雙螺桿擠出機,雙螺桿擠出機 湖南工業(yè)大學2010屆本科畢業(yè)設計（論文） 第1章 緒論 1.1 塑料擠出概述 當今世界四大材料體系（木材、硅酸鹽、金屬和聚合物）中，聚合物和金屬是應用最廣泛和最重要的兩種材料。據(jù)統(tǒng)計，在塑料制品成型加工中，擠出成型制品的產(chǎn)量大約占整個塑料制品產(chǎn)量的50%以上。其中不僅包括板、管、膜、絲、和型材等制品的直接成型，還包括熱成型、中空吹塑等坯料的擠出加工。除此之外，在填充、共混、改性等復合材料和聚合物合金生產(chǎn)過程中，螺桿擠出很大程度上取代了密煉、開煉等常規(guī)工藝。擠出機幾乎成為任何一個塑料有關公司或研究所最基本的裝備之一。 擠出成型有如此發(fā)展趨勢主要原因為：螺桿擠出機能將一系列化工基本單元過程，如固體輸送、增壓、熔融、排氣、脫濕、熔體輸送和泵出等物理過程集中在擠出機內的螺桿上來進行。近年來，擠出工程的創(chuàng)新表現(xiàn)，更多的過程，如發(fā)泡、膠聯(lián)、接枝、嵌段、調節(jié)相對分子質量甚至聚合反應等化學加工過程都愈來愈多地在螺桿擠出機上進行。螺桿擠出工藝裝備有較高的生產(chǎn)率和較低的能耗，減少生產(chǎn)面積和操作人員數(shù)量，降低生產(chǎn)成本，也易于實現(xiàn)生產(chǎn)自動化，創(chuàng)造好的勞動條件和減少少的環(huán)境污染。螺桿擠出這種工藝不僅廣泛地用于聚合物加工，而且在建材、食品、紡織、軍工、和造紙等工業(yè)部門中都得到了愈來愈多的應用。 雙螺桿擠出機與單螺桿擠出機相比，能使熔體得到更加充分的混合，應用更廣。 1.2塑料擠出成型設備的組成 一套完整的擠出設備由主機、輔機及控制系統(tǒng)組成。 擠出機是塑料擠出成型的主要設備，即主機。由擠壓系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)及加熱冷卻系統(tǒng)和主機控制系統(tǒng)組成。 （1） 擠壓系統(tǒng) 由機筒、螺桿和料斗組成，是擠出機的核心工作部分。 （2） 傳動系統(tǒng) 由電機、調速裝置和傳動裝置組成。作用是給螺桿提供所需轉速和扭矩。 （3） 加熱冷卻系統(tǒng) 由溫控設備組成。作用是通過對機筒進行加熱和冷卻，以保證擠出系統(tǒng)成型在工藝要求的溫度范圍內進行。 （4） 控制系統(tǒng) 主要由儀表、電器及執(zhí)行機構組成。作用是調節(jié)控制機筒溫度、機頭壓力和螺桿轉速。 擠出機需配置相應的輔助機械設備才能實現(xiàn)擠出成型。根據(jù)制品的種類確定輔助設備的組成。通常包括：機頭、冷卻系統(tǒng)、定量給料系統(tǒng)、電氣控制系統(tǒng)、真空排氣系統(tǒng)等。 控制系統(tǒng)由各種電器、儀表及執(zhí)行機構組成。根據(jù)自動化水平的高低，可控制擠出機、輔機的拖動電機及其他各種執(zhí)行機構按所需的速度、功率和軌跡運行監(jiān)控主輔機的流量、溫度及壓力，最終實現(xiàn)對整個擠出成型設備的自動控制和對產(chǎn)品質量的控制。 1.3 擠出機的分類 1.3.1 分類方法 隨著擠出機的廣泛應用和不斷的發(fā)展，出現(xiàn)了各種類型的擠出機，其分類方法各異，主要有以下幾種： 按裝置位置分為立式擠出機和臥式擠出機。 按可否排氣分為排氣擠出機和非排氣擠出機。 按螺桿轉速分為普通擠出機、高速擠出機和超高速擠出機 按螺桿數(shù)目的多少和結構分為無螺桿擠出機、單螺桿擠出機、雙螺桿擠出機、多螺桿擠出機。 按用途可分為配混造粒擠出機和生產(chǎn)制品用擠出機。 1.3.2 各擠出機的結構特點及用途 （1）單螺桿擠出機 單螺桿擠出機，造價低、易操作，但塑料混合、分散和均化效果差，滯留時間長且分布廣，物料溫差較大（指同一斷面處）和難以吃粉料。因此，它只適用于一般性造粒和塑料制品的加工。 （2）同向雙螺桿擠出機 雙螺桿擠出機的特征是兩根相互平行的組合式螺桿裝在具有8字形孔的機筒內。如果兩根螺桿旋轉方向相同，稱為同向型雙螺桿擠出機。根據(jù)兩根螺桿的嚙合型式不同，可分為嚙合型和非嚙合型兩種，常用的為嚙合型。 選用雙螺桿擠出機的優(yōu)越性： ① 生產(chǎn)能力大，根據(jù)理論計算，在同螺桿直徑下，雙螺桿擠出機生產(chǎn)量能達到單螺桿擠出機的4倍（實測為2~4倍）。 ② 能耗低，雙螺桿擠出機的單位能耗僅約為單螺桿擠出機的1/3~1/2左右。 ③ 產(chǎn)品質量好，由于雙螺桿擠出機的塑化、混煉性能好，在保證產(chǎn)品強度的條件下，原材料的消耗量下降約1/4~1/5。 雙螺桿擠出機在歐美國家中應用的比例： 管材 100% 板材 90% 造粒 100% 異型材 80% 平膜片材 90% 發(fā)泡材 60%~70% 同向雙螺桿擠出機的顯著特點是高效能和多功能。高效能集中于高混煉、高扭矩、低能耗，特別適合工程塑料的共混改性、填充、增韌、增強。多功能表現(xiàn)為螺桿的多種功能的組合，組成不同功能的螺桿形式，以適應不同塑料、樹脂的擠出，特別是高性能對樹脂和塑料合金的加工。 （3）異向雙螺桿擠出機 異向雙螺桿擠出機的顯著特點是：物料的輸送能力和擠出能力比同向雙螺桿擠出機的強，在同螺桿直徑下，擠出量比同向擠出機一般高1倍左右，物料在機筒內的滯留時間比同向機要短，并且剪切發(fā)熱小，溫差小，物料溫度分布十分均勻，物料分散充分。 （4） 錐形雙螺桿擠出機 雙螺桿是異向嚙合。 （5）多螺桿擠出機 我國已開發(fā)出四螺桿反應混煉機。它綜合了捏合機、螺桿擠出機、縮聚反應器、混煉機、研磨機的特點。 1.4 設計類型的確定 現(xiàn)在在工業(yè)生產(chǎn)中復合塑料的應用范圍很廣，本次設計的擠出機要可以對塑料混合、改性，主要用于生產(chǎn)以聚氯乙烯（PVC）為主料的復合塑料。 