見圖2-1. 圖2-1 整體式機筒 （2）分段式機筒 長徑比值比較大得擠出機和排氣式擠出機，由于機筒過長，為便于機械加工和節(jié)省合金鋼材，通常采用分段式機筒。但是這種機筒在機加工時也有難度。即二段機筒的內圓直徑尺寸的一致性和同心度精度的保證，很難達到要求。由于中間要用法蘭盤連接，則對機筒加熱得均勻性，連接部分要受影響。對加熱和冷卻系統(tǒng)的安排布置也帶來一定的困難。分段式擠出機機筒示意圖見2-2. 圖2-2 分段式機筒示意圖 分段式機筒的連接形式有：法蘭與機筒用焊接連接，用螺紋連接和卡套式連接。 焊接式連接比較簡單，但合金鋼材性能差，比較容易產生焊接應力，使機筒產生變形。 螺紋連接機筒上的螺紋機加工比較困難。在對機筒進行熱處理時，螺紋部分要特殊保護，否則螺紋要被破壞。圖2-3是機筒連接的幾種結構形式。 圖2-3 分段式機筒的連接結構 (a) 法蘭連接，應用廣泛 （b） 連接法蘭間有螺母，調整螺母， 壓緊兩襯套，較復雜 （c） 鉸鏈式夾頭連接，拆卸方便 ③卡套式連接比較好，機筒連接端加工出溝槽，槽內裝入兩個半圓環(huán)，連接法蘭套在半環(huán)上，然后用螺栓緊固兩法蘭。為防止法蘭轉動，在法蘭和機筒間加入固定鍵，間圖2-4.這種連接方式易加工，拆裝較方便，應用比較廣泛。 圖2-4 機筒用卡套式法蘭連接示意圖 （3）襯套式機筒 襯套式機筒主要用在大直徑的擠出機上，目的是為了節(jié)省較貴重的合金鋼材。機筒體用鑄鋼或普通碳素鋼制造，而機筒的內襯套用滲碳合金剛制造。這種結構形式見圖2-5。當襯套磨損時，只需更換襯套即可。但由于薄而長的襯套的機械加工和熱處理很困難，所以，也很少應用。 圖2-5 襯套式機筒示意圖 （4）雙金屬層機筒 在鑄鋼或碳素鋼機筒體的內壁，用離心澆鑄法鑄一層耐磨合金，然后機械加工內孔至所需要的尺寸。這種機筒既節(jié)省了很多合金鋼又能保證它的耐磨性和抗腐蝕性。 2.3.2 機筒方案的確定 介于機筒和螺桿得配合工作，組成了擠出機的擠壓系統(tǒng)，共同完成對物料的擠壓塑化，生產出塑料制品。在完成擠塑工作時，機筒和螺桿一樣，要承受巨大的壓力、扭矩和摩擦壓力及物料得腐蝕。因此我們選擇滲碳合金鋼38。結合本設計得要求和螺桿的形式，機筒選擇整體式。 2.4 本設計整體方案得確定 市場的開放性和全球化，促使擠出機產品的競爭日趨激烈，而決定擠出機產品競爭力的指標是產品的開發(fā)時間、產品質量、成本、創(chuàng)新能力和服務。用戶在追求高質量產品的同時，會更多地追求低的價格和短的交貨期。這就要求企業(yè)改變過去傳統(tǒng)的設計、生產和管理模式，最大限度地利用先進的設計手段，以提高產品的質量和性能，降低成本，并努力縮短交貨期，同時還需要快速響應市場和用戶的變化，利用有利時機快速搶占市場。所以現(xiàn)代每個企業(yè)都期望通過提高自身的科技含量，采用先進的設計技術和手段，以加快設計速度，提高設計質量，增強競爭力。 3 擠出機的整體設計 不同的生產線對擠出機的具體要求不一樣，這就需要根據(jù)不同塑料的性能設計出合理的擠出機。本次設計的擠出機是用于鋁塑板生產線的擠出機，這就要求對鋁塑板的性能有一定的掌握和了解。 3.1 聚苯乙烯的基本特性 聚苯乙烯是最結構簡單的高分子有機化合物,當今世界應用最廣泛的高分子材料,由乙烯聚合而成,根據(jù)密度的不同分為高密度聚乙烯、中密度聚乙烯和低密度聚乙烯。低密度聚乙烯較軟,多用高壓聚合;高密度聚乙烯具有剛性、硬度和機械強度大的特性,多用低壓聚合。