SJ-9025擠出機設(shè)計（含CAD圖紙）

SJ-9025擠出機設(shè)計（含CAD圖紙）,sj,擠出機,設(shè)計,cad,圖紙 摘 要 螺桿擠出機的是橡膠再生過程的主要設(shè)備之一，一般擠出機有五大部分組成；擠出部分；傳動部分；機頭；加熱冷卻系統(tǒng)；電氣控制系統(tǒng)。擠出部分是擠出機的主體部分，主要作用是：剪切、塑化和捏煉橡膠，以一定的壓力，均勻連續(xù)的向機頭輸送膠料。由加料裝置、螺桿、機筒、襯套等組成。其中螺桿分為單頭螺桿、雙頭螺桿和多頭螺桿。 傳動系統(tǒng)的作用是驅(qū)動螺桿旋轉(zhuǎn)和根據(jù)工藝要求調(diào)節(jié)螺桿的轉(zhuǎn)速，傳動系統(tǒng)由電動機和減速器等組成。 加熱冷卻系統(tǒng)是指為了使膠料很好的擠出，適時控制溫度，以防止膠料時溫度過低或焦燒。 電氣控制系統(tǒng)的作用是滿足擠出工藝條件的需要，實現(xiàn)對擠出機機筒割斷溫度、集體溫度、螺桿轉(zhuǎn)速、驅(qū)動扭矩或功率、軸向力等的控制和調(diào)節(jié)。由溫控、調(diào)速和檢測裝置組成。 擠出機的基本工作過程：帶狀膠料加入加料口后，在旋轉(zhuǎn)螺桿的作用下，膠料被搓成團狀沿螺桿槽滾動前進，因螺桿的剪切、壓縮和攪拌作用膠料受到進一步的混煉和塑化，溫度和壓力逐步提高，呈現(xiàn)出粘流狀態(tài)，以一定的壓力和溫度通過機頭，最后得到所需的一定形狀的半成品。 關(guān)鍵詞：擠出機；螺桿；機頭 Abstract The waste rubber grinder is a part of extruder ,it is a important implemental of the rubber reclaiming process. The extruder is made of five parts: these the part of extruding ; the part of passing ; the head ; the system of heading and cooling ; the electrical control system .The major part of the extruder is the part extruder extruding , it is the most use of shear ,rend and pinch the rubber ,under a fastness pressure , continuous send rubber to the head , it made up of fill device , screw, barrel , linder and so on .And the screw is disport of single screw ; double screw ; and multi-component screw . The part of passing is driving the screw rotary and basic the need of the artifactitious process to adjustive the screw rotary. The part of passing is made of electrical engineering and reducer . The system of heating and cooling is for the rubber well extrusion, we control the temperate to prevent the temperate too low or born . The electrical control system is for the need of process , control the temperate of the barrel and the head , the rotary of the screw , drive the crankle or power , and adjustive the force of the axial , is made of the temperate controller, the speed adjustive system ,and the deviceof test； The extruder’s process is this : get the rubber to the filler, under the shear of the screw, the rubber was made snall ball, because of the screw’ shear pressure and stirring, the rubber was further rend and plastic, the temperate and the pressure get higher, and the rubber get plastic flow, under fastness pressure though the head , the last get the production we need . Keywords : extruder; Screw; Machine head 。  