由于同向雙螺桿擠出機具有分布混合及分散混合良好、自潔作用較強、可實現(xiàn)高速運轉、產(chǎn)量高等特點，特別適用于聚合物的改性，如共混、填料、增強及反應擠出。并且本次設計的擠出機主要用于復合塑料擠出，因此應設計同向嚙合雙螺桿擠出機。 第2章 同向嚙合雙螺桿擠出機 2.1 同向嚙合雙螺桿擠出機工作原理及其特性 同向嚙合雙螺桿擠出機與單螺桿擠出機一樣，承擔輸送、塑化、混合和混煉聚合物的工作，但在工作上與單螺桿擠出機有許多不同點。 同向嚙合雙螺桿擠出機表現(xiàn)為物料的正位移輸送特性。所謂正位移輸送特性是這移動的外部表面物質置換了系統(tǒng)中的部分液體的輸送方式。嚙合同向雙螺桿擠出機必須縱向開放，否則螺桿會因為發(fā)生干涉而不能正常嚙合。意味著螺槽的寬度一定要大于螺棱的寬度，在縱向留下一定的輸送物料的通道?？v向開放程度越大，正位移輸送能力損失也越多，此時摩擦拖曳和粘性拖曳所起的作用越大。但是無論開放程度多大，物料沿螺槽流動時在螺棱出仍然受阻而改變方向，因此具有一定的正位移輸送能力。 由于螺槽縱向開放，由加料口到機頭，兩螺桿間有一通道，當物料由加料口加到一根螺桿上后，物料在摩擦拖曳作用下沿著這跟螺桿的螺槽向前輸送物料至下方的楔形區(qū)，在這里物料會受到一定的壓縮。因螺棱比螺寬窄，那么另一根螺桿的螺棱不會把物料向前輸送的道路堵死。兩根螺桿在楔形區(qū)有大小相等、方向相反的速度梯度，因此物料不會進入嚙合區(qū)繞同一根螺桿繼續(xù)前進而被另一螺桿托起，在擠出機機筒表面的摩擦拖曳下沿另一根螺桿的螺槽向前輸送。 2.2 同向嚙合雙螺桿擠出機的主要技術參數(shù)和規(guī)格 螺桿直徑 螺桿直徑：即螺桿的外徑，它是擠出機的重要參數(shù)，一般用D表示，單位為mm，它表征擠出機擠出量的大小。 在設計或選用擠出機前，一般擠出機生產(chǎn)能力及轉速已經(jīng)確定，螺桿直徑的選取主要是根據(jù)擠出機的產(chǎn)量來確定設計參數(shù)：生產(chǎn)以聚氯乙烯（PVC）為主料的復合塑料，最大產(chǎn)量為 200Kg/h，最高轉速為260r/min。 根據(jù)我國同向雙螺桿擠出機基本參數(shù)表(JB/T 5420-91)和螺桿直徑系列標準，取螺桿公稱直徑:D=72mm。 螺桿中心距公稱尺寸 雙螺桿中心距公稱尺寸。 指平行布置兩螺桿中心的距離，用a表示，單位為mm。根據(jù)螺桿直徑、螺桿計量段螺紋槽深度和計量段嚙合程度確定。 螺桿長徑比 螺桿長徑比。（L/D）來表示，即螺桿有效螺紋部分長度L與螺桿外徑D之比，它可以表征螺桿的塑化能力和塑化質量，用（L/D）來表示，如下圖2.1所示： 圖2.1 螺桿示意圖 現(xiàn)代塑料擠出工業(yè)螺桿長徑比較早期螺桿大，國內應用較多的長徑比一般范圍是20~25，多采用25，最長可達40乃至更高。螺桿長徑比的增加有如下好處：（1）螺桿加壓充分，能提高塑料制品的物理機械性能。（2）提高塑化質量，制品外觀質量好。（3）有利于類似于PVC粉料擠管的成型。 （4）螺桿特性曲線斜率小，擠出量穩(wěn)定，擠出量可以提高20%~40%。但螺桿長徑比與很多因素有關，因此可以根據(jù)加工條件和實際需要再由試驗確定，還可以由統(tǒng)計類比的方法來確定。國產(chǎn)同向旋轉擠出機的主要技術參數(shù)表(JB/T 5420-91)顯示生產(chǎn)能力為300kg/h的螺桿擠出機螺桿長徑比 L/D=28~32，取 L/D=30。 螺桿轉速要求及范圍 螺桿轉速范圍：用（最高轉速）~（最低轉速）表示，其單位是r/min。 對擠出機速度要求有兩方面，既能實現(xiàn)無級調速又要有一定的調速范圍。要求實現(xiàn)無級調速的目的是容易控制擠出質量并與輔機的一致配合；要求有一定的調速范圍的目的是為了適應多種加工物料及滿足多種工藝要求。在實際生產(chǎn)中，因擠出機開始工作時，機頭壓力容易出現(xiàn)超常值，所以螺桿轉速應緩慢增至工作要求速度；當螺桿運轉平穩(wěn)后，由于加工的原料、制品及生產(chǎn)能力不同要求，要保證質量提高產(chǎn)量，除控制溫度、壓力等條件外，主要是靠改變螺桿轉速進行控制調節(jié)。因此，要求螺桿轉速在一定范圍內可調。多數(shù)擠出機的調速范圍在1：6，對通用性大的小規(guī)格擠出機調速范圍可達到1：10，根據(jù)經(jīng)驗，確定螺桿轉速范圍為： n=50~260r/min 擠出機功率的確定 驅動電機功率.用P表示，單位為千瓦（KW）。它表征擠出機的驅動能力。擠出機螺桿消耗的功率所涉及的因素是多方面的。雙螺桿擠出機功率的確定通常是根據(jù)經(jīng)驗選取，根據(jù)我國同向雙螺桿擠出機基本參數(shù)表(JB/T 5420-91)選取擠出機主電機功率:P=55KW. 擠出機加熱功率的確定 擠出機加熱功率是指機筒加熱功率：用H表示，單位為千瓦（KW）它表示了擠出機的加熱能力。 通常情況下按機筒的內表面積計算加熱功率： H= ==41.1KW 式中 H——機筒加熱功率，單位為KW； ——機筒內直徑，單位為mm； A——單位面積的加熱功率，W/。 A值根據(jù)各種塑料性能靠經(jīng)驗選定，取A=5.5× W/。 第3章 同向嚙合雙螺桿擠出機主要零部件的設計 同向嚙合雙螺桿擠出機主要零部件包括螺桿、機筒、分流板、過濾網(wǎng)、料斗及料斗傳輸螺桿、電機、減速器等裝置。 3.1 主螺桿的設計 螺桿是擠出機的核心部分，是輸送、塑化塑料的最重要部件。其結構性能將直接影響擠出機的生產(chǎn)率、塑化混合質量和能量消耗。 由于聚氯乙烯（PVC）為非結晶型高聚物，它從玻璃化溫度到粘流溫度的溫度范圍較大，其熔融過程是在一個比較長的距離后才能全部熔融，出于制造成本和膠料的均勻混煉和塑化考慮，采用漸變型普通螺桿，螺紋斷面形狀為矩形。 