高密度聚乙烯可以做容器、管道,也可以做高頻的電絕緣材料,用于雷達和電視。大量使用的常為低密度(高壓)聚乙烯。聚乙烯為蠟狀,有蠟一樣的光滑感,不染色時,低密度聚乙烯透明,而高密度聚乙烯不透明。 聚乙烯是通過乙烯( CH2=CH2 )的加成反應和聚合反應，由重復的–CH2–單元連接而成的高聚合鏈。聚乙烯的性能取決于它的聚合方式；在中等壓力(15-30大氣壓)有機化合物催化條件下進行Ziegler-Natta聚合而成的是高密度聚乙烯(HDPE)。這種條件下聚合的聚乙烯分子是線性的,且分子鏈很長,分子量高達幾十萬。如果是在高壓力(100-300MPa),高溫(190–210 C),過氧化物催化條件下自由基聚合,生產出的則是低密度聚乙烯(LDPE),它是支化結構的。 聚乙烯不溶于水,吸水性很小,就是對一些化學溶劑,如甲苯、醋酸等,也只有在70℃以上溫度時才略有溶解。但是微粒狀的聚乙烯,可以在15℃～40℃之間隨溫度的變化熔化或凝固,溫度升高時熔化,吸收熱量;溫度降低時凝固,放出熱量。又因為它吸水量很小,不易潮濕,有絕緣性能,因此是很好的建筑材料。 3.2螺桿設計 螺桿是擠出機最重要的部件，其性能好壞直接影響塑化質量和產量。整個理論幾乎都是圍繞著螺桿上發(fā)生的擠出過程展開的。因此，螺桿設計是擠出理論最重要的應用領域之一。 最早出現(xiàn)的螺桿是不分段的，隨著生產的發(fā)展，從實踐和理論都證明了將螺桿分為加料段、壓實段和計量段是比較合理的。螺桿直徑的確定：170mm，螺桿長徑比35。螺桿的長徑比L/D指螺桿的有效長度L和螺桿的直徑D之比，如果是新型的螺桿，其有效長度中應該包括混煉段的長度。長徑比是代表擠出機性能的一個主要的技術參數(shù)。 歐洲塑料橡膠機械制造廠委員會建議長徑比12、15、(18)、20、(24）、25、28、30、35，括號中的數(shù)值盡量不用或少用。對于某些排氣螺桿，長徑比達到40左右或更長。 L=20D=20×150=3000mm z普通螺桿全長分為三段，即加料段L1 、壓縮段L2和計量段L3,計量段有時也叫均化段。壓縮段與熔融理論中的熔融段并不完全相同。在熔融理論中，熔融起點和熔融重點以及熔融段長度Lm在螺桿上并非固定不變，他們隨著擠出工藝條件和塑料性能的變化而變化。而壓縮段指的是螺槽深度有加料段深H1變至計量段槽深H3的那段長度，它是螺桿設計者人為設計的長度，一旦螺桿設計出來這個長度也就確定了。 3.3.1螺槽深度和壓縮比的確定 螺槽深度是很重要的參數(shù)，我們可以從制品的質量與產量兩方面來分析。 （1）計量段槽深的確定： 我們知道，計量段中熔料的剪切速率γ可按下式計算： 式（3.1） 顯然，計量段螺槽深度愈小，在相同的螺桿轉速下剪切速率便愈大，因而分子間的內摩擦力也愈大。從式（3.1）可以看出，熔料因內摩擦而產生的熱量正比于剪切應力和剪切速率。由于剪切應力而產生的熱量和螺槽深度H的平方成反比。 Q∝ 式（3.2） 式中Q——熔料因剪切產生的熱量； τ——剪切應力； γ——剪切速率； ——熔料的表現(xiàn)粘度。 由此可見，螺槽深度較淺時，物料層內部會產生較多的熱量。此外，螺桿上物料層較薄，由外界加熱器傳進來的熱量也容易將塑料熱透。這方面因素都證明了計量段槽深較小時，對促進塑料的塑化質量是很有好處的。 從混合效果上來講，計量段槽深H較小時，混煉程度較高，制品比較均勻。在本章后面我們將進一步指出：當計量段槽深較淺時，壓力波動和溫度波動都比較小，這時對制品的綜合質量都是有利的。 