双螺杆挤出机设计论文说明书

1双螺杆挤出机设计概述1.1 双螺杆挤出机概述塑料挤出成型是在挤出机中通过加热、加压而使塑料以及熔融流动状态连续通过口模成型的方法，或简称为挤塑。挤出成型是聚合物加工中出现较早的一门技术,在19世纪初已有使用。挤出成型可加工的聚合物种类很多,制品更是多种多样,成型过程也有许多差异比较常见的是以固体块状加料挤出制品的过程。其挤出成型过程为:将颗粒状或粉状的固体物料加入到挤出机的料斗中,挤出机的料筒外面有加热器,通过热传导将加热器产生的热量传给料筒内的物料,温度上升,达到熔融温度。机器运转,料筒内的螺杆转动,将物料向前输送,物料在运动过程中与料筒、螺杆以及物料与物料之间相互摩擦、剪切,产生大量的热,与热传导共同作用使加入的物料不断熔融,熔融的物料被连续、稳定地输送到具有一定形状的机头(或称口模)中。通过口模后,处于流动状态的物料取近似口型的形状,再进入冷却定型装置,使物料一面固化,一面保持既定的形状,在牵引装置的作用下,使制品连续地前进,并获得最终的制品尺寸。最后永切割的方法截断制品,以便储存和运输。挤出成型加工的主要设备是挤出机，此外，还有机头口模及冷却定型、牵引、切割、卷取等附属设备。其挤出制品都是连续的形体，在生产及应用上都具有多方面的优点。据统计，在塑料制品成形加工中，挤出成型制品的产量约占整个塑料制品的50以上。所以，挤出成型在塑料制品成型加工工业中占有重要地位。塑料在挤出机内熔融塑化，通过口模成为所需要的形状，经冷却定型而得到与口模断面形状相吻合的制品。挤出成型是塑料加工工业中最早的成型方法之一。早在19世纪初期，挤出机就用于生产铅管、面条。早期的挤出机是柱塞式的，直到1936年才研制成功电加热的单螺杆挤出机，这就是现代塑料挤出机的起源。同其他成型方式相比，挤出成型具有以下突出优点。1.设备成本低，制造容易，因此投资少，见效快，占地面积小，生产环境清洁。2.生产效率高。挤出机的单机产量较高。特别适合于较长的尺寸的制品。如制造较长的管材，板材、型材、薄膜等，而且产品质量均匀、密实。其生产效率的提高比其它成型方法快。3.挤出成型可以实现连续化、自动化生产。生产操作简单，工艺控制容易，产品质量稳定。4.可以根据产品的不同要求，改变产品的断面形状。其产品为管材、棒材、片材、板材、薄膜、电缆、单丝、中空制品及异型材等。5.应用范围广。只要改变螺杆及辅机，就能适用于多种塑料及多种工艺过程。例如，可以加工大多数热塑性塑料及部分热固性塑料，也能用挤出法进行共混改性、塑化、造粒、脱水和着色等。6.可以进行综合性生产。挤出机与压延机配合，可以喂料生产压延薄膜，与油压机配合生产各种模压制品。随着聚合物加工业的发展，作为聚合物的主要加工设备之一的挤出机得到了飞速发展，并以其优异的加工性能得到了越来越广泛的应用。一套完整的挤出设备由主机和相应的辅机以及其它控制系统组成。 通常这些组成部分统称为挤出机组。它主要包括挤出系统、传动系统和加热冷却系统及控制系统。1.挤出系统 它由料斗、螺杆和机筒组成，是挤出机工作的核心部分。其作用是使塑料塑化成均匀的熔体，并在此过程中建立压力，再被螺杆连续、定压、定温、定量地挤出机头。2.传动系统 它由电机、调速装置及传动装置组成。其作用是驱动螺杆，并保证供给螺杆在工作过程中所需的扭矩和转速。3.加热冷却系统 它由温度控制设备组成。其作用是通过对机筒进行加热和冷却，保证挤出系统的成型在工艺要求的温度范围内进行。4.控制系统 它主要由电器、仪表和执行机构组成。其作用是调节控制螺杆的转速、机筒温度、机头压力等。在挤出成型中，应用得最广的是单螺杆挤出机和双螺杆挤出机。双螺杆挤出机是在挤出机机筒中并排地安装两根螺杆的一种挤出机，它是在单螺杆挤出机的基础上发展起来的。最初的双螺杆挤出机是20世纪30年代后期在意大利开发的。Roterto Colombo开发了同向旋转式双螺杆挤出机，Carlo Pasqutti开发了异向旋转式双螺杆挤出机。单螺杆挤出机易于加工粒料，对粉料则不易加工。对那些形状不规则的或是含湿度很大的悬浮料、乳剂料或分子量很高因而粘度很高的料等，实际上无法加工。单螺杆挤出机对于加入无机填料的适应能力也是差的，且混炼效果较差。与单螺杆挤出机相比，双螺杆挤出机具有一系列的优点，如双螺杆挤出机可以用在混炼、排气、脱水、造粒粉料直接挤出以及玻璃纤维或其他填料的填充增强改性等方面。据资料介绍，近年来西欧工业国家的双螺杆挤出机的数量已达到挤出机台数的40%左右。特别是在成型加工中，应用更多、更广。例如，在管材和造粒中几乎全部使用双螺杆挤出机，在板材和型材的成型中，双螺杆挤出机约占8090%。尤其对RPVC粉料、LDPE塑料的加工，双螺杆挤出机更是具有极大的优越性。因为其剪切速率较低（主要指异向旋转的双螺杆挤出机）、自洁性好、在机筒中物料停留时间短。此外，双螺杆挤出机还具有剪切力大、传热面积大、计量准确、回流少、供料性能好、混炼效果好、塑化效果好等优点。目前，双螺杆挤出机主要用作成型加工、预塑混炼、聚合反应以及废料处理方面。近几年来，我国在双螺杆挤出机的生产和应用方面同样也都得到了迅速的发展。目前，双螺杆有许多种类型，其主要可以分为：1.从螺杆轴线是否平行可分为平行式和锥形式双螺杆；前者两根螺杆的轴线互相平行，后者两螺杆的轴线相交成一角度。