3.1.1 螺桿的基本尺寸初步確定 螺桿的螺紋長度為：L=30D=30×72=2160mm 根據(jù)實踐經(jīng)驗，螺桿三段長度的分配如表3.1。 表3.1 長度分配比例表 塑料類型 加料段 壓縮段 計量段 非結晶型塑料 10%~25%全長 55%~65%全長 22%~25%全長 結晶型塑料 60%~65%全長 1~2 螺距 25%~35%全長 所以：加料段=（10%~25%）L，取 =0.15L=0.12×2160=259mm 壓縮段=（55%~65%）L，取 =0.6L=0.65×2160=1404mm 計量段=（22%~25%）L，取=0.25L=0.23×2160=497mm 螺桿壓縮比。因壓縮比的確定非常復雜，目前國內根據(jù)經(jīng)驗選取。對塑料而言，螺桿幾何壓縮比大多數(shù)為2~5,根據(jù)常用塑料螺桿的幾何壓縮比表，選取螺桿壓縮比：ε=3 為了加工方便，等距螺桿取S=D 螺距S： S=D=72mm 螺紋頭數(shù)： i=1 螺紋升角：=arctan=arctan= 螺棱法向寬度e：根據(jù)對緊密共軛齒廓的要求和齒輪傳動嚙合基本原理，考慮到螺桿制造和安裝方便，同時為了更好的對物料進行充分混合，把螺桿設計成接近共軛型，取螺棱法向寬度為： e==30mm 螺棱軸向寬b：b=e/Cosφ=30/Cos=12.6mm 螺槽法向寬E：E=S×Cos－30=72×Cos－30=38.7mm 螺槽軸向寬B：B=D―b=72―31.4=40.6mm 螺桿與機筒間隙δ=0.3mm 3.1.2螺桿材料的選擇 螺桿工作時不僅所受扭矩較大，而且是在高溫、高壓下工作。因螺桿要與機筒配合工作，所以還要受到機械摩擦磨損、刮磨及塑料摩擦的作用，某些塑料還會有較強的化學腐蝕作用。所以螺桿可能產(chǎn)生扭斷、因磨損嚴重而與機筒間隙增大使產(chǎn)量降低等失效形式。 根據(jù)以上螺桿的實際工況，要保證螺桿能正常工作，必須選擇合適的材料。其材料性能要求為：機械性能好，耐磨性能好，耐腐蝕性能好，加工性能好。由于38CrMoA1綜合性能好且是擠出機螺桿應用最廣泛的材料，因此選擇38CrMoA1作為螺桿的材料。 3.1.3螺桿設計計算 到此已知螺桿參數(shù)為： 最高轉速： 最高產(chǎn)量：G=200Kg/h 螺桿直徑：D=72mm 螺距S： S=72 mm 長徑比： L/D=30 螺槽法向寬度：E=38.7mm 螺槽軸向寬度：B=40.6mm 螺棱法向寬度：e=30mm 螺棱軸向寬度：b=31.4mm 螺紋升角：= 查表得:聚氯乙烯（PVC）的堆積密度為 固相密度 液相密度 熔池溫度 由于雙螺桿擠出機的理論很不成熟，加之螺桿嚙合部分容積相對于整個螺桿來說很小，故可以把雙螺桿看成兩根單螺桿進行計算，然后做一定的因雙螺桿嚙合帶來數(shù)據(jù)校正。 （1）計算熔融速率。 為了保證穩(wěn)定的擠出過程，熔體輸出量、固體輸送量和固體熔融量應該平衡。即： 式中 ——固體輸送量； ——單位面積熔融速率； ——固體粒料與機筒的接觸面積； ——熔體密度； ——熔體輸出量； 取螺桿轉速下塑料的輸出量為：G=200Kg/h = 估算面積A。由于螺桿嚙合部分沒有機筒對物料進行加熱，但螺紋嚙合處沒有機筒部分占整個機筒的比例較小，因此機筒的總面積約為1.8,其中螺槽占56.3%，假設其中固體與熔體塑料各占一半，則固體總面積A： 熔融速率：=0.228 （2）計算計量段螺槽深度。 為了保證螺桿的硬特性，避免壓力波動引起過大的輸出量波動，應取較小的值，但為了達到較好的混合質量，又不能取得過小。綜合上述原因，?。? 由得：= 由于是雙螺桿，則有： = 取 （3）驗算計量段長度。 螺桿的剪切速率為：= 當溫度為時，由流變曲線得： 有上文可知：= 令=，由式：得： = 497mm >94.7mm 合格 （4）確定加料段螺槽深度。 根據(jù)常用塑料的幾何壓縮比表，?。害?3 則加料段螺紋槽深度為： ==5.72mm 取 =5.7mm 驗算壓縮比=2.99 正確 （5）驗算壓縮段長度。 計算螺槽內固體粒料厚度減小的速率，即形成熔膜的速率, = 即固體粒料在壓縮段中移動時，在每秒鐘移動的距離上螺槽深度的減小量不能超過0.456mm .否則固體粒料來不及完全熔融而堵塞螺槽，引起產(chǎn)量波動。此時固體粒料順著螺槽的流動速率：= 則壓縮段順著螺槽展開的長度:= 則壓縮段的最小長度為:==1032mm 由于1404mm >1034mm （6）螺桿中心距的確定。 考慮到螺桿的安裝和物料的混合均勻，又不至于螺桿產(chǎn)生干涉，取螺桿的中心距a:a==70.7mm （6）歸納設計結果。 加料段長度：=259mm 加料段螺槽深度：=5.7mm 壓縮段長度：=1404mm 計量段長度：=497mm 計量段螺槽深度： 螺槽軸向寬度：B=40.6mm 螺棱軸向寬度：b=31.4mm 螺桿中心距a：a =70.7mm 3.1.4 螺桿的強度校核與計算 雙螺桿擠出機中需要進行強度計算的主要零部件是螺桿和機筒。進行螺桿的強度計算時，必須先確定原始數(shù)據(jù)。決定螺桿強度的原始數(shù)據(jù)包括：機頭最大壓力P、螺桿軸向力及螺桿扭矩。 （1）機頭壓力的確定 機頭壓力可以用理論計算方法和實測方法得到。當螺桿轉速增加到一定程度時，實際機頭壓力與轉速的關系并不成正比，在實際生產(chǎn)中常以試驗測定機頭壓力。 根據(jù)實際生產(chǎn)中產(chǎn)量為200 的國產(chǎn)雙螺桿擠出機的機頭壓力一般為，?。篜=40.0MPa （2）螺桿軸向力的確定 螺桿軸向力的大小受到物料物理性能、機頭壓力、螺棱構型、螺桿轉速及機筒溫度等、因素的影響。螺桿軸向力可按下式計算： 式中 ——物料作用在螺桿端面上的總壓力，單位為N； =πD/4 式中 ——螺桿端部的物料壓力，單位為MPa，國產(chǎn)擠出機一般取=30~50MPa。 ——動載荷產(chǎn)生的附加壓力的沿軸向的力的分量， 約為的1/8~1/4，即=（0.125~0.25），?。?0.2πD/4 所以有：= 1.2πD/4 （3）螺桿冷卻孔直徑確定 由于聚合物在擠出過程中與金屬接觸面積中有一半在螺桿上，為了避免螺桿過熱需在擠出過程中對螺桿進行冷卻。 取螺桿冷卻水孔的直徑： （3）螺桿強度的計算 螺桿與減速箱傳動軸的連接有固定式和浮動式兩種。無論是哪種連接方式在進行強度計算時，都將螺桿視為一端固定的懸臂梁。螺桿主要受到物料壓力P，克服物料阻力所需的扭矩和螺桿自重G的作用。由于雙螺桿的嚙合角度很小，所以計算時近似認為螺桿所受徑向力大小相對方向相反，可以抵消。螺桿所受軸向力為。由于螺桿軸向彎曲作用較小可忽略不計。螺桿自重G對螺桿產(chǎn)生橫向彎曲作用。因此，螺桿所受的綜合受力作用為：螺桿軸向力、螺桿扭矩及螺桿自重產(chǎn)生的壓、扭、彎的力的組合。由于加料段螺桿的根徑較小，承載能力最低，所以強度計算以加料段的根徑截面為強度計算、校核截面。 由軸向力產(chǎn)生的壓應力：=69.5 式中 ——軸向力產(chǎn)生的壓應力，MPa； ——螺桿的最小內徑端面直徑，mm； ——螺桿冷卻水孔直徑，mm. 由扭矩產(chǎn)生的剪切應力τ： =35.8 ——主電機的最大傳遞功率，KW; ——螺桿的最高轉速，r/min。 ——電動機傳遞效率，此時校核取1； C——； ——螺桿的剪切應力，MPa； 由螺桿自重產(chǎn)生的彎曲應力： == 式中 L——螺桿的有效長度，mm； ——螺桿材料密度，，鋼取7.85； ——由自重產(chǎn)生的彎曲應力，單位MPa； 螺桿的合成應力 合成應力用第三強度理論計算，其強度條件為： 查表得的屈服極限： = 有： =71.2MPa<=833MPa 由此可知，該螺桿在工作中是安全的。 由于是雙螺桿嚙合需要，使后續(xù)的配位齒輪難于安裝，螺桿在無齒端的直徑的大小必然會大大降低，因此有必要計算螺桿無齒端的最小直徑。 螺桿無齒端只受扭矩的作用。 查表的剪切疲勞極限=288 由得： =25.6mm 3.1.5 螺桿的技術要求 材料：采用氮化鋼38CrMoA1。 表面處理：對材料進行氮化處理，處理深度為0.3~0.6mm， 螺桿外圓硬度>65HRC，脆性不大于2級。 螺桿外圓極限偏差應符合GB/T1184-1999 h8的規(guī)定。螺桿的上、下偏差分別為： 上偏差：es=0μm 下偏差：ei=－39μm 螺桿全長直線度公差值應符合 GB/T1184-1996 h7的精度等級規(guī)定。所以螺桿的直線度公差值為： 螺桿外圓：螺紋槽底徑的表面粗糙度不大于0.8μm，螺棱兩側的表面粗糙度不大于1.6μm。 3.1.6 螺桿傳動系統(tǒng)及止推軸承布置設計 設計雙螺桿傳動系統(tǒng)比較困難的問題是配位齒輪和止推軸承的布置。因受螺桿嚙合條件的限制使安裝配位齒輪和止推軸承在空間上受到很大的限制。 本設計傳動系統(tǒng)及止推軸承的布置從機頭開始的順序為：深溝球軸承配位齒輪止推軸承。將止推軸承布置在減速箱之后。 雙螺桿傳動齒輪布置如圖3.1。 圖3.1 齒輪布置圖 1、2為配位齒輪，c為減速箱輸出齒輪。 3.2機筒的設計 機筒是雙螺桿擠出機最重要的部件之一。機筒的結構設計是否合理直接影響到擠出機的熱量傳遞的穩(wěn)定性及均勻性；機筒的加料段設計影響到塑料固體輸送效率；機筒的加工與裝配影響擠出機的工作性能和機器壽命。所以，對于擠出機機筒，涉及到其結構形式選擇、機筒加料口形式確定及其各段與機頭的連接等問題。 3.2.1機筒的結構類型選擇及特性 機筒的結構類型有多種，主要有分段式、整體式、雙金屬和軸向開槽結構形式。 整體式機筒的特點是加工精度容易滿足，轉配誤差?。婚L徑比大，零件數(shù)目少；機筒受熱均勻，配置加熱器不受限制。但整體式機筒對加工設備及加工技術要求較高，且磨損后修復困難。 分段式機筒是將機筒分成若干段來加工，各段加工好后通過法蘭連接起來。這種機筒加工比較容易，可適應多種長徑比的要求，對于長徑大的螺桿，因過長的機筒整體難以加工，也配以分段式機筒，但分段多，對中性不易保證，連接法蘭也會影響到機筒的加熱均勻性。為減少裝配困難，分段盡量少。為減少熱量損失，法蘭尺寸盡可能小。 雙金屬機筒有澆鑄式和襯套式兩種結構形式。襯套式機筒具有易更換、壽命長、節(jié)約貴金屬等優(yōu)點，但其設計、制造、裝配都較為復雜。澆鑄式機筒的優(yōu)點是合金層與機筒合為一體，在擠出機機筒的內表面結合均勻，不會脫落或開裂，耐磨性好，壽命長，滑動性好，但成本高。 軸向開槽機筒能提高固體輸送率，但其結構設計需要綜合考慮被加工物料的性能，如物料的大小、幾何形狀、物料顆粒間的摩擦系數(shù)值，顆粒在凹槽中的抗剪切強度，由顆粒組成的楔形結構的抗剪強度，套筒的冷卻性能，螺桿的轉速，以及與加熱機筒的隔熱程度等因素。 綜合上述各種結構類型機筒的優(yōu)劣以及雙螺桿螺桿擠出機的設計要求，選擇分段式機筒。 3.2.2機筒的結構尺寸設計 機筒壁厚的設計，要考慮機筒的強度要求，還要考慮其結構工藝性以及機筒傳熱效率等因素，使加工容易，傳熱快且穩(wěn)定。雙螺桿擠出機筒斷面形狀為型，在綜合了經(jīng)驗和理論計算結果的基礎上，我國擠出機生產(chǎn)廠家提出了擠出機機筒壁厚的參考值。 根據(jù)參考值，可選擇機筒壁厚h為： h=40mm 機筒的內徑 機筒的外徑 機筒兩孔的中心距為兩螺桿中心距，即為70.7mm. 機筒總長度L的確定。 查GB/T297-95,選取安裝在機筒內深溝球軸承的代號為61810，其內徑為50，外徑為65mm ,寬為7mm .軸承端蓋暫取40mm ,螺桿螺紋端末端到軸承需留一段長度供密封，取該段長度為30mm. 則螺桿的重長度L為：L=2160+7+40+30=2237 mm ?。?L=2240mm 3.2.3機筒的材料選擇 工作時機筒受到刮磨、摩擦磨損以及塑料摩擦的作用，一些塑料還會有較強的化學腐蝕作用。