塑 料 最大剪切速率γ/S LDPE（相對分子質量較高） LDPE（相對分子質量較低） HPVC SPVC PS 56 104 26 60 108～92 但是，我們知道，只有那些承受高剪切速率的的塑料，如聚乙烯，才能選用較小的槽深，這類塑料的成型溫度范圍很寬（如聚乙烯成型溫度范圍為150～220℃,其范圍達70℃），熱穩(wěn)定性很好。因剪切或其他原因造成的局部過熱不易造成無法彌補的后果。相反對那些步能承受高剪切速率的塑料，如硬聚氯乙烯等熱敏性塑料，他們的粘度較高，如果螺槽深度較淺，勢必造成過多的因高剪切產生的熱量。再加上這類塑料的成型溫度范圍比較窄，粘流溫度T和分解溫度T比較接近（如硬聚氯乙烯加工溫度范圍為150℃～190℃，其范圍僅40℃），熱穩(wěn)定性較差，強烈的內摩擦將使它們過熱分解甚至燒焦。因此，加工這類塑料的螺桿計量段螺槽深度H不能選擇過小。 表中的數(shù)值并不是不可以突破的，尤其是承受高剪切的時間很短時，例如在某些新型螺桿的屏障棱上，我在后面還要進一步分析這個問題。 表3-1各塑料的最大速率 根據(jù)表格取γ=93 由 公式 式（3.3） 得 以上從擠出質量的觀點分析了計量段螺槽深度H的影響，此外我們還可以從產量的角度來分析計量段螺槽深度H的影響。從熔體輸送理論的生產率公式可以看出：正流Q正比于螺槽深度H，而壓力流Q卻正比于H的立方。由此可以分析：當機頭壓力較低時，增加計量段螺槽深度可以增加產量；而當機頭壓力增大到超過臨界壓力，加深H并不能使生產率增加，甚至還會產生相反的作用（圖3-1）。 圖3-1計量段槽深對產量Q得影響 1—螺槽深度H較淺；2—螺槽深度H較深 也可以從融體輸送理論來估算螺槽深度的最佳值， 式(3.4) 將上式對求導并令導數(shù)等于零，經一系列推導，可求得的最佳值： 式（3.5） 在式中 —形狀系數(shù) 未知口模系數(shù)情況下H的值沒辦法確定。有上面的分析可知，H的決定受到多方面的因素影響，很難用一個簡單的理論公式來進行計算。設計時，還可以根據(jù)經驗公式（3.5）來決定螺槽深度H =kD 式（3.6） 據(jù)統(tǒng)計螺槽深系數(shù)k值，發(fā)現(xiàn)大致規(guī)律如圖3—2所示。由圖可見，計量段螺槽深系數(shù)k大都在0.02～0.07范圍內。螺桿直徑較大者，k值應選擇較小，螺桿直徑較小者，k值應選擇較大；熱穩(wěn)定性較好的塑料k較小，熱穩(wěn)定性較差的塑料k值較大；當螺桿長徑比較大時，k值可以選擇較大。這是由于長徑比較大的螺桿的計量段L可以設計的較長，此時由于螺槽深度H加大造成壓力流Q的增加和混煉段M的下降可以通過計量段的增加來彌補。除此之外在設計新型螺桿時，由于附加的混煉元件保證了塑料的熔融與均化，因此新型螺桿的計量段槽深系數(shù)k也可以取得最大值。從圖3—2還可以看出：根據(jù)塑料熱穩(wěn)定性的不同，系數(shù)k分為三個區(qū)域。上層適用與PVC等熱穩(wěn)定性較差的塑料，此時k值較大。下層適用熱穩(wěn)定性較好的塑料，此時k值較小。 圖3-2螺槽系數(shù)K的確定 根據(jù)經驗公式可以來校核，當=5mm時k的取值為0.033在k=0.02～0.07范圍內。 （2）加料段槽深和壓縮比的確定 加料段的主要目的是建立必要的壓力和保證穩(wěn)定的固體輸送。但自今為止加料段的槽深H的影響還不是很清楚。按Darnell-Mol理論的固體輸送生產率公式加料段H增加后固體輸送生產率會提高。