平行双螺杆挤出机相比较于锥形双螺杆基础机的优点是：平行双螺杆挤出机具有压延长度较大，压延有强烈的塑化与均化能力的效果，而且螺杆平均直径小，转速较低，因此，平均剪切速率也较低，压延频率高，有效停留时间并不低于锥形螺杆。2.从两根螺杆的相对位置又可以分为啮合型和非啮合型，啮合型又可以分为部分啮合和全啮合型。非啮合型的一根螺杆的螺棱不伸到另一根螺杆的螺槽中去，而非啮合型则是两根螺杆的轴线分开的距离小于两根螺杆外半径之和，即一根螺杆的螺棱插到另一根螺杆的螺槽中去。根据啮合程度（即一根螺杆的螺棱插到另一根螺杆的螺槽中的深浅程度），啮合型又可以分为部分啮合和全啮合型。3.从螺杆旋转方向的不同，可以分为同向旋转与反向旋转。顾名思义，同向旋转双螺杆挤出机的两根螺杆的旋转方向相同，异向旋转双螺杆挤出机的两根螺杆的旋转方向相反。它可以是向内旋转或向外旋转。1.2 挤出机整体方案设计近年来，双螺杆挤出机得到了迅速的发展，但由于双螺杆挤出机的复杂性和种类的多样性，以及双螺杆理论的不成熟，所以至今还没看到有关双螺杆挤出机参数设计和结构设计的比较系统的文献，因此对双螺杆挤出机的设计更多地只能停留在经验设计的水平上。当然，经验设计是必须服从挤出工程的基本规律的，所以由此所进行的有关双螺杆挤出机的设计是具有一定的科学性与理论性的。双螺杆挤出机的应用，都是以机组的的形式出现。挤出机组包括主机（即通常说的挤出机）、机头和辅机。因而就双螺杆挤出机的总体设计而言，它可以包括主机（螺杆挤出机）、机头和辅机的设计，也可以单指主机的设计。因此双螺杆挤出机的设计应当包括双螺杆挤出机类型的确定、整体方案的确定、主要技术参数的确定、挤压系统的设计、传动系统的设计、机头的设计、加料系统的设计以及双螺杆挤出机辅助系统的设计等。1.2.1 开式设计和闭式设计的选择所谓开式设计，一般指双螺杆挤出机的挤压系统、冷却加热系统都裸露在外面，这种设计的优点是各部分出现故障时，检查、维修及拆装比较方便，也一目了然。啮合同向双螺杆挤出机大多采用这种设计。所谓闭式设计，其挤压、冷却加热系统的外面都有罩子，其余各部分有时也封闭起来。这种设计看上去外形比较整齐，但检修不太方便。所以本设计中采用开式设计。1.2.2 一阶机和二阶机的选择所谓一阶机，是指主机只有一个挤压系统，包括一套螺杆、机筒和传动箱；而二阶机是指主机有两个挤压系统，包括两套螺杆、机筒和传动箱，柔性串起来组成主机。就目前见到、用于成型制品的双螺杆挤出机组的主机多是一阶的，如啮合平行异向双螺杆挤出机和锥形双螺杆挤出机。用于配混料造粒的啮合同向双螺杆挤出机有的情况下设计成二阶的，其第一阶用来塑化、混合物料，第二阶用来建压、挤出造粒。本设计中以采用一阶式为宜。1.2.3 整体式和积木式的选择一般啮合异向旋转的双螺杆挤出机（也有例外）和锥形双螺杆挤出机都是整体式，即其各大组成部分（螺杆、机筒、减速箱）在使用中不再拆开并进行重新组合安装。国外流行的啮合同向双螺杆挤出机绝大多数都设计成积木式的，即其机筒、螺杆有若干组件组成，可根据使用需要进行重新组合安装。也有的厂家生产的双螺杆挤出机，除了其机筒、螺杆是组合式外，其扭距分配器和齿轮箱做成积木式，通过更换扭距分配器可以将双螺杆挤出机改变成异向旋转或同向旋转；去掉扭距分配器，其齿轮箱还可以与单螺杆挤压系统相接，组成单螺杆挤出机。本设计中采用整体式设计。1.2.4 封闭式机筒与剖分式机筒的选择双螺杆挤出机的机筒有的是整体式的，有的是由若干段组成，但机筒均不能打开分成两段，它们是封闭的。因此，要想了解挤出过程中物料沿螺杆的输送、混合、反应情况，只有停转将机筒通过水骤冷，然后把螺杆抽出来才能看清楚。这样很不方便，有时为了会破坏过程反应的原貌。为了克服上述缺点，人们把双螺杆挤出机的机筒做成剖分式，停车冷却后靠液压系统或手动机械打开，观察取样，进行研究。挤出机再工作前，再靠液压系统或手动机械合起来。本设计采用封闭式设计。1.2.5 挤压系统的选择对某些大型同向双螺杆挤出机造粒机组（有时是挤出片材挤出机组），为了高效、节能、精确地控制挤出机熔体的压力以保证制品的尺寸精度，在挤压系统末串接熔体齿轮泵，由双螺杆完成塑化、混炼，由齿轮泵建立、控制挤出压力。串联齿轮泵后会给整个双螺杆主机得整体设计带来了重大影响。所以本设计中没有使用串接齿轮泵的设计。另一个影响双螺杆挤出机整体方案确定的是在某些机组上将要采用的加料系统。一般双螺杆挤出机大多采用计量加料，对大多数情况下得双螺杆挤出机（如啮合异向双螺杆挤出机和锥形双螺杆挤出机），其计量加料系统对挤出机组整体设计不会有多大影响，但对某些没有多组分加料系统的配混料啮合同向双螺杆挤出机，将会有多个加料口和加料装置，它们得联合使用和布置将对双螺杆挤出机的整体布置带来影响。2挤出系统设计双螺杆挤出机的挤压系统是双螺杆挤出机的核心部分。其作用是把加入的固体物料熔融塑化、混合，为口模提供定温、定压、定量的容体，并将在这一过程中产生的气体排除，最后通过口模，得到合乎质量要求的制品。双螺杆挤出机的挤压系统主要由螺杆、机筒组成。因此，双螺杆挤出机挤压系统的设计实际上就是螺杆、机筒的设计。2.1螺杆设计螺杆设计包括螺杆参数的确定，螺杆结构设计和螺杆材质选择等。螺杆设计的核心问题就是设计出的螺杆应具有优异的混合能力和其它的特定能力（如脱挥发分）。螺杆参数包括螺杆直径、螺杆长径比、螺杆导程（升角）、螺纹和螺槽的断面形状、螺棱厚度、四个间隙等。备 注：具体的设计过程由本组成员张伟俊同学负责设计，有关设计数据请参照张伟俊同学的设计过程。