目錄 第一章 引言 1 1.1塑料擠出機概述 1 1.2塑料擠出機的組成 1 1.3擠出機工藝參數(shù)的確定 2 第二章 塑料擠出機的總體布置及軸向里的傳遞 3 2.1，主體布置 3 2.2，軸向力的傳遞方式 3 2.3，減速器主軸軸承的布置形式 3 第三章 螺桿 4 3.1 材料與技術(shù)要求 4 3.2結(jié)構(gòu)設(shè)計及主要工藝參數(shù)設(shè)計 4 3.3螺桿消耗的功率的計算與電機選擇 5 3.5螺桿主要參數(shù) 8 第四章 機筒 10 4.1機筒的整體聯(lián)接布置 10 4.2材料與技術(shù)要求 10 4.3機筒的初步設(shè)計 10 4.4加熱冷卻通道的設(shè)計及校核 10 4.5機筒的強度校核 12 4.6機筒上各處連接螺栓的校核 15 第五章 傳動系統(tǒng)設(shè)計計算 20 5.1傳動部分的設(shè)計參數(shù)的計算 20 5.2計算傳動裝置的總傳動比，并分配傳動比 20 5.3運動和動力參數(shù)的計算 21 第六章 齒輪傳動設(shè)計 24 6.1高速級齒輪傳動的檢驗計算 24 6.2低速級齒輪傳動的檢驗計算 28 第七章 軸的設(shè)計 34 7.1各軸軸徑的初步計算 34 7.2軸的軸向長度的確定及減速箱的初步設(shè)計 35 7.3軸的具體結(jié)構(gòu)設(shè)計 35 7.4各軸的強度校核 37 7.5軸上個平鍵校核 45 第八章 軸承的計算與校核 48 8.1高速軸軸承 48 8.2中間軸軸承 49 8.3低速軸軸承 50 第九章螺桿與低速軸聯(lián)接部分的計算與校核 54 9.1聯(lián)軸器的選擇 54 9.2花鍵的選擇校核 54 9.3低速軸帶花鍵部分的強度校核 54 9.4推力軸承的選擇與校核 55 總 結(jié) 56 文獻綜述 致謝 圖表清單 圖3.1螺棱截面……………………………………………………….5 圖3.2螺桿頭示意圖………………………………………………….5 圖4.1機筒應(yīng)力圖……………………………………………………11 圖4.2銷釘結(jié)構(gòu)圖……………………………………………………15 圖5.1減速器結(jié)構(gòu)放置圖……………………………………………17 圖7.1減速器軸整體放置圖…………………………………………28 圖7.2高速軸結(jié)構(gòu)圖…………………………………………………28 圖7.3中間軸結(jié)構(gòu)圖…………………………………………………30 圖7.4低速軸結(jié)構(gòu)圖…………………………………………………30 圖7.5高速軸校核圖…………………………………………………31 圖7.6中間軸校核圖…………………………………………………35 圖7.7低速軸校核圖…………………………………………………38 圖8.1高速軸軸承結(jié)構(gòu)圖……………………………………………40 圖8.2中間軸軸承結(jié)構(gòu)圖……………………………………………41 圖8.3低速軸軸承結(jié)構(gòu)圖……………………………………………42 表5.1減速器參數(shù)表…………………………………………………19 沈陽化工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 第一章 引言 第一章 引言 1.1塑料擠出機概述 螺桿擠出機結(jié)構(gòu)由五大部分組成：擠壓系統(tǒng)，傳動系統(tǒng)，機頭，加熱冷卻系統(tǒng)，電氣控制系統(tǒng)。 擠壓系統(tǒng)是擠出機的主體部分，主要作用是剪切、塑化和捏煉膠料，以一定的壓力，均勻連續(xù)地向機頭輸送膠料。擠壓系統(tǒng)由加料裝置、螺桿、機筒、襯套等組成。 傳動系統(tǒng)的作用是驅(qū)動螺桿旋轉(zhuǎn)和根據(jù)工藝要求調(diào)節(jié)螺桿的轉(zhuǎn)速。