由于加料段中的塑料并不像D塞流理論所假設的那樣整塊的移動，而是在斷面上有一速度分布。加料段螺槽較深時，壓力難以傳至螺槽底部，靠近螺槽底部的塑料運動速度較慢，這就降低了固體輸送生產率。因此存在一個最佳加料段槽深。顆粒內摩擦因數(shù)較高的塑料，要比顆粒內摩擦因數(shù)較低的塑料更接近于整塊移動。 實際上，加料段槽深是根據(jù)螺桿壓縮比和計量段槽深來確定的。所謂壓縮比是指螺槽加料段第一個螺槽容積和計量段最后一個螺槽容積之比，即幾何壓縮比，而不是螺槽深度之比。這個數(shù)值不同于物理壓縮比。后者指的是塑料在加料時的松密度和受熱熔融后的密度之比。如，聚乙烯在松散時密度為0.55～0.64g/cm，而熔融后的密度為0.76 g/cm.因此，其物理壓縮比為1.38～1.18。 顯然幾何壓縮比應大于物理壓縮比。這是因為除了應考慮密度的變化之外，還應考慮在壓力下熔融料的壓縮性、塑料在加料段的裝填程度、擠壓過程中塑料的回流等因素，尤其還應考慮制品性能所要求的壓縮密實的必要性。應此對加工同一種塑料的的螺桿，不同設計者對其幾何壓縮比有不同的選擇，而加工不同塑料的螺桿，其壓縮比變化應更大（大多數(shù)在2～5之間，個別情況大至8，小至1）。根據(jù)螺桿國內外的資料統(tǒng)計如下： 表3—2常用螺桿的幾何壓縮比 塑料 ε 塑料 ε HPVC（粒料） HPVC（粉料） SPVC（粒料） SPVC(粉料) PE PP PS CA PMMA PET PCTFE 2.5（2～3） 3～4（2～5） 3.2～3.5（3～4） 3～5 3～4 3.7～4（2.5～4） 2～2.5（2～4） 1.7～2 3 3.5～3.7 2.5～3.3 ABS POM PPO PC PSF PSF PA6 PA66 PA1010 1.8（1.6～2.5） 4（2.8～4） 2（2～3.5） 2.5～3 2.8～3 3.7～4 3.3～3.6 3.5 3.7 注：括號中為選用范圍，括號外為選用范圍。 幾何壓縮比一般用下式計算： 式（3.7） 式中，H和H分別為螺桿加料段第一個螺槽深和計量段最后一個螺槽深。運用此公式的條件是外徑D、螺距S、螺紋法向棱寬e和螺紋升角φ在螺桿全長上都保持不變，螺紋頭數(shù)為1. 當壓縮比ε和計量段槽深H決定后，加料段槽深H便可從下式算出： =0.5[D-] 式（3.8） 為了計算方便，可以用簡化的公式3-7來計算壓縮比。乘以系數(shù)0.93后，該式誤差僅0.1左右。 式（3.9） 根據(jù)上表（3-2）取壓縮比為2.4， 得 ： 3.3.2 螺距和螺紋升角的確定 對單頭螺紋，螺距S、螺紋升角φ和螺紋直徑D之間有下述關系： S=∏Dtanφ 式（3.10） 顯然在螺桿直徑已知以后，螺距和螺紋升角只要決定一個，另一個也就 確定了。 從固體輸送生產率公式和熔體輸送理論生產率公式都可以看出：生產率和螺紋升角又直接的關系。根據(jù)固體輸送理論的計算，對大多數(shù)塑料，當摩擦因數(shù)f=f0.25～0.5,螺紋升角等于17～20時，固體輸送生產率可以達到最大值。實驗也證明，對圓柱性塑料，最佳螺紋升角大約在17左右。而從熔體輸送理論的角度上講，將有關流率公式經數(shù)學推到簡化，并對φ角求導，并令導數(shù)等于零，可求的最佳螺紋升角為30。這也是為什么當前的螺紋升角都在17～30范圍之內的原因。而目前為了設計加工的方便，設計時大多取螺桿直徑等于螺距，這時螺紋升角就等于25。 3.3.3螺紋頭數(shù) 目前擠出機的螺桿大都是單頭螺紋。