2.2机筒设计机筒和螺杆共同组成了挤出机的挤压系统，完成对塑料的固体输送、熔融和定压定量输送作用。机筒的结构形式关系到热量传送的稳定性和均匀性。并且对于一些新型的挤压系统来说，机筒在加料段上的结构形式也影响到固体输送效率。机筒的机械加工和使用寿命也影响到整个挤压系统的工作性能。因此，机筒在挤压系统中是仅次于螺杆的重要零件。普通机筒的结构类型有整体式，分段式和双金属式。一般的异向旋转双螺杆挤出机采用的是整体式机筒。而本次设计中的螺杆采用的是整体式，因此机筒也相应的采用整体式机筒。备 注：具体的设计过程由本组成员董武林同学负责设计，有关设计数据请参照董武林同学的设计过程。3传动系统设计 双螺杆挤出机的传动系统是双螺杆挤出机的重要组成部分。它的重要性表现在它所完成的功能在双螺杆挤出机中致关重要，也表现在其设计、制造难度和成本在整台机器中占的比重。 双螺杆挤出机传动系统的作用是在设定的工艺条件下，向两根螺杆提供合适的转速范围、稳定而均匀的速度、足够且均匀相等的扭矩（功率）。并能承受完成挤出过程所产生的巨大的螺杆轴向力。 双螺杆挤出机的传动系统主要由驱动电机（联轴器）、齿轮箱（包括扭矩分配和减速部分）等组成。 与单螺杆挤出机相比，双螺杆挤出机传动系统的设计、制造要困难的多。这是因为，一方面，双螺杆挤出机比单螺杆挤出机承受的扭矩要大得多，而且这么大的扭矩是在有限的中心距内传递，且扭矩的传递和减速交织在一起的。另一方面，挤出过程在螺杆末端产生的轴向力很大，该轴向力需要止推轴承来承受。按一般情况，轴向力越大，所需的止推轴承的外径越大，但在两螺杆中心距已限定的情况下，不可能任意选择大外径的止推轴承，这就要求另想办法譬如采用止推轴承串来解决这个问题。但这是比较困难的。另外抵消齿轮传动的径向力，防止螺杆弯曲，提高齿轮的承载能力和传动精度，也是双螺杆传动设计不同于单螺杆挤出机之处。双螺杆传动箱的散热和润滑也比单螺杆挤出机重要、复杂得多。3.1主驱动电动机选型双螺杆挤出机所用电机的选择如下。双螺杆挤出机中常用的电机有直流电机、交流变频调速电机、滑差电机、整流子电机等。其中以直流电机和交流变频调速电机用的最多。直流电机系统：可实现无级调速，且调速范围宽，启动较平稳。以国产Z2系列电机为例，当改变电枢电压时，其转速可自同步转速（1500r/min）往下调1：8；当改变激磁电压时，转速可往上调1：2，因此其最大调速范围可达1：16。图2.1所示为直流电机的外特性曲线。由图可以看出改变电枢电压时可以得到恒扭矩调速：改变激磁电压时可以得到恒功率调速，此时随着转速升高其功率不变，但扭矩相应地减少。但国产的Z2、Z3系列直流电机，在其转速低于（100200）r/min时，工作不稳定，而且这时电机冷却风扇冷却性能下降。20世纪80年代以后生产的Z4系列电机则比Z2、Z3系列直流电机性能好得多，其低速性能稳定，因而在双螺杆挤出机中得到广泛采用。图3.1 直流电机外特性曲线根据图3.1可知，选用功率为55KW的直流电动机已可以满足需要，所以本设计中所采用的主驱动电动机型号为Z4-180-41，功率为55KW，额定电压为440V，转速为1510r/ min，并带有冷却鼓风机和热保护装置，采用三相全控桥双闭环无级调速，另外还带有测速发电机。3.2减速箱设计 双螺杆挤出机的传动箱由两大部分即减速部分和扭矩分配部分组成。这两部分的功能虽有不同，但它们紧密联系，有时还相互制约。根据目前流行的结构看，其设计布置大致有两种方案，一种是将减速部分和扭矩分配部分很明显的分开，即所谓的分离式；另一种是将二者和在一起。在本设计中，选用分离式，因螺杆的转速范围为40400r/min ，而电动机的转速为1510 r/min，所以要求减速箱的总传动比为：1:1510/144 = 1:10.5。 根据所选电机的功率、转速、电机伸出端的直径和减速箱轴的直径选择联轴器的型号为，减速箱通过弹性柱销联轴器与直流电动机相连，采用三级斜齿传动,使总传动比与所要求的传动比吻合。另外，减速箱润滑油采用150号极压齿轮油，一次加油量为25升。为了防止油量过热，箱内悬有蛇形冷却管，冷却方式为水循环式。具体设计及校核略。3.3分配箱设计 在设计过程中，实现规定的螺杆转速（范围）、扭矩均匀分配、轴承合理布置的前提下，通过传动方案的确定和结构设计，采取措施，降低齿轮载荷，抵消或减少传动齿轮的径向载荷，传递更大的功率和轴向力，提高轴承的寿命，装配维修方便。设计、加工的难点在于螺杆中心距限定的狭少的空间。因而必须调动一切可能的手段，寻找特殊的结构形式、材料和热处理工艺来实现上述的目标。与锥形双螺杆挤出机相比，平行双螺杆挤出机螺杆尾部空间比较小，不能平行地放下两根传动轴。 本设计中两螺杆异向旋转，为达到这一目的，大致设想如下： 动力由减速箱输出轴齿轮输入到分配箱的一根轴上，这根轴的齿轮齿数与主轴相等，且与一根主轴外啮合同时与大齿轮内啮合，从而带动与此大齿轮内啮合的另一主轴转动。这样，两根主轴以相同的角速度异向旋转，同时也使得分配箱尾部空间增大。双螺杆挤出机分配箱的设计所涉及的问题很多，要想设计好分配箱，除了应具有扎实的机械设计理论和知识外，更需要有丰富的实践设计经验，下面仅以双螺杆挤出机中目前最流行的分离式传动箱的结构设计中的几个主要问题进行讨论。3.3.1分配箱的总体结构设计双螺杆中心距与分配箱设计中齿轮、轴与轴承之间的关系 对于全啮合双螺杆挤出机，一旦两根轴的外径、根径（或螺槽深度）初步确定，则为两螺杆提供转速和扭矩的传动箱中与两螺杆相连的输出轴之间的中心距也就确定了。