由電動機和減速機等組成。 機頭是擠出機的成型部件。它的作用是使膠料由螺旋運動變?yōu)橹本€運動；在一定的壓力下，將膠料擠壓成各種所需形狀的半成品。根據(jù)擠出半成品的形狀和不同的擠出工藝，機頭可以更換。 加熱冷卻系統(tǒng)的作用是控制擠出過程中膠料的溫度。常用蒸汽、水、油、乙二醇等加熱也可用電加熱。 電氣控制系統(tǒng)的作用是滿足擠出工藝條件的需要實現(xiàn)對擠出機機筒各段溫度，機頭溫度，螺桿轉(zhuǎn)速，驅(qū)動扭矩或功率，軸向力等的控制和調(diào)節(jié)。它一般由溫控，調(diào)速和檢測裝置組成。 螺桿擠出機的基本工作過程：帶狀膠料加入加料口后，在旋轉(zhuǎn)螺桿的作用下，膠料被搓成團狀沿螺槽滾動前進，因螺桿的剪切、壓縮和攪拌作用膠料受到進一步的混煉和塑化，溫度和壓力逐步升高，呈現(xiàn)出粘流狀態(tài)，以一定的壓力和溫度通過機頭，最后得到所需的一定形狀的半成品。 1.2塑料擠出機的組成 主要有機身部分，傳動系統(tǒng)，加熱與冷卻裝置等組成。 1，機筒部分是外筒和襯套構(gòu)成，兩者之間為調(diào)溫通道。 2，機器與螺桿采用花鍵聯(lián)接，傳動部分采用三相異步電動機，減速器為二級斜齒圓柱齒輪減速器。 整機共有四個加熱區(qū)段：螺桿，機頭，機筒上兩處 1.3擠出機工藝參數(shù)的確定 螺桿直徑 D=90 mm 長徑比 L/D=25 螺桿轉(zhuǎn)速 N=55 r/min 主電機型號 直流Z4-250-21 電機轉(zhuǎn)速(同步) 1500r/min 電機額定電壓 440V 50HZ 電機額定功率 N=110kw 生產(chǎn)能力 Q=0.65=0.065 - 2 - 沈陽化工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 第二章 塑料擠出機的總體布置及軸向的傳遞 第二章 塑料擠出機的總體布置及軸向的傳遞 2.1 主體布置 電機放在減速器右側(cè) 缺點：結(jié)構(gòu)不夠緊湊 優(yōu)點：安裝檢修非常方便而且還可以改善電機的散熱條件 2.2 軸向力的傳遞方式 膠料對螺桿的軸向力——螺桿——止推軸承——中間板——連接螺栓——后段機筒——連接螺栓——機筒法蘭——機筒法蘭——前段機筒——連接螺栓——機頭——膠料 軸向力的傳遞是封閉的，符合要求。 2.3 減速器主軸軸承的布置形式 由于膠料對螺桿的軸向力由止推軸承承擔(dān)，減速器主軸所受力主要來源于圓柱斜齒輪嚙合所產(chǎn)生的軸向力和徑向力。由于以上原因，主軸軸承采用“面對面“裝用，這樣有利于主軸軸承部分的剛度要求。用角接觸球軸承。 - 3 - 沈陽化工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 第三章 螺桿 第三章 螺桿 3.1 材料與技術(shù)要求 螺桿是擠出機的主要部件。在擠出過程中，螺桿既要傳遞大的扭矩，又要承受的擠壓，因此，要求螺桿的材料應(yīng)具足夠的強度和抗磨能力，較好的耐化學(xué)腐蝕性能，良好的機械加工性能和熱處理性能以及在高溫下不變的性能。螺桿基本上分為三段：加料段，塑化段和擠出段。螺桿采用38CrMoAlA并進行摻氮化處理。氮化深度為0.3-0.7mm，表面硬度HRC60-65，在螺桿頂部堆焊一層耐磨硬質(zhì)合金。 3.2結(jié)構(gòu)設(shè)計及主要工藝參數(shù)設(shè)計 1）螺桿直徑 D=90mm。 2）螺桿長徑比L/D長度及各段長度分配。 根據(jù)工藝要求及質(zhì)料顯示取，L/D=25，即L=2250mm 同時將此長度分配： 加料段：L1=1100mm 中間段：L2=550mm 擠出段：L3=600mm 3）螺紋頭數(shù)i ： 加料段為單頭螺紋。 4）螺桿幾何壓縮比： 冷喂料擠出機壓縮比一般為1.7-1.8，則本次取1.8。 5）螺紋導(dǎo)程和螺紋升角β 導(dǎo)程t =100mmβ=17°42′ 6）螺槽深度： 加料段h=15mm，擠出段h=10mm 7）螺棱的軸向?qū)挾萣： 一般取b=（0.06~0.08）D=6mm~8mm 本次取8mm。 8）螺紋的斷面形狀: 圖3-1螺紋斷面 9）矩形斷面。 R1=2,R2=2,H=8 10）螺桿頭部形狀： 取球體螺桿頭 圖3-2螺桿頭部 d=90mm R=45mm 11）螺桿與減速器低速軸的連接方式： 采用花鍵聯(lián)接，設(shè)計與校對見后。 3.3螺桿消耗的功率的計算與電機選擇 1）功率的計算： ……………………………………………………(3.1) 式中D=90mm=9cm。 