雖然出現(xiàn)過雙頭螺紋的螺桿加料段，但考慮兩個原因，多頭螺紋仍然用的很少。原因之一是多頭螺紋減少了螺槽橫斷面積，同時加大了的值。按固體輸送理論，這會減少固體輸送流率。原因之二是在多頭螺紋計量段的幾個螺槽中，熔體填充情況有可能不同，從而容易導致個螺槽間擠出量不等而發(fā)生波動，擠出壓力也會發(fā)上波動，這些都直接影響到擠出制品的質量。此外多頭螺紋的加工也相對比較麻煩。 3.3.4三段式螺桿長度的確定 熱塑性材料分為無定型和結晶型兩大類。無定型材料沒有明顯的熔點，再塑料溫度上升時，它逐漸軟化。經過一段時間后，即在螺桿上經過一段長度后，塑料才能全部熔融。在此過程中，塑料體積也逐漸變小。為了適應這個漸變過程，加工這類塑料的螺桿應該較早地開始壓縮，它的螺紋深度也應逐漸發(fā)生變化，因此其壓縮段L2也設計的比較長。 相反，結晶型塑料由固態(tài)刀熔融態(tài)的轉化溫度范圍很窄，當塑料溫度沒有達到熔點Tm時，它的體積變化很少，而當溫度一旦達到熔點，它便迅速熔融，其體積也突然變小。為了適應這個特點，加工結晶型肅立哦啊的螺桿的壓縮段一般出現(xiàn)的比較晚，而且長度也比較短。因此，過去設計的加工結晶型塑料的螺桿，其壓縮段僅（0.5～1）D。但是，結晶型材料在冷卻過程中都不可能完全結晶，存在著一定的結晶度。根據(jù)冷卻速度等工藝條件的不同，它們總是或多或少地存在著無定行部分，這一部分的熔融規(guī)律和無定形材料一樣的，需要一定的逐漸軟化-熔融時間，因此，壓縮段L2也需要一定的長度。此外，即使對已結晶的那一部分塑料來說，正像前面我們已分析過的那樣，螺桿的熔融段和壓縮段的位置不是等同的，在設計時壓縮段位置已被人為的固定不變，而熔融段位置卻隨操作條件和塑料性能的不同而不同。因此如果壓縮段L2很短，實際上很難保證這部分結晶型塑料正好在壓縮段上開始熔融并完成完全熔融過程。而且從熔融理論上我們知道，熔融過程是X/W從1到0的過程，這個過程總需要一定的長度，不可能在很短的（0.5～1）D長度上實現(xiàn)。從上述幾點出發(fā)，近年來，為加工結晶型材料所設計的螺桿，其壓縮段都有加長的趨勢，一般在大約（2～5）D之間，甚至于更長。在文獻中還指出：在實驗的條件下，聚丙烯從開始熔融到完全熔融大約需要5D長度，而熱導率較大的聚丙烯和聚苯乙烯便不需要這樣長。 在需要準確計算壓縮段長度時，可以按照熔融理論中介紹的方法，首先設定螺桿有關參數(shù)，然后很據(jù)工藝操作條件和塑料性能來計算固相分布函數(shù)X/W=f(z)。如果正好在壓縮段上完成了X/W從1到0的過程，那么便可以認為原來設計的參數(shù)是合理的。如果相差太多，那便應重新設計螺桿參數(shù)，再行計算。當然，此時不僅設計了壓縮段長度L2，而且也一起設計了其他螺桿參數(shù)。 加料段的作用是產生足夠的穩(wěn)定的壓力，保證穩(wěn)定的固體輸送并且將分界面上的塑料預熱到熔融所需要的溫度。因此，加料段L1也應該有足夠的長度。 不同的塑料，預熱到熔融溫度所需要的熱量是不同的。顯然，塑料的比熱容Cs愈大，熔融點Tm愈高，預熱到熔融溫度所需要的熱量也愈多。對結晶型材料來講，還需加上熔融潛熱λ（無定形塑料沒有這一項）。此外，由于塑料是不良的導熱體，因此其熱導率Ks也是一個分鐘要的參數(shù)。熱導率愈低，熱量從固體塞的表面?zhèn)魍渲行木捅容^慢，這從固體輸送理論的非等溫模型可以看得很清楚。 