现以一般分离式传动箱轴承、齿轮、轴之间的几何关系，来讨论传动箱结构参数之间的关系。图3.2表示出了分离式传动系统齿轮、轴、轴承的布置。图3.2 分离式传动系统齿轮、轴、轴承布置支持两输出轴的径向轴承有如下关系： 3.1一根轴的外径与另一根轴上所装齿轮的外径之间应满足以下关系： 3.2齿顶圆直径： 3.3 或 3.4以上各式中 Amin双螺杆最小中心距 A双螺杆实际中心距 DZC所选径向轴承外径 dZ螺杆驱动轴直径 1两根螺杆上两个径向轴承外径之间的径向间隙 2一根螺杆驱动轴外径与另一根螺杆驱动轴上齿轮顶圆之间的间隙 da赤顶圆直径 m齿轮模数 Z1齿数 ha*齿顶高系数 X1齿轮变位系数 Y齿顶高变位系数由以上关系可见，中心距A对其它几何参数的限制，特别是对齿轮承载能力的关键参数m、 Z的限制。2、双螺杆中心距的确定与齿轮参数的选择 由同组的同学已初选定了螺杆直径及螺槽深度，进而给出了双螺杆中心距的可选范围，但尚不能将中心距最后确定。道理很明显，因为双螺杆直径、槽深、中心距的设计是从双螺杆挤出机的主要参数、规格和螺杆几何学出发的，而传动箱齿轮传动的设计要考虑齿轮几何学及受力、结构设计，二者不一定完全一致。 对分离式的传动箱的设计而言，一般是根据初步的受力分析，算出轴径再结构化，同时根据轴承系列规格圆整（对轴承寿命与轴径强度核算平衡），进而轴承组合设计。根据式3.1先确定出两螺杆驱动轴的最小中心距Amin （即两螺杆最小中心距）。式中1主要考虑轴承定位及箱体的结构，一般取，并随轴承直径的增大而适当增大。然后根据式3.2初定扭矩分配齿轮的齿顶圆直径da。而驱动轴的轴径dZ主要受所选外径dZC的限制，一般取。确定间隙2时主要考虑一根轴上的齿顶圆与另一根轴径不发生干涉的情况下，使轴径最大，这样螺杆驱动轴可获得最大刚度和强度。在初定的da范围内，根据传递功率（扭矩）对齿轮进行强度计算（校核其接触强度和弯曲强度），最后确定出齿轮参数m、Z、X1。并在强度允许的范围内对dZ进行调整，同时根据实际情况对初定的Amin进行适当调整、增大。经反复优选后，得到较佳的齿轮参数及所对应的合适中心距。这样的设计过程可以在尽可能小的双螺杆中心距下进行，以求设计出较大输出扭矩的传动箱，一旦传动箱的中心距确定，再反过来最后确定双螺杆的外径和槽深。 在以上设计中，要对扭矩分配齿轮进行强度计算，这不可避免地用到所谓齿宽系数（即齿轮轴向宽度与分度圆直径之比，）。由于扭矩分配齿轮径向尺寸受到限制，而又要传递比一般传动中大得多的扭矩，为了满足强度要求，除采用优质材料和提高加工精度外，还有一个可行的途径，就是增加齿宽系数，即增加齿宽。有的资料介绍，齿宽的取值范围可为，或（A为螺杆中心距，m为模数）。但齿宽系数也不能过大，否则，若传动箱的加工精度不高和轴的刚度不够，实际上沿齿宽两齿不会均匀接触，反而对齿轮的实际承载不利。由上述的讨论可以看出，在齿轮箱的设计中，采用双啮合齿轮传动的效果要比在齿宽系数上打主意要好得多，采用双啮合传动可大大降低齿轮载荷。这里要附带讨论一个问题，即关于用一个传动箱来适应不同螺杆直径和螺槽深度的双螺杆挤压系统的问题。前以述及，在双螺杆中心距一定的情况下，根据挤出过程和加工物料的需要以及双螺杆挤出机的发展趋势，可以设计成普通型、深糙型和浅槽型几种类型的双螺杆。与传动箱的设计、制造和使用联系起来，为减小设计、制造差别不大但规格繁多的传动箱，提高效益，提高系列化水平，可以在同一个中心距下，设计制造出具有最大输出扭矩的齿轮传动箱，分别与普通型、深槽型和浅槽型挤出机的挤压系统相配，配套出中心距相等、螺干直径、螺槽深度不等的三种规格的双螺杆挤出机，以适应用户对不同规格和类型的双螺杆挤出机的需求。这是一种经济的、减小设计制造传动箱工作量的有效方法。这些方法早已在国外某些著名双螺杆挤出机生产厂家得到采用。在本设计中齿轮的材料采用40Cr合金，轮齿表面经调质处理。下面将对其进行有关的计算及设计。3.3.2齿轮轴的设计 齿轮设计 齿轮传动设计参数的选择 力角的选择由机械原理可知，增大压力角，轮齿的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。为了设计、制造、检验及使用的方便，GB135688中对一般用途的齿轮传动规定的标准压力角=200另外我国航空齿轮传动标准还规定了=250的标准压力角。但增大压力角并不一定都对传动有利。对重合度接近2的高速齿轮传动，推荐采用齿顶高系数为11.2，压力角为160 80的齿轮，这样做可增加轮齿的柔性，降低噪声和动载荷。 齿数的选择若保持齿轮传动的中心距不变，增加齿数，除能增大重合度、改善传动的平稳性外，还可减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节省制造费用。另外，降低齿高还能减小滑动速度，减少磨损及减小胶合可能性。但模数小了，齿厚随之减薄，则要降低轮齿的弯曲强度。不过在一定的齿数范围内，尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。 齿宽系数d的选择 载荷一定时，齿宽系数大，可减少齿轮的直径或中心距，能在一定程度上减轻整个传动的重量，但却增大了轴向尺寸，增加了载荷沿齿宽分布不均匀性，设计时，必须合理选择，一般圆柱齿轮的齿宽系数可参考表367选用。