普通機筒材料為一般鋼材（如45號鋼）、鑄鋼或球磨鑄鐵。為了提高機筒的耐磨性，國際上的擠出機機筒有采用氮化鋼制造，其強度極限約為900MPa。 這里我們選擇40Cr鋼作為機筒的制造材料。 機筒的強度計算 機筒內部受塑料熔料的壓力作用，熔料在機筒內產(chǎn)生的力沿機筒軸向的分布是相當復雜的，各處壓力不等。由于機頭處壓力最大，因此一般取機頭壓力為計算壓力值。 進行機筒設計時，用壁厚圓筒理論來對料筒進行強度計算。 根據(jù)厚壁圓筒的理論，當筒壁內受到物料壓力P的作用時，筒壁上各點處于三向應力狀態(tài)，三向應力分別為：徑向應力，軸向應力，切向應力。 機筒的內壁處，徑向應力和切向應力都達到最大值。 徑向應力： 切向應力：=63.1MPa 軸向應力為： =11.6MPa 由于機筒為塑性材料，可用第四強度理論進行設計計算和強度校核，機筒壁厚的強度條件為： 查表得40Cr的屈服強度極限為540MPa, 則：，有： =89.3MPa< 機筒強度校核合格，該機筒可安全工作。 機筒設計的技術要求 （1） 材料：40Cr。 （2） 內孔表面：對機筒內表面進行鍍鉻，鍍層深度為0.05~0.1mm，機筒體硬度45HRC，鍍鉻層硬度>55HRC，脆性不大于2級。 （3）公差：機筒內孔極限偏差：上偏差ES=0.231mm 下偏差EI=0.130mm機筒內孔軸線的直線度公差值應符合GB/T1184-1996 7級的精度規(guī)定。則所設計機筒的直線度公差為： （4）機筒內孔：表面粗糙度不大于1.6。 3.3 螺桿與機筒的配合要求 3.3.1 螺桿與機筒的配合間隙 螺桿與機筒的配合間隙值影響到擠出機的功率消耗、生產(chǎn)能力、使用壽命、機器加工成本等問題。取值過大，加工、裝配比較容易容易，但生產(chǎn)能力會降低，塑料原料在機筒內的停留時間難以控制，甚至會造成熱分解。如果取值過小，功率消耗大，加工、裝配困難，且易使螺桿和機筒發(fā)生磨損，降低擠出機使用壽命。 螺桿與機筒之間的間隙值可按JB1291-73來選取。則設計的雙螺桿擠出機的螺桿和機筒之間的間隙取值： 3.3.2螺桿與機筒的對中性 擠出機螺桿與機筒的對中性在設計上要求螺桿的中心線與機筒的中心線重合。然而由于制造、裝配過程中所產(chǎn)生的螺桿定位面與螺桿中心線不同心、機筒內孔偏差、螺桿徑向跳動、螺桿推力面與螺桿中心線不垂直、法蘭平面對機筒中心不垂直、內孔徑向跳動等安裝誤差和加工誤差都會影響對中性。要保證螺桿與機筒的對中性，一般需要采取以下措施提高對中性：選取有效的定位基準和合理的連接方式；提高零件的加工與裝配精度，減少零件數(shù)目。 3.4送料螺桿的設計 為了使塑料與其他材料能夠進行定量定比例的加入，因此要在機筒加料口上方添加兩根送料螺桿。其中，一根螺桿用于輸送聚合物塑料顆粒，另一根螺桿用于輸送其他復合材料。工作時，只需要分別控制兩根送料螺桿的轉速比及兩根送料螺桿與主螺桿之間的轉速關系，就能夠較精確地將復合原材料通過送料螺桿送入到塑料顆粒中去混合。沒根螺桿按照最大輸送能力200kg/h進行設計。所設計螺紋斷面形狀為矩形。 送料螺桿的基本參數(shù)設計如下。 螺桿直徑D d=40mm 螺紋升角φ φ=17.41° 螺距S S= 40mm 螺紋頭數(shù) 單頭螺紋 螺棱法向寬e e=0.1d=0.1×40=4mm 螺棱軸向寬b b=e/Cosφ==4.2mm 螺槽法向寬W W=SCosφ－e=37.9mm 螺槽軸向寬B B=d－b=35.8mm 螺桿與機筒之間的間隙 摩擦因數(shù)、 ==0.27 轉速n n=200r/min 敞開式固體輸送 ==0 由于送料螺桿主要是用于顆粒狀或粉末狀材料的輸送，因此送料螺桿可按照普通螺桿送料段的設計方法來進行設計計算。 螺桿在n=200r/min的轉速下的輸出量為G=200kg/h。 則固體輸送量Q： 由得：=15.5mm 3.5分流板及過濾網(wǎng) 在擠出機機筒與機頭之間設分流板（也稱多孔板）和過濾網(wǎng)，其作用是：①防止熔料中的雜質和未熔物料進入機頭而堵塞機頭流道或影響產(chǎn)品質量；②使由機筒來的熔料的旋轉運動變?yōu)橹本€運動，并分成若干束，以保證擠出穩(wěn)定；③攪拌混合，增強塑化效果。④設置料流障礙，以增加背壓來保證制品的密實；⑤支撐過濾網(wǎng)。 3.5.1 分流板 因聚氯乙烯為熱敏性物料，分流板的設置離螺桿頭部距離要小，以防止積料產(chǎn)生熱分解。但也不能因距離設置過小而使物料的螺旋運動來不及轉變?yōu)橹本€運動，導致物料縱向流動不穩(wěn)定。一般應使螺桿頭部至分流板的容積小于或等于計量段一個螺紋槽的容積，其距離為0.1D。 目前，國產(chǎn)擠出機多采用制造方便、結構簡單的平板型分流板。為保證物料流經(jīng)分流板后速度不變，且由于聚氯乙烯為熱敏性物料，把分流板設計孔眼尺寸為中間孔眼直徑大而稀疏形式，以降低流道阻力，避免熱分解。本雙螺桿擠出機分流板的設計尺寸及孔眼尺寸分別為： 孔眼直徑 開孔率 分流板至螺桿頭部的距離 取 分流板尺寸 分流板的孔道結構設計要光滑無死角，以便物料的流動和清理。所以孔道的進料段設倒斜角，分流板的材料用不銹鋼2Cr13。 3.5.2過濾網(wǎng) 對于加工醫(yī)療用品、電纜、透明制品、薄膜、單絲等產(chǎn)品質量要求較高時，擠出成型需要在分流板上設置過濾網(wǎng)。過濾網(wǎng)一般為金屬網(wǎng)，細度為20~120目，放置層數(shù)1~5層。網(wǎng)的細度及層數(shù)由塑料的物料性能、制品的形狀、密度要求及擠出機的結構形式等決定。網(wǎng)的放置為：細的銅絲網(wǎng)放在靠螺桿一側，粗的銅絲網(wǎng)放在靠分流板一側。 3.6料斗的設計 料斗的設計遵循不允許物料結成團、架橋和掛料的原則。料斗角度應該大于塑料顆粒的靜止角。為了達到設計所需要求，該擠出機設置兩個料斗：一個用于盛裝主料；另一個用于盛裝添加料。