從上面的分析，我們可以得出結論：為了保證在加料段結束時分界面上的塑料基本預熱到熔融溫度，為了保證在壓縮段塑料能基本熔融完畢，加工那些比熱容大，熔點高，熱導率低，熔融潛熱大的塑料，螺桿加熱段L1應該長一些。 固然可以用固體輸送理論非等溫模型的有關公式來計算加料長度L1。但由于計算過程比較復雜，所以至今為止，在決定加料段L1的長度時，還必須參考實驗得到的數(shù)據(jù)和經驗公式。 圖3—3熔融起始點A和壓力P以及物料得關系 以螺桿直徑為計算單位的幾種塑料的熔融起始點的實驗數(shù)據(jù)。從圖3-3可以看出，在同等壓力的情況下，聚丙烯由于其熔點高（ 170°）、熱導率低（），因此，其開始熔融點A要比高密度聚乙烯（熔點，熱導率）和聚苯乙烯要晚得多。實驗也測出，在加料中，聚丙烯要經過8個螺桿的長度才開始熔融（當壓力等于4MP時），而高密度聚乙烯和聚苯乙烯則只要4.5個螺距的長度和2.5個螺距的長度便已開始熔融。 在理想的情況下，壓縮段與熔融段重疊，塑料移動到壓縮段末端時應該全部熔融。但是，無論在組分上、或者在溫度分布上、或者在相對分子質量分布上，剛熔化的物料都是很不均勻的，如果此時姜物料從機頭擠出，制品的質量將極為惡劣。計量段的第一個作用就是要消除這些不均勻的現(xiàn)象，這正是為什么計量段又稱為均化段的原因。Martin〔2〕將塑料堪稱牛頓型流體，根據(jù)混煉理論，表征計量段螺槽中混煉程度的關系式可以導出： 式（3.11） 式中，和為計量段長度和深度，a為截流比，a=QpQd。顯然，M值愈大，均化作用也愈佳。從式（3-10）中可以看出：加長L3對均化作用是有利的。 從熔體輸送理論的生產率公式可以看出：計量段愈長，相應的壓力流Qp和漏流QL都愈小，擠出機的實際生產率便俞高。也就是說，螺桿特性也比較硬，產量受壓力的影響較小。計量段長度L3和產量的關系如圖3-4所示。 圖3—4計量段長L度對擠出量的影響 又上可知：在可能的條件下，計量段長度愈長，對提高螺桿的產量和改善混合均勻度都是有利的。這就是計量段長度為什么愈來愈長的原因。目前，有些螺桿的計量段長度甚至達到了螺桿全長的50﹪.但是，過長的計量有可能導致已熔融物料溫度不斷升高，這對那些易于分解的熱敏性塑料，如PVC等未必有利。 可以用熔體輸送理論生產率公式中的壓力流Qp來初步估算計量段長度L3 （3.12） （3.13） 如果令Qp≤0.05Q，即因機頭壓力而引起的產量損失小于總產量的5%，φ角一般為17.6°。根據(jù)料溫和剪切速率γ=π,可以從附錄二查出粘度η1 。計算時可以現(xiàn)令機頭壓力p=15MPa。此時L3的計算公式可簡化為： 式（3.14） 例如：螺桿直徑為65㎜的擠出機，其產量要求為165kg/h，相應體積流率6.2x10m/s。此時，按式（3-13）計算，L3為320㎜，大致相當于5D左右。 轉速n、產量Q、剪切速率γ、粘度η1與機頭壓力p等參數(shù)之間是互相影響的。例如，當轉速下降時，不僅產量降低，而且粘度也會因剪切速率的降低而增高，壓力也會適當減小，它們之間并非線性的關系。此外，計量段長度又與螺桿總的長徑比關系很大，尤其是和計量段螺槽深度H的關系很大（成立方關系，參考式（3-13），任何影響槽深H因素都會反過來影響計量段長度L。因此，按式（3-13）得到結果也只能作為參考之用，實際設計時還得根據(jù)上面的定性分析和經驗數(shù)據(jù)作適當修正。 還可按表3-3提供的數(shù)據(jù)來考慮螺桿三段長度的分配。 