L/D=25 …………………………………………………(3.2) 螺桿轉(zhuǎn)速 n=(0.2-0.7)n臨界=26.82-93.87。 最佳轉(zhuǎn)速為 =58 （C=550） 則n取60 。 因此： ……………………………………………………(3.3) 5.52 × 93 ×25 ×55 ×10 -5 60.5kw。 則N=(60.5~92.6)kw取N=90kw。 2）選擇電機 由1）且通過冷喂料擠出機的主要性能參數(shù)的類比。 電機功率 kw 則=104.7kw。 確定電機轉(zhuǎn)速： 根據(jù)有關(guān)材料推薦的傳動比合理范圍即二級圓柱減速器傳動比i=8—40故電機轉(zhuǎn)速的可選范圍為： ………………………………(3.4) 按工作要求和條件選用直流電機 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速選：E4—250—21 主要性能參數(shù)如下： 額定功率：55kw 額定電壓：440V 額定電流：459A 額定轉(zhuǎn)速/最高轉(zhuǎn)速：1500/2200 效率：90.5% 重量：760kg 3.4螺桿強度校核 1）剪應(yīng)力計算： 式中： 其中：取 =114.43 2）壓應(yīng)力的計算 式中：P為軸向力 P=200==22608(kg) F= 則 3）彎應(yīng)力的計算 伸出段重量 =64.68（kg） 按第三強度理論，其強度條件為： 而=2804.09 取835換算得8520.41 n取3， 則 強度符合要求。 3.5螺桿主要參數(shù) 螺桿直徑：D=90mm 螺桿長徑比：L/D=25 螺桿長度：L=2250mm 螺桿壓縮比：1.8 L導(dǎo)程: 螺桿深度：h=16.5mm 螺棱軸向?qū)挾龋篵=10mm 冷卻水孔： 20mm 螺桿轉(zhuǎn)速：55r/min 電機功率： 22kw 電機型號： Z4-250-21 - 9 - 沈陽化工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 第四章 機筒 第四章 機筒 4.1機筒的整體聯(lián)接布置 本次設(shè)計將機筒設(shè)計成分段式機筒。也分成三段，喂料段中間段和擠出段。內(nèi)部結(jié)構(gòu)設(shè)計成組合式：加料段由襯套和外套組成，中間段和擠出段由襯套水套和外套組成。 4.2材料與技術(shù)要求 機筒采用鑄鋼制作，襯套采用38CrMoAlA制作，內(nèi)部調(diào)值HB250-280，內(nèi)孔表面氮化層深度0.3-0.7mm，硬度HRC65-70，襯套壁厚取(0.1-0.15)D。 4.3機筒的初步設(shè)計 機筒兩端之間用法蘭聯(lián)接，每段結(jié)構(gòu)均有共差配合，采用石棉橡膠墊密封。 三段襯套厚度均取20mm，即內(nèi)徑，外經(jīng)為。 喂料段的外套尺寸：內(nèi)徑：，外徑。 中間段和擠出段水套尺寸：內(nèi)徑，外徑。 中間段和擠出段外套尺寸：內(nèi)徑，外徑。 其中襯套材料為38GrMoALA,氮化處理，水套，材料為，外套材料為HT200。 4.4加熱冷卻通道的設(shè)計及校核 流量： ……………………………………………………(4.1) 式中：C-冷卻水的比熱 C=1 cal/g℃ -機筒的冷卻水進口溫度℃ -機筒的冷卻水出口溫度℃ ℃ 取=2℃ 又 (1) 式中可忽略不計 (2) =860N(65~85)% 則=860 （3）=G() 式中 ℃ ℃-24℃-96℃ （4） 式中 ℃ 取℃ 則 =70-24=46℃ -自然對流的冷熱系數(shù) 取=3.97kcal/kg℃ 因此，=1.95 （5） 式中（kg/h） 其中：F-螺桿冷卻管道內(nèi)孔的橫街面積 F= V-螺桿冷卻管道中冷卻水的流速 為0.8~1m/s，取V=1m/s -水的比重 kg/m 則 ℃ （6） （不考慮機頭） 綜上所述 =4.011（kcal/h） 因此 則冷卻水在機筒內(nèi)的冷卻水道中體積流量為 根據(jù){1}P328 表5-20 差得 ，合格。 4.5機筒的強度校核 襯套材料為38CrMoAlA,外套材料為HT200 襯套外內(nèi)徑比： 外套外內(nèi)徑比： 按厚壁圓筒的強度公式計算 注：帶襯套的機筒，由于襯套與機筒外套是過盈配合，因此，除了工作應(yīng)力外，還在結(jié)合面上產(chǎn)生裝配應(yīng)力，其強度校核是先計算工作應(yīng)力，因為襯套與外套采用過盈配合，可視為整體。 