其中，闭式传动，支承刚性好，d可取大值：开式传动，齿轮一般悬臂布置，轴的刚性差，d可取小值，故齿宽系数应取得适当。对于外啮合齿轮传动： （3.5）式中，a为齿宽系数，计算时可先选定a后，再用式（3.5）计算出相应的d。 受力分析 在直齿圆柱齿轮传动中，作用于齿面上的法向载荷Fn仍垂直于齿面。如图367所示为一对直齿圆柱齿轮，若略去齿面间的摩擦力，Fn可分解为两个相互垂直的分力：沿半径方向的径向力 Fr和切于分度圆上的圆周力Ft。各力的方向如图367所示；各力的大小 （3.6）式中， T1为主动齿轮传递的名义转矩（Nmm）； d1为主动齿轮的分度圆直径（mm）； 分度圆压力角，对标准直齿轮，n = 20； P1为主动轮传递的功率（KW）； n1为主动齿轮的转速（r/mm）； 计算载荷由式（3.6）计算的Ft和Fn等均是作用在轮齿上的名义载荷。在实际工作中，还应考虑下列因素的影响：由于原动机和工作机的振动和冲击，轮齿啮合过程中产生的动载荷；由于制造安装误差或受载后齿轮产生的弹性变形以及轴、轴承、箱体的变形等原因，使的载荷沿齿宽方向分布不均、同时啮合的各轮齿间载荷分布不均等。为此，应将名义载荷乘以载荷系数，修正为计算载荷，进行齿轮的强度计算时，按计算载荷进行计算。 （3.7）其中， （3.8）式中，K为载荷系数； KA为使用系数； Kv为动载系数； K为齿向载荷分布系数； K为齿间载荷分布系数。1) 使用系数KA 用来考虑原动机和工作机的工作特性等引起的动力过载对齿轮受载的影响。其值可查表317得到。2) 动载系数Kv 用来考虑齿轮副在啮合过程中，因啮合误差所引起的内部附加动载荷对齿轮受载的影响。直齿圆柱齿轮传动，可取K v =1.051.4；斜齿圆柱齿轮传动，因传动平稳，可取K v=1.021.2。齿轮精度底、转速高时取大值；反之，取小值。3) 齿向载荷分布系数K 用以考虑由于轴的变形和齿轮制造误差等引起载荷沿齿宽方向分布不均匀的影响。当两轮之一为软齿面时，取 K=11.2；当两轮均为硬齿面时，取 K=1.11.35；当宽径比较小、齿轮在两支承中间对称布置、轴的刚性大时，取小值反之取大值。 4) 齿间载荷分布系数K 用以考虑同时啮合的各对轮齿间载荷分布不均匀的影响。直齿圆柱齿轮传动，可取K=11.2；斜齿圆柱齿轮传动，齿轮精度高于7级，K=11.2，齿轮精度低于7级， K=1.21.4；当齿轮制造精度低、硬齿面时，取大值；当精度高、软齿面时，取小值。 轮齿弯曲疲劳强度计算为了防止轮齿折断，轮齿的弯曲条件为 (3.9)式中，F为齿根弯曲应力（MPa）; FP为许用弯曲疲劳应力（MPa）。计算F时，首先要确定齿根危险截面，其次要确定作用在齿轮上的载荷作用点。齿根危险截面：将轮齿视为悬臂梁，作与齿轮对称中线成300角并与齿根过渡曲线相切的切线，通过两切点作平行于齿轮轴线的截面，此截面即为齿根危险截面。载荷作用点：啮合过程中，轮齿上的载荷作用点是变化的，应将其中使齿根产生最大弯矩者作为计算时的作用点。轮齿在双齿对啮合区中E点（图39【7】）啮合时，力臂最大，但此时有两对共同承担载荷，齿根所受弯矩不是最大；轮齿在单齿对啮合区上界点D啮合时，力臂虽较前者小，但仅一对齿轮承担总载荷，因此，齿根所受弯矩最大，应以该点作为计算时的载荷作用点。但由于按此点计算较为复杂，为简化起见，一般可将齿顶作为载荷的作用点，并引入重合度系数Y，将力作用于齿顶时产生的齿根应力折算为力作用于单齿对啮合区上界点时产生的齿根应力。图312【7】所示，略去齿面间的摩擦力，将Fn移至轮齿的对称线上，并分解为切向分力FncosFa和径向分力FnsinFa。且向分力使齿根产生弯曲应力和剪应力，径向分力使齿根产生压应力。由于剪应力和压应力比弯曲应力小得多，且齿根弯曲疲劳裂纹首先发生在拉伸侧，故齿根弯曲疲劳强度效核时应按危险截面拉伸侧的弯曲应力进行计算。其弯曲应力为 （MPa）(3.9)式中，hF为弯曲力臂； SF为危险截面厚度； b为齿宽； Fa为载荷作用角。 令 (3.10)考虑齿根应力集中和危险截面上的压应力和剪应力的影响，引入应力修正系数YSa,计入重合度系数Y后，得轮齿弯曲疲劳强度条件为 （MPa）（3.11）式（3.11）所示得弯曲疲劳强度条件，还可写成（3.12）的形式。设计时，用此式可以计算出齿轮的模数。即 （mm）（3.12） 式中，FP为许用弯曲疲劳应力（MPa）。YFa为载荷作用于齿顶时的齿行系数;重合度系数Y是将力的作用点由齿顶转移到单齿对啮合区上界点的系数。当2时，取Y0.650.85，z大时，大，Y取小值；反之，取大值。因大、小齿轮的YFa、YSa不相等，所以它们的弯曲应力是不相等的。材料和热处理方式不同时，其许用弯曲应力也不相等，故进行轮齿弯曲强度效核时，大、小齿轮应分别计算。 齿面接触疲劳强度计算 为了防止齿面出现疲劳点蚀，齿面接触疲劳条件为 (3.13)式中，H为接触应力（MPa）； HP为许用接触应力（MPa）。一对渐开线圆柱齿轮在C点啮合时（图310（a）【7】），其齿面接触状况可近似认为与以1、2为半径的两圆柱体的接触应力H可近似地用下式进行计算： (MPa)(3.14)轮齿在啮合过程中，齿廓接触点是不断变化的，因此，齿廓的曲率半径也将随着啮合位置的不同而变化（图310（b）【7】）。