如下圖3.2所示： 圖3.2 料斗 3.7 擠出機電機的選擇 為了實現(xiàn)在調速范圍內的無級調速和保證雙螺桿擠出機50r/min~260r/min 的調速范圍，選擇直流電機作為擠出機電機。雙螺桿擠出機功率的確定通常是根據(jù)經(jīng)驗選取，根據(jù)我國同向雙螺桿擠出機基本參數(shù)表(JB/T 5420-91)選取擠出機主電機功率為：P=55KW 擠出機電機選擇某公司生產(chǎn)的型號為Z3-250-31直流電動機，其主要技術參數(shù)為：額定功率為55 KW、額定電壓440V、額定轉速為500r/min。 3.8 傳動系統(tǒng)的設計 3.8.1 傳動方案的確定 本設計選取的直流電動機的額定轉速為500r/min，擠出機設計的最高轉速為260 r/min，因此需要在電機輸出軸和螺桿之間設置減速器，總傳動比：==1.92。由參考文獻[1]《雙螺桿擠出機及其應用》知，由于受擠出機螺桿上配位齒輪大小的限制，防止發(fā)生擠出機螺桿的配位齒輪與高速級從動齒輪產(chǎn)生干涉，因此把減速箱和螺桿配位齒輪整個傳動系統(tǒng)設計成兩級減速一級增速。 傳動比的分配：由于配位齒輪受到螺桿直徑的限制，如果第一級傳動比取得過小，則減速器的第二根軸上的小齒輪會較小，而此軸的直徑較第一根軸大，如此對鍵和齒輪的強度有很大的不利，因此應把第一級減速的傳動比設置大些?。海瑒t后續(xù)總傳動比=0.8 3.8.2齒輪參數(shù) 第Ⅰ減速級齒輪 （1）選擇齒輪材料，確定許用應力 選用滲碳淬火的材料制成的齒輪 許用接觸應力 由式 接觸疲勞極限 齒輪接觸強度壽命系數(shù) 設計擠出機每天工作24小時，每年工作300天，預期壽命為10年，應力循環(huán)次數(shù)N 由式 查接觸強度計算的壽命系數(shù)圖表得1 1 接觸強度最小安全系數(shù) 許用彎曲應力 由式 彎曲疲勞極限 查試驗齒輪的彎曲疲勞強度極限 查彎曲強度壽命系數(shù)圖 查彎曲強度尺寸系數(shù)圖（假設模數(shù)小于5mm） 彎曲強度最小安全系數(shù) 則 （2）齒面接觸疲勞強度 確定齒輪傳動的精度等級，按估取圓周速度=2.4m/s，參考通用機械所用齒輪傳動的精度范圍圖表和齒輪第Ⅱ公差精度與齒輪圓周速度圖表選取小輪分度圓直徑，由式 齒寬系數(shù) 查圓柱齒輪的齒寬系數(shù)表，按相對軸承為非對稱分布選取 小齒輪齒數(shù) 在推薦值20～40中取 =23 大齒輪齒數(shù) 圓整選取 =55 齒數(shù)比?u 傳動比誤差△u/u △u/u=（2.4-2.39）/2.4=0.0042<0.05 小齒輪轉矩 ==1050500N·mm 載荷系數(shù)K K== 材料彈性系數(shù) 查材料彈性系數(shù)表 =189.8 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查節(jié)點區(qū)域系數(shù)表 重合度系數(shù) 由推薦值0.85~0.92 =0.88 故：=70.74mm 齒輪模數(shù) ==3.08按漸開線齒輪標準模數(shù)表圓整 故小輪分度圓直徑： 大輪分度圓直徑： 圓周速度 標準中心距==156mm 齒寬 大齒輪齒寬 取=57mm 小齒輪齒寬 取=65mm （3）齒根彎曲疲勞強度校核 由式 查齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)表 齒形系數(shù) 小輪 大輪 應力修正系數(shù) 小輪 大輪 重合度 重合度系數(shù) = = （4）齒輪其他主要尺寸計算 齒根圓直徑 齒頂圓直徑 第Ⅱ級減速及第Ⅲ級增速齒輪 此兩級的傳動方式為小齒輪與大齒輪嚙合把功率傳遞給大齒輪，然后大齒輪和配位齒輪嚙合把功率傳遞給配位齒輪，兩螺桿上的配位齒輪需要錯位配置。由于兩螺桿上的配位齒輪錯位配置，因此第Ⅱ級減速齒輪為參數(shù)相同的兩對齒輪，沒對齒輪傳遞的功率是總功率的一半，即： （1）選擇齒輪材料，確定許用應力 選用滲碳淬火制作齒輪 許用接觸應力 由式 接觸疲勞極限 查圖 接觸強度壽命系數(shù) 設計擠出機每天工作24小時，每年工作300天，預期壽命為10年，應力循環(huán)次數(shù)N 由式 此時三個齒輪的應力循環(huán)次數(shù)都大于，查接觸強度計算的壽命系數(shù)圖表得1 1 接觸強度最小安全系數(shù) 許用彎曲應力 由式 彎曲疲勞極限 查試驗齒輪的彎曲疲勞強度極限 彎曲強度壽命系數(shù) 查彎曲強度壽命系數(shù)圖 彎曲強度尺寸系數(shù) 查圖（假設模數(shù)小于5mm） 彎曲強度最小安全系數(shù) 則 （2）齒面接觸疲勞強度 確定齒輪傳動的精度等級，按估取圓周速度=2.1m/s，參考通用機械所用齒輪傳動的精度范圍圖表和齒輪第Ⅱ公差精度與齒輪圓周速度圖表選取 小輪分度圓直徑，由式 由于螺桿上的配位齒輪的大小受到空間的嚴格限制，因此先確定配位齒輪的分度圓直徑。 由于兩螺桿的中心距為70.7mm，兩配位齒輪錯位放置，螺桿上安裝配位齒輪段的直徑大致取50mm，考慮到安裝容易，則配位齒輪的齒頂圓直徑不能超過85mm,假設模數(shù)為3，則齒輪的分度圓直徑最大為79mm,此時齒輪齒數(shù)為26.3， 取 配位齒輪分度圓直徑 小齒輪齒數(shù) 圓整取 齒數(shù)比u 傳動比誤差 小齒輪分度圓直徑 為了空間需要取取大圓齒數(shù) 大齒輪的分度圓直徑： 查圓柱齒輪的齒寬系數(shù)表，按相對軸承為非對稱分布選取=0.8 小齒輪轉矩 = =525250N·mm 載荷系數(shù)K= 載荷系數(shù)K K== =1.44 材料彈性系數(shù) 查材料彈性系數(shù)表=189.8 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查節(jié)點區(qū)域系數(shù)表 