1）工作應(yīng)力，如圖所示 A：工作應(yīng)力 B：裝配應(yīng)力 C：合成應(yīng)力 （1）襯套內(nèi)壁處 圖4-1襯套應(yīng)力 其中P根據(jù){2}中可知 P=10Mpa （2）襯套與外套結(jié)合面處: =10 （3）外套外壁處 （4）外套軸向應(yīng)力 2）裝配應(yīng)力。如圖 B 裝配應(yīng)力： 式中： 取 =0.28 取 則 （1）襯套內(nèi)壁處 （2）襯套外壁處 （3）外套內(nèi)壁處 （4）外套外壁處 3）合成應(yīng)力，如圖C 在裝配壓力作用下，襯套及外套的危險點都在各自的內(nèi)壁，在工作壓力作用下，其危險點也在襯套內(nèi)壁，因此，只要進行襯套及外套內(nèi)壁強度校核即可。 可按第四強度理論進行校核。 （1）襯套內(nèi)壁 式中 = 則： 故襯套滿足強度要求。 （2）外套內(nèi)壁 式中： = 故外套也滿足強度要求 4.6機筒上各處連接螺栓的校核 機筒上的連接螺栓包括機筒與箱體及各機筒間和機頭的聯(lián)接，每處都為均布的6個螺栓，它們所受的力主要是軸向力P 則每個螺栓所受工作拉力為： F=…………………………………………(4.2) 以便機筒之間不發(fā)生滲漏則所需的殘余預(yù)緊力 取 則螺栓說需的預(yù)緊力 則 采用普通螺栓，則 螺栓材料選用A3鋼 及同上各處螺栓都取M27的螺栓聯(lián)接 - 16 - 沈陽化工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 第五章 傳動系統(tǒng)設(shè)計計算 第五章 傳動系統(tǒng)設(shè)計計算 5.1傳動部分的設(shè)計參數(shù)的計算 本次設(shè)計的減速裝置采用二級齒輪減速，輸出軸采用花鍵與螺桿聯(lián)接，如圖所示： 圖5-1減速裝置 5.2計算傳動裝置的總傳動比，并分配傳動比 由傳動比分配表可將傳動比分配： （高速級傳動比） 則（低速級傳動比） 實際總傳動比i= 則相對偏差 5.3運動和動力參數(shù)的計算 I軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： 螺桿： 2）各軸輸入功率： 其中： I軸： =1100.975=107.25（kw） Ⅱ軸： =107.250.980.97=101.95（kw） Ⅲ軸： =101.950.980.97=96.9（kw） 螺桿： =96.90.98=94.96(kw) 3)各軸輸出功率：各軸的輸入功率乘以軸承效率。 I軸：=107.25 0.98=105.11(kw)。 Ⅱ軸：=101.950.98=99.91(kw)。 Ⅲ軸：=96.90.98=95(kw)。 4）各軸輸出扭矩 I軸： =1148.39N.m Ⅱ軸：=1148.39×6×0.98×0.97=6549.94 Ⅲ軸：=6549.94×0.98×0.97×5.55 =34556.37N.m 5）各軸的輸出扭矩各軸輸入扭矩分別乘以軸承效率 I軸：=1148.387×0.98=1125.42 N.m Ⅱ軸： =1549.94×0.98=6418.94 N.m Ⅲ軸：=34556.37×0.98=33865.24 N.m 表5.1 功率P(kw) 轉(zhuǎn)矩T（N.m） 轉(zhuǎn)速 傳動比 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 n(rpm) i η 電動機 / 110 / 1125.4 1500 1 0.975 I軸 107.25 105.11 1148.39 1125.42 1500 6 0.95 Ⅱ軸 101.95 99.91 6549.94 6418.94 250 4.55 0.95 Ⅲ軸 96.9 95 34556.37 33865.24 55 1 0.98 螺桿 94.96 / 33865.24 / 55 - 22 - 沈陽化工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 第六章 齒輪傳動設(shè)計 第六章 齒輪傳動設(shè)計 6.1高速級齒輪傳動的檢驗計算 （1）此減速器的功率較大，故大小齒輪都選硬齒面。（硬度都選50HRC ） （2）大小齒輪都選用40Cr,調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度可達48-55HRC （3）精度等級的選?。? 因采用表面淬火，精度將下降1-1.5級，因此還需進行磨削，故初選7級精度（GB10095-88） （4）初選齒數(shù)： 為提高傳動平穩(wěn)性，Z應(yīng)多一些。 故小齒輪選Z1=20則Z2=ZI×i1=20×6=120 （5）螺旋角的選?。