对于重合度11时，啮合过程中，将会有几对齿同时参与啮合，单位接触线长度可取为：Lb/Z2, Z为重合度系数，是用以考虑因重合度增加，接触线长度增加，接触应力降低的影响系数。对于直齿圆柱齿轮传动，一般可取Z0.850.92，齿数多时，大Z取小值;反之，取大值。将式（3.14）中的Fn改为轮齿上的计算载荷Fnc(Fnc=KFn)。考虑齿数比并将1、2和L值代入式（3.14），简化后得 （MPa）(3.16)式中，称为节点区域系数，考虑节点齿廓形状对接触应力得影响，其值可在图311【7】中查得; 称为材料系数（），可由表32【7】查得。于是，直齿圆柱齿轮的齿面接触疲劳强度条件为 (3.17)式中，HP为许用接触疲劳应力（MPa）。令齿宽系数，将代入上式，得齿面接触疲劳强度条件的令一表达形式： （mm）（3.18）式（3.17）和式（3.18）适用于标准和变位直齿圆柱齿轮传动。设计时，用式（3.18）可计算出齿轮的分度圆直径。“+”号用于外啮合，“”号用于内啮合，在该设计中选“-”号。提高齿轮接触疲劳强度的主要措施：加大齿轮直径d或中心矩a、适当增大齿宽b、采用正角度变位齿轮传动和提高齿轮精度等级，均可减小齿面接触应力；改善齿轮材料和热处理方式（提高齿面硬度），可以提高许用接触应力HP值。 具体计算 选精度等级、材料及齿数1） 考虑到本设计中分配箱所要传递的功率较大，故两啮合齿轮都选用硬齿面。由表337选得大、小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC。2） 选取精度等级。因采用表面淬火，轮齿的变形不大，不需磨削，故初选7级精度（GB1009588）。3） 选取两齿轮的齿数Z1=26，Z2=78。 按齿面接触强度设计按式（3.18）试算，即 mm1） 确定公式内的各计算数值a、因为是电动机驱动，工作机载荷平稳，查表317，可取KA=1；因齿轮速度不高，取K v=1.05；又因对称布置，轴的刚性大，取K=1.1，K=1.4，则 K=KAKvKK=1.62b、由图311 7选取区域系数ZH = 2.450 。c 、由图10265查得1 =2 =0.86 ，则 =1 + 2 = 1.72 。d 、计算齿轮传递的转矩T1 = 95.5105P1/n1 = 95.51055590%/144 = 3.31105 Nmm（设减速箱的总效率为90%）e、由表367选取齿宽系数d =1.0。f、由表327查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 ；重合度系数Z=0.8。g、由图3167按小齿轮齿面硬度为286MPa，大齿轮齿面硬度为240MPa，查得的接触疲劳强度极限Hlim1 =660， Hlim2 = 600MPa ；查图3177，得Flim1 =230， Hlim2 =220MPa。h、由式3137计算应力循环次数N，确定寿命系数ZN ，YN (注：本设计挤出机的分配箱按工作寿命为15年，每年工作300天，一班制来进行计算)：N=60nat式中，n为齿轮转速（r/min）; a为齿轮每转一转，轮齿同侧齿面啮合次数； t为齿轮总工作时间（h）。则有 N1 = N2 =60nat = 601441(1830015) = 3.1108i、由图3187查得ZN1=ZN2=1.2;查图3197得，YN1=YN2=1j、计算接触疲劳许用应力由表347取SHlim=1，SFlim=1.4。由式（3117）得 由式（3127）得 2） 计算试算小齿轮分度圆直径d1 ，由计算公式得 计算齿宽b及模数mn按表377，取标准模数 m n=3.25mm，则圆整后取：a=88mm。修正其它值：取b2=88mm,b1=b2+(510)=(88+6)mm=94mm。 计算圆周速度3） 验算轮齿弯曲强度条件。按式（3177）验算轮齿的弯曲强度条件。计算当量齿数：查图3147，得YFa1=2.56, YFa2=2.24;查图3157，得YSa1=1.62, YSa1=1.77。取Y=0.7，Y=0.9。计算弯曲应力： 轴的设计及校核该设计中，设计轴的程序是：（1） 选择轴的合适材料；（2） 初步估算轴的直径；（3） 进行轴系零、部件的结构设计；（4） 进行强度计算；（5） 进行刚度计算；（6） 验算轴承；（7） 根据计算结果修改设计；（8） 绘制轴的零件工作图。轴的工作能力主要取决于它的强度、刚度、临界转速等物理约束，轴的形状主要取决于轴上零件的定位、固定、加工需求等约束。因此，轴设计的主要任务是根据工作要求并考虑制造工艺因素，选择合适的材料，进行结构设计，使其满足于各种物理约束条件。轴设计常用的约束条件有： 物理约束： 强度条件： 刚度条件： 临界转速： 几何约束： 轴上零件的轴向定位与固定 轴向零件的周向固定 加工工艺和装配工艺等 、轴的材料及选取 用作轴的材料的种类很多，选择时应主要考虑如下因素：1) 轴的强度、刚度及赖磨性要求；2) 轴的热处理方式及机加工工艺性的要求；3) 轴的材料来源和经济性等。轴的材料种类很多，设计时主要根据对轴的强度、刚度、耐磨性等要求，以及为实现这些要求而采用的热处理方式，同时考虑制造工艺问题加以选用，力求经济合理。 轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。 