重合度系數(shù) 由推薦值0.85~0.92 =0.88 故： =25.2mm 因此滿足接觸疲勞強度 圓周速度 小齒輪和大齒輪的標準中心距 ==156mm 配位齒輪和大齒輪的標準中心距 ==145.5mm 齒寬 取大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 取=68mm 配位齒輪齒寬 （3）齒根彎曲疲勞強度校核計算 由式 查齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)表 齒形系數(shù) 小輪 大輪 應力修正系數(shù) 小輪 大輪 重合度 重合度系數(shù) 重合度 重合度系數(shù) 因此有： = = = （4）齒輪其他主要尺寸計算 齒根圓直徑 齒頂圓直徑 3.8.3 齒輪軸的確定 根據(jù)整個減速箱設計規(guī)劃，軸Ⅱ上的齒輪最多，出于減速箱加工工藝和降低成本需要減速箱兩側內壁在同一平面上，因此減速箱的寬度由軸Ⅱ來確定。 軸Ⅱ的計算 （1）計算軸轉矩 軸Ⅱ的輸出功率： =55×0.97×0.99=52.82KW 轉速：=208.3r/min 求軸上轉矩 =1940119N·mm （2）求作用在齒輪上的力 （3）初步估算軸直徑 選取38GrMoAlA作為軸的材料，調質處理。 由式 計算軸的最小直徑并加大3%考慮鍵槽對軸的強度的影響，查表取A=90，得： （4）軸的結構 1）擬定軸的結構方案 采用調心滾子軸承。軸的結構簡圖如下圖3.3所示： 圖3.3 軸的結構簡圖 1） 確定各軸段直徑和長度 ①段 根據(jù)圓整（按GB/T288-1994）,且符合標準軸承內徑，暫選調心滾子軸承型號為22212C/W33, ，其寬度。軸承潤滑方式選擇： ，選擇脂潤滑。齒輪3與減速箱體內壁間隙取，考慮到軸承脂潤滑，取軸承距箱體內壁距離，為了使齒輪軸向可靠定位，軸①段應伸入齒輪3內孔一段距取其長度為，則有 ： ②段 ，齒輪3與齒輪2之間的間隙取10mm，為了使與左軸承相連的套筒1端面可靠地壓緊齒輪3，軸段②上齒輪3占據(jù)的長度應比輪轂孔短1~4mm，取其長度為2mm，為了使套筒2可靠地壓緊齒輪2，軸段②還應在以上長度基礎上加上2mm，則： ③段 ，套筒2端面可靠地壓緊齒輪2，應比齒輪2的輪轂長度短2mm ④段 取齒輪2右端定位軸肩高度為，則軸環(huán)直徑，長度取 ⑤段 因齒輪4和齒輪3的技術參數(shù)完全相同，考慮到加工方便和降低成本，取，為了使套筒3端面可靠地壓緊齒輪4，應比齒輪轂孔的長度短2mm ⑥段 長度和直徑都和①段相同 2） 確定軸承及齒輪作用力位置 （5）繪制軸的彎矩和扭矩圖 1）求軸承反力 V垂直面 H水平面 2）求危險截面處的彎曲 軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當量彎矩圖。從軸的結構圖及當量彎矩圖中可以看出，C截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。C截面處的M、T及的數(shù)據(jù)如下。 V垂直面 H水平面 合成彎矩 扭矩 =1940119N·mm （6）按彎扭合成強度校核軸的強度 當量彎矩 = 軸的材料為38GrMoAlA，調質處理。查表可得：，，取84～93，取，則軸Ⅰ的計算應力為： = 根據(jù)計算結果，該軸滿足強度要求 軸Ⅰ的計算 由于齒輪較小，傳遞功率較大，把軸和齒輪做成齒輪軸。 （1）求軸Ⅰ轉矩 軸Ⅰ的輸出功率： 轉速： 求輸入軸上轉矩: ==1050500N·mm （2）計算作用在齒輪上的力 （3）初步估算軸直徑 選取38GrMoAlA作為軸的材料，調質處理。 由式 計算軸的最小直徑 查表取A=90，得： （4）軸的結構設計 1）擬定軸的結構方案 右擋油圈和右軸承從軸的右端裝入，右擋油圈左端面靠軸肩定位。左擋油圈和左軸承從軸的左端裝入，左擋油圈靠軸肩定位。半聯(lián)軸器靠軸肩定位。左右軸承均采用軸承端蓋，半聯(lián)軸器靠軸肩得到軸向固定。齒輪和半聯(lián)軸器采用普通平鍵得到周向固定。采用調心滾子軸承和彈性柱銷聯(lián)軸器。軸的結構簡圖如下圖3.4所示。 圖3.4 軸的結構簡圖 2）確定各軸段直徑和長度 ①段 此軸段用于聯(lián)軸器的安裝，根據(jù)圓整（按GB5014-85圓整），其直徑應該與聯(lián)軸器的孔徑相配合，并根據(jù)輸入軸的轉矩和轉速選用型號為HL4聯(lián)軸器(GB/T5014-1985)，為了使軸端擋圈能夠可靠地對半聯(lián)軸器進行軸向定位，取比轂孔長度短1~4作為①段長度。 ②段 為了使半聯(lián)軸器軸向能夠可靠得定位，軸肩高度取，半聯(lián)軸器孔倒角C取2mm，并且要符合標準密封內徑(JB/ZQ4606-86)。取端蓋寬度為，端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面留空隙，則 ③段 為了方便軸承內圈的裝拆，應，并且應符合標準軸承內徑。根據(jù)GB/T288-1994，初選調心滾子軸承代號為22212 C/W33，，其寬度B為。軸承潤滑方式的確定： ，選擇脂潤滑，考慮擋油圈寬度為17mm。 ④段 查機械設計手冊可知軸承的安裝尺寸,?。?。由軸Ⅱ的設計計算可知，齒輪軸向中點到箱體左內壁的距離為116.5mm，軸承右端面距箱體內壁為7mm,則有： ⑤段 該段為齒輪所占長度，長度等于齒輪寬度。 ⑥段 由于箱體內壁相對于齒輪對稱，因此該段與4段數(shù)據(jù)相同。 ⑦段 該段數(shù)據(jù)與3段數(shù)據(jù)相同 3）確定軸上圓角和倒角尺寸 各軸肩出的圓角半徑為R2，軸端倒角為2×45。 