表3—3螺桿三段長度分配 塑料類型 加料段L 壓縮段L 計量段L 無定性塑料 結晶型塑料 20%～30% 40%～60% 45%～50% （2～5）D 25%～30% 30%～45% 從上面一系列分析可以看出，為了保證擠出機各方面的性能，加料段、壓縮段和計量段都有加長的趨勢，這勢必引起螺桿長徑比的增加。長徑比增大后，塑料在機筒中塑化得更均勻，從而提高了產品的質量，另一方面，長徑比增加后，在塑化質量要求不變的前提下（主要體現(xiàn)在塑料在機筒中停留時間不變），螺桿的轉速便可以提高，從而便提高了生產率。 長徑比增加不僅僅由上述因素引起。為了完成某些特定的生產工藝，最近發(fā)展和出現(xiàn)的一系列特種擠出機，往往都需要較大的長徑比。例如，排氣擠出機和反應擠出機。其長徑比都達到40左右或更長。 表3—5螺桿長徑比有增大趨勢 年 份 1930～1940 1950～1960 1960～1970 1970～1980 1990～2000 L/D 8～15 15～20 18～25 20～35 25～45 綜上所述，螺桿各段的長度為，加料段=4×D=600mm、壓縮段=10×D=1500mm、計量段=6×D=900mm。 3.3.4螺紋斷面設計 目前常見的螺紋斷面有兩種，一是矩形斷面，另一種是鋸齒型斷面.前者裝料體積較大，后者改善了塑料的流動狀態(tài)，避免了存料現(xiàn)象的發(fā)生。推進面的圓弧半徑為R比后面的圓弧半徑R小，一般后角為20。 式（3.15） R=（2～3）R 式（3.16） 螺桿直徑較大者，圓弧半徑R可取得較大。 圖3—5螺紋斷面形狀 a— 矩形斷面b—鋸齒型斷面 圖3—6螺槽中的滯流區(qū)和雙楔形螺桿 1—機筒；2—滑移面；3—移動料；4—潘流區(qū)；5—矩形斷面；6—雙楔形斷面 除了上述兩種典型的螺紋斷截面形狀之外，還有雙楔型螺紋斷面圖3-6，設計這種螺紋斷截面的出發(fā)點是：根據(jù)塞流固體輸送理論，認為塑料在槽中是以密實的固體存在，組成固體塞在的固體顆粒間沒有沒有相對運動。但是，正如非塞流固體輸送理論指出的那樣：只有當外壓力很大，而且料粒間內摩擦因數(shù)也較高時，才有這種可能性。當內摩擦因數(shù)較低時，各層塑料間將存在著相對滑移，下層塑料不易被機筒拖拽向前推進。因此，在螺槽底部便容易形成一層滯流，在螺紋推進面、后面也會形成類似的滯流。這時，以較快速度運動的上層塑料將自傲下層塑料上滑移，而它們之家的摩擦因數(shù)將是內摩擦因數(shù)f，而不是外摩擦因數(shù)f。前者將比后者大5倍左右。這就相當于增大了塑料與螺桿的摩擦因數(shù)，根據(jù)固體輸送理論，這將降低固體輸送流率。 從固體力學可以推到出，由于螺棱側面和螺槽地面的綜合影響，剪切滑移面將和螺棱的兩個側面形成和的角度，因此，可以將螺棱的兩個側面設計成雙楔形以適應上述情況。 不同的塑料和不同的粒料形狀其內摩擦角是不同的。因此楔角α和β將24°～33°在之間。但是由于螺槽是螺旋形的，固體壓力自傲兩個側面將不相等。因此α和β的數(shù)值不相等，α角一般小于β角，建議用α=30°，β=45°。 實驗的結果表明：雙楔形斷面的螺桿與矩形端面螺桿相比，對包括HPVC在內的多種塑料都具有較好的效果，螺桿運轉穩(wěn)定，塑化質量良好，產量能提高30%～50%.目前對這種螺桿還在研究之中。 螺棱法向寬度e和軸向寬度b： e=(0.080.12)D (3.17) (3.18) 表3—6幾種塑料的內摩擦角φ 塑 料 形 狀 內摩擦角/° PS PS PE PE PP PP PVC 球狀料 粒料 粉料 粒料 粉料 粒料 粉料 24 42 27 36 38 39 33 一般取e=0.1D。