由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴尤为广泛，其中最常用的是45号钢。 合金钢比碳钢具有更高的机械性能和更好的淬火性能。因此，在传递大动力，并要求减小尺寸与质量，提高轴颈的耐磨性，以及处于高温或低温条件下工作的轴，常采用合金钢。必须指出：在一般工作温度下（200），各种碳钢和合金钢的弹性模量均相差不多，因此在选择钢的种类和决定钢的热处理方法时，所根据的是强度与耐磨性，而不是轴的弯曲或扭转刚度。但也应当注意，在既定条件下，有时也可选择强度较低的钢材，而用适当增大轴的截面面积的办法来提高轴的刚度。另外，各种热处理（如高频淬火、渗碳、氮化、氰化等）以及表面强化处理（如喷丸、滚压等），对提高轴的抗疲劳强度都有着显著的效果。 球墨铸铁和高强度铸铁因其具有良好的工艺性，不需要锻压设备，吸振性好，对应力集中的敏感性低，故近年来被广泛应用于制造结构形状复杂的曲轴等，只是铸件的质量难于控制。 针对上述内容，再结合本次设计要求，决定轴的材料采用40Cr，经调质处理，这种材料一般用于载荷较大，而无很大冲击的重要场合。其机械性能由表61【7】查得：b=750MPa,s=550 MPa ,-1 =350 MPa,-1=200 MPa；查表64【7】，得-1b=70 MPa。、 轴的结构设计轴结构设计的目的是合理地定出轴的几何形状和尺寸。由于影响轴结构设计的因素很多，故轴不可能有标准的结构形式。一般的讲，轴的结构设计在满足规定的功能要求和设计约束的前提下，其设计方案有较大的灵活性，即轴的结构设计具有多方案性。通常，轴的结构设计应力求受力合理，有利于提高轴的工作能力，有利于节约材料和减轻重量；应力求轴上零件的定位和固定可靠，并有利于装拆、调整和具有良好的工艺性。1）轴上零件的布置轴上零件的合理布置可改善轴的受力状况，提高轴的强度和刚度。a、使弯矩分配合理 合理改正轴上零件的结构，可减少轴上载荷和改善其应力特征，提高轴的强度和刚度；b、使转矩分配合理及改变应力状态。2）轴上零件的轴向固定 零件安装在轴上，要有准确的定位。各轴段长度的确定，应尽可能使其结构紧凑。对于不允许轴向滑动的零件，零件受力后不要改变其准确的位置，即定位要准确，固定要可靠。轴上零件轴向定位和固定的常用方法见表627。3）轴上零件的周向固定轴上零件与轴的周向固定所形成的连接，通常称为轴毂连接。轴毂连接的形式多种多样，如键连接、花键连接、成形连接和过盈连接等。4）减少轴的应力集中轴的结构应尽量避免形状的突然变化，以免产生应力集中。如直径过度处应尽量可能用轴肩圆角来代替环形槽，并尽可能采用较大的圆角半径。图6177所示为几种减轻圆角应力集中的例子。5）轴结构工艺性约束设计轴时，要使轴的结构便于加工、测量、装拆和维修，力求减少劳动量，提高劳动生产率。为了便于加工，减少加工工具的种类，应使同一轴上的圆角半径、键槽、越程槽、退刀槽的尺寸尽量相同。一根轴上的各个键槽应开在轴的同一母线上。当有几个花键轴段是，花键尺寸最好也应统一。为了便于装配，轴的配合直径应圆整为标准值，轴端应加工出倒角（一般为45o）；过盈配合零件轴端应加工出导向锥面。、 轴的强度校核计算轴的计算通常都是在初步完成结构设计后进行校核计算，计算准则是满足轴的强度或刚度要求，必要时还应校核轴的振动稳定性。进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。对于仅仅（或主要）承受扭矩的轴（传动轴），应按扭转强度条件计算；对于只承受弯矩的轴（心轴），应按弯曲强度条件计算；对于既承受弯矩又承受扭矩的轴（转轴），应按弯扭全盛强度条件进行计算，需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。此外，对于瞬时过载很大或应力循环不对称性较为严重的轴，还应按峰尖载荷校核其静强度，以免产生过量的塑性变形。 按扭转强度条件计算 这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果还受有不大的弯矩时，则用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。轴的扭转强度约束条件为： MPa （3.19）式中， T扭转切应力，MPa ； T轴所传递的扭矩，N mm； WT轴的抗扭截面模量， mm3，见附表687；n轴的转速，r/min；P轴所传递的功率，KW；d计算截面处轴的直径，mm；T许用扭转应力，MPa，见表637。对于实心轴，将上式代入（3.23），可得轴的直径约束条件： （3.20）式中，C取决于轴材料的许用扭转应力T的系数，其值可查表3.1。当弯矩相对转矩很小时，C取小值，T取较大值；反之，C取大值， T取较小值。表3.1 几种轴的材料的T和C值轴的材料Q2351Cr18Ni9Ti354540Cr,35SiMn,2Cr13,20CrMnTiT12201225203030404052C16013514812513511811810710798应用式(2.20)求出d值:其中,因为在本设计中,轴的材料为40Cr,所以取C=100,有此计算的d值一般作为轴最细处的直径。此外,也可采用经验公式来估算轴的直径。如在一般减速器中,高速输入轴的直径可按与其相连的电机轴的直径D估算,d=(0.81.2)D;各级低速轴的轴径可按同级齿轮中心距a估算,d=(0.30.4)a。