4）確定軸承及齒輪作用力位置 （5）繪制軸的彎矩和扭矩圖 1）求軸承的反力 H水平面 V垂直面 2）求齒寬中點處彎矩 H水平面 V垂直面 合成彎矩M = 扭矩 =1050500 （6）按彎扭合成強度校核軸的強度 當量彎矩 = 軸的材料為38GrMoAlA，調質處理。查表可得：，，取84～93，取，則軸Ⅰ的計算應力為： = 根據(jù)計算結果可得，該軸滿足強度要求。 軸Ⅲ的計算 （1）計算軸轉矩 軸Ⅲ的輸出功率： =52.82×0.97×0.99=50.72KW 轉速：=96.8r/min 求軸上轉矩=5003884N·mm （2）計算作用在齒輪上的力 （3）初步估算軸直徑 選取38GrMoAlA作為軸的材料，調質處理。 由式 計算軸的最小直徑并加大3%考慮鍵槽對軸的強度的影響 查表取A=90，得： （4）軸的結構設計 1）擬定軸的結構方案 右齒輪和右軸承從軸的右端裝入，右齒輪左端面靠軸肩定位，右齒輪和右軸承之間用定位套筒使右軸承左端面得以定位。左齒輪和左軸承從軸的左端裝入，齒輪右側端面靠軸肩定位，左齒輪和左軸承之間用定位套筒使左軸承右端面得以定位，左右軸承均采用軸承端蓋。齒輪采用普通平鍵得到周向固定。采用調心滾子軸承。軸的結構簡圖如下圖3.5所示。 圖3.5 軸的結構簡圖 2）確定各軸段直徑和長度 ①段 根據(jù)按GB/T288-1994圓整，選擇調心滾子軸承型號為22215C/W33,其寬度。軸承潤滑方式的選擇： ，選擇脂潤滑?？紤]軸承潤滑，取軸承距箱體內壁距離為7mm。由軸Ⅱ計算可知，左齒輪軸向中點到箱體左內壁的距離為44mm，則： ②段 ，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，應比齒輪轂孔短2mm。 ③段 取左齒輪右端定位高度為4mm。由前面計算軸Ⅱ可知兩齒輪徑向中心距為145mm，則此軸環(huán)的長度 由于是對稱布置，因此④⑤段分別與②、①段相同。 3）確定軸上圓角和倒角尺寸 各軸肩出的圓角半徑為R1，軸端倒角為2×45。 4）確定軸承及齒輪作用力位置 （5）繪制軸的彎矩和扭矩圖 軸Ⅲ上齒輪與前一級齒輪和配位齒輪相對位置如圖3.6。 圖3.6 齒輪相對位置 其中齒輪5與齒輪3、齒輪7嚙合，齒輪6與齒輪4、齒輪8嚙合。 1）求軸承反力： H水平面 V垂直面 2）求齒寬中點處彎矩 H水平面 V垂直面 合成彎矩M 由于不受扭矩作用，因此按彎矩進行強度校核。 軸的材料為38GrMoAlA，調質處理。查表可得：，，取84～93，取，則軸Ⅰ的計算應力為： = 根據(jù)計算結果，該軸滿足強度要求。 螺桿齒輪軸段計算 （1）計算軸轉矩 每根螺桿的輸出功率：=50.72×0.97×0.99=24.4KW 轉速：=260r/min 求軸上轉矩 =896230.8N·mm （2）計算作用在齒輪上的力 （3）初步估算軸直徑 螺桿的材料為38GrMoAlA，調質處理。 由式 計算軸的最小直徑并加大3%考慮鍵槽對軸的強度的影響，查表取A=90，得： （4）軸的結構確定 1）擬定軸的結構方案 由于螺桿擠出工作段直徑最大，因此齒輪和軸承均從軸的右端裝入，因此螺桿非擠出段直徑從左到右依次減小。兩螺桿的中心距為70.7mm，查機械設計手冊，內徑大于42mm的滿足選擇要求的軸承的外徑都大于螺桿中心距的一半，因此兩螺桿上安裝在減速箱體同側的軸承必須錯位布置?？紤]到防止一根螺桿的軸承和另一根螺桿非擠出段發(fā)生干涉，則軸承外徑的半徑加上螺桿的半徑必須小于螺桿中心距，由前面初步估算的軸的直徑，如果此段用了軸肩來對齒輪或軸承進行軸向定位，那么軸的大徑段會達到50mm，可選用的軸承的外徑的半徑加上軸的半徑將達到70mm，而螺桿的中心距只有70.7mm，這樣給制造和安裝的精度誤差帶來了很大麻煩。因此兩軸承之間螺桿段直徑一樣，靠套筒進行軸向定位。左右軸承均采用軸承端蓋，齒輪采用普通平鍵得到周向固定，軸承采用調心滾子軸承。結構如圖3.7。 圖3.7 軸的結構簡圖 2）確定軸直徑和受力點之間的長度 根據(jù)圓整，選擇調心滾子軸承型號為22209C/W33，其寬度。軸承潤滑方式的選擇： ，選擇脂潤滑?？紤]軸承潤滑，取軸承距箱體內壁距離為7mm。由軸Ⅱ計算可知，齒輪中點到箱體左內壁的距離為44mm，則： 齒輪中點到箱體右內壁的距離為189mm，且要給另一根螺桿安裝軸承留下空間，取兩軸承之間的軸向間為10mm，則： （5）繪制軸的彎矩和扭矩圖 1）求軸承反力： 沿齒輪接觸點切平面 垂直平面 2） 求齒寬中點處彎矩 切平面 垂直平面 合成彎矩 （6）按彎扭合成強度校核軸的強度 當量彎矩 ，取折合系數(shù)為0.6。 = 軸的材料為38GrMoAlA，調質處理。查表可得：，，取84～93，取，則軸Ⅰ的計算應力為： = 螺桿推力軸承的選擇 螺桿的軸向力，軸向力較大，應設置推理軸承。 3.8.4 軸承壽命校核 軸承設計的預期壽命為為1年，由于擠出機每天24小時工作，則設計預期壽命小時數(shù) 軸Ⅰ軸承壽命計算 該軸選用的軸承為調心滾子軸承22212C/W33,其額定載荷 (GB/T288-1994). 該軸的轉速 軸承工作時無沖擊，載荷系數(shù) 當量動載荷 軸承壽命 軸承壽命校核合格 軸Ⅱ軸承壽命計算 該軸選用的軸承為調心滾子軸承22212C/W33,其額定載荷 (GB/T288-1994)。 該軸的轉速 軸承工作時無沖擊，載荷系數(shù) 當量動載荷 軸承壽命 軸承壽命校核合格 軸Ⅲ軸承壽命計算 該軸選用的軸承為調心滾子軸承22215C/W33,其額定載荷 (GB/T288-1994)。 該軸的轉速 軸承工作時無沖擊，載荷系數(shù) 當量動載荷 軸承壽命 螺桿軸承壽命計算 該軸選用的軸承為調心滾子軸承22209C/W33,其額定載荷 (GB/T288-1994)。 該軸的轉速 軸承工作時無沖擊，載荷系數(shù) 當量動載荷 軸承壽命 軸承壽命校核合格 3.8.5 鍵的校核 軸Ⅰ上的鍵校核 選用普通平鍵A型，按1.5個鍵進行強度計算。 軸直徑為 A型普通平鍵尺寸 b×h=14×9 鍵長 轉矩 許用擠壓應力 則有： = 因