當螺棱e或b較大時會增大螺棱上的功率消耗。過大的螺棱寬還會較少螺槽的容積。但e值 也不能太小，太小的值會使漏流增加，從而降低生產率，同時還會增加螺桿的磨損。 螺棱頂面形狀進行了深入的研究提出了將直線形螺頂改成階梯形螺頂和楔形螺頂。這種設計的主要目的是為了較少螺桿與機筒的直接接觸，保證在螺棱和機筒間形成穩(wěn)定的熔融物潤滑膜以減少螺桿與機筒間的磨損。 一般直線形螺頂中，螺棱的銳邊有可能將螺棱間隙中的熔融物刮去，破壞熔膜的潤滑作用。而在階梯形螺頂和楔形螺頂上，壓力的分布都是中間高兩邊低，產生的還原力會使螺桿懸浮于機筒之間不會產生金屬的直接接觸從而減少螺桿和機筒之間的磨損。 根據(jù)的計算的結果，對D=150㎜、e=20㎜、δ=0.15㎜的擠出機，階梯形螺桿的合理尺寸為δ/δ=1.8，e/e=2.5。而楔形螺頂?shù)暮侠沓叽鐬棣?δ=2.2，e/e=5。 采用這兩種螺頂結構之后，雖然能減少螺桿和機筒的磨損，但是由于平均螺棱間隙δ加大，漏流量也將增大20%左右。 根據(jù)與同類型的擠出機進行對比和聚苯乙烯的性質來看，本設計采用矩形斷面較為合適。 3.3.5螺桿設計的校核 根據(jù)以上分析螺桿參數(shù)初步確定如下： 螺桿直徑D=150×10m；長徑比L/D=20; 螺距S=150×10m；螺棱寬e=11×10m；螺紋頭數(shù)M=1； 加料段長度L=900×10m；加料段螺槽深度H=13×10m； 壓縮段長度L=1500×10m； 計量段長度L=600mm; 計量段螺槽深度H=5mm; 為了設計的科學性，對螺桿的參數(shù)做以下校核： 工藝參數(shù) 生產率G=20-200kg/h；螺桿轉速n=39.5r/min;機頭壓力P=300MPa 機筒熔融區(qū)溫度T=150℃；室溫T=20℃； （3）物料性能 加工物料：聚苯乙烯，熔體流動率MFR=2.7； 固相密度ρ=920kg/m;液相密度ρ=790kg/m; 固相比熱容C=2512 J/（kg．℃）； 液相比熱容Ｃ＝2345 J/（kg．℃）； 固相熱導率k=0.3492W/(m.℃); 液相熱導率k=0.1821 W/(m.℃); 熔融潛熱λ=129.8×10J/kg;物料熔點Tm=110℃。 2求解 （1）準備性計算之一，計算螺桿有關數(shù)據(jù) 壓縮段總長: =1500×10m 漸變度： 螺槽寬度： W=B×Cosφ=(S-e) × Cosφ=150mm 機筒表面速度： V=Dn=18.6×10m V= V×Sinφ=162.09×10m V= V× Cosφ=508.80×10m 質量流G==550kg/h=152.78×10 固相速度： =43.2×10m/s 合成速度： m/s 準備性計算（二），計算流變參數(shù)、、 假設熔膜平均溫度和熔膜厚度δ 先取=136.9℃，由于未考慮，可將取得稍大，暫定為=139℃.; 假定熔膜厚度δ=0.4×10m 因此，熔膜中的剪切速率為： ==1438.46 s 從圖上可以查處η=920MPa 試計算T和δ: T= =139.35≈139℃ 與設定值相等，不必從新計算。 δ= =2.42×10 m =+ 當X=W時 δ=0.93×10 m δ==0.45×10 m; δ的計算值與設定值相差不大，可不在從新計算。最后計算決定剪切速率： 1278.6 S 根據(jù)