综上所述，取轴的直径为75mm。 按弯扭合成强度条件计算 对于同时承受弯矩和转矩的轴,可根据弯矩和转矩的合成强度进行计算。计算时,先根据结构设计所确定的轴几何和轴上零件的位置,画出轴的受力简图,然后,绘制弯矩图、扭矩图，再按第三强度理论条件建立轴的弯矩合成强度约束条件： （3.21） 考虑到弯矩M所产生的弯曲应力和转矩T所产生的扭转力的性质不同，对上式中的转矩T乘以折合系数，则强度约束条件的一般公式为 （3.22）式中，称为当量弯矩；为根据转矩性质而定的折合系数。转矩不变时，。若转矩的变化规律不清楚，一般按脉动循坏处理。-1b、0b、+1b分别对为对称循坏、脉动循坏及静应力状态下的许用应力，见表647。W为轴的抗弯截面模量（mm3）,见附表687。此轴，式（3.22）也可写成轴径的约束条件：轴上有键槽或过盈配合时，为了补偿轴的削弱，按上式计算的轴径d应增大,一个键槽增大4%5%，两个键槽增大7%10%。 通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸、轴零件的位置、以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。一般的轴都用这种方法进行校核。1） 轴上的受力分析（即力学模型）轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，应将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。在作计算简图时，应先求出轴上受力零件的载荷（若为空间力系，应把空间力分解为圆周力和径向力，然后把它们全部转化到轴上），如图（3.3a ）所示。轴传递的转矩由上可知，；由式（3.6）可求得：齿轮的圆周力：齿轮的径向力：2） 计算作用于轴上的支反力将上叙的力分解为水平分力和垂直分力，然后求出各支承处的水平反力RH 和 垂直反力RV ：水平面内支反力垂直面内支反力如图（图3.3b ）所示。3） 计算轴的弯矩，并画弯、转矩图根据上述简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出水平面上的弯矩MH 图（图3.3d ）和垂直面上的弯矩MV 图（图3.3c），然后再按下式计算总弯矩并作转矩图（图3.3e）： （3.23）4） 计算并画当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取=0.6，则式中是考虑扭矩和弯矩的加载情况及产生应力的循环特性差异的系数。因为通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转切应则常常不是对称循环的变应力，故在求计算弯矩时，必须计及这种循环特性差异的影响。即当扭转切应力为静应力时，取0.3；扭转切应力为脉动循环变应力时，取0.6；若扭转切应力亦为对称循环变应力时，则取=1。在本设计中，取=0.6。再按 计算，并画当量弯矩图 （图3.3f ）。图3.3 轴的受力分布图5） 校核轴的强度一般而言，轴的强度是否满足只需对危险截面校核即可，而轴的危险截面多发生在当量弯矩较大且轴的直径较小处。根据轴的结构和当量弯矩图可知，aa 截面处弯矩最大，且截面尺寸也非最大，属于危险截面，按第三强度理论，计算弯曲应力，公式为： MPa（3.24）式中， W轴的抗弯截面系数，mm3； -1轴的许用弯曲应力。在本设计中，取aa截面为危险截面进行强度校核。根据公式（3.6）求得：又已知L1 =110 mm， L3 = 542 mm，由此求得：在公式（3.20）中：由此得：6）按安全系数进行校核a、aa截面上的应力：弯曲应力幅：扭转应力幅：弯曲平均应力： m=0MPa扭转平均应力：b、材料的疲劳极限：根据b=750 MPa,s=550 MPa,查表617得=0.2，=0.1c、aa截面应力集中系数：查附表61【7】得d、表面状态系数及尺寸系数：查附表65【7】、附表64【7】得e、分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数：故安全。由此可知按弯扭合成的强度校核许可。因此传动箱的输入轴的强度校核许可，另外，由于其它轴的受力分析与计算与传动箱输入轴方法一致，所以这里就不再对其进行强度校核了。3.3.3轴承的选择及校核(一) 止推轴承的组合设计根据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力轴承。较小的纯轴向载荷可选用推力球轴承；较大的纯轴向载荷可选用推力滚子轴承，该设计选用推力滚子轴承，根据轴承处所受载荷及轴的直径的大小选用型号为81111和81117的推力圆柱滚子轴承。双螺杆挤出机工作时，由于螺杆末端处熔体静压力的存在，以及沿螺杆轴向附加动载的存在，致使螺杆受到很大的轴向推力，该力最终由传动箱中的止推轴承承受。一般止推轴承的承载能力与其直径有关，直径越大，承载能力越大。在双螺杆挤出机上使用的止推轴承其直径受两螺杆中心距的限制，这就造成既要承受很大的轴向推力，又不能选择大直径的止推轴承，而用一个小直径的止推轴承又不能承受这么大的轴向力的矛盾局面。目前解决这一矛盾的通常方法就是将同规格的几个小直径的止推轴承串联使用，由几个轴承在一起承受大的