撼踹x° 1）對于閉式硬齒面齒輪，接觸強度增加程度>彎曲強度增大程度，設(shè)計時以彎曲強度進行計算確定齒輪尺寸，然后按接觸強度公式進行校核。 Mn…………………………………………(6.1) 式中： 其中：(是電機驅(qū)動載荷有輕微沖擊)。 試選載荷系數(shù) Z1=20 而 則 =450-650MPa 取=550MPa 又 （Lh取16小時，為兩班制） 則 又 則 將各數(shù)據(jù)代入公式得 ………………………………………………………(6.2) 則取3 又=2.0則 =446.39N/mm>100N/mm 則 根據(jù)插入法 得 則 K=1.25×1.126×1.1×1.19=1.84 取 用第二系列 取=3.5 則 K： 1.25 1.15 1.1 1.226 1.19 則 K=1.88 因此 滿足強度要求 2）接觸強度公式校核 ……………………………………(6.3) 式中 ： K=1.88 取 i=u=7 1.44×10 則 因此 則 =1010.97MPa< 因此，齒輪滿足接觸強度要求。 綜上所述： =3.5 小齒輪：Z1=20 大齒輪：Z2=120 3) 幾何尺寸計算： a)計算中心距 將中心距園替為a=240 b)按圓替后的中心距修正螺旋角 因 值改變不大，故附屬參數(shù)不必要修改。 C）計算大小齒輪的分度圓直徑 d）計算齒輪寬度 圓替后取 6.2低速級齒輪傳動的檢驗計算 （1）大小齒輪都選用40Cr,調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度可達48-55HRC （2）精度等級的選取： 因采用表面淬火，精度將下降1-1.5級，因此還需進行磨削，故初選7級精度（GB10095-88） （3）初選齒數(shù)： 為提高傳動平穩(wěn)性，Z應(yīng)多一些。 故小齒輪選Z1=28則Z2=ZI×i2=28×5.55=156 （4）螺旋角的選?。撼踹x° 1）對于閉式硬齒面齒輪，接觸強度增加程度>彎曲強度增大程度，設(shè)計時以彎曲強度進行計算確定齒輪尺寸，然后按彎曲強度公式進行校核。 Mn…………………………………………(6.4) 式中： 其中：(是電機驅(qū)動載荷有輕微沖擊)。 試選載荷系數(shù) .0 Z1=28 =1.67 =450-650MPa 取=550MPa 又 （Lh取16小時，為兩班制） 則 又 則 將各數(shù)據(jù)代入公式得 則取4 又=28則 =836.80N/mm>100N/mm 則 根據(jù)插入法 得 則 K=1.25×1.126×1.1×1.19=1.73 取 用第二系列 取=4.5 則 K： 1.25 1.015 1.1 1.240 1.2 則 K=1.74 因此 滿足強度要求 2）接觸強度公式校核 式中 ： K=1.74 取 i=u=5.55 2.06×10 則 因此 則 =1035MPa< 因此，齒輪滿足接觸強度要求。 綜上所述： =4.5 小齒輪：Z1=28 大齒輪：Z2=156 3) 幾何尺寸計算： a)計算中心距 將中心距園替為a=270 b)按圓替后的中心距修正螺旋角 因 值改變不大，故附屬參數(shù)不必要修改。 C）計算大小齒輪的分度圓直徑 d）計算齒輪寬度 =131.25mm 圓替后取 - 32 - 沈陽化工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 第七章 軸的設(shè)計 第七章 軸的設(shè)計 7.1各軸軸徑的初步計算 1.各軸軸徑的初步計算： 按扭矩強度來估算軸徑d mm…………………………………………………………(7.1) 式中： P-軸所傳遞的功率 kw n-軸的轉(zhuǎn)速 r/min -系數(shù) 1）高速軸：材料40Cr =112-97 取=110 =107.25 =1500rpm 則mm 2）中間軸：材料40Cr 取110 =101.95 =250.29rpm 則mm 3）低速軸：材料40Cr 取110 則mm 考慮到軸上需開有鍵槽，據(jù)資料所查，軸I和軸II直徑均放大5%，軸III直徑放大3%。 則 。 7.2軸的軸向長度的確定及減速箱的初步設(shè)計。 如下圖所示: 圖7-1減速裝置 取 =2×10+10+73+137+ =242.5mm 將L圓整到L=243 則 7.3軸的具體結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）高速軸： 齒輪 軸徑 故只能 做成齒輪軸 具體結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖（軸承內(nèi)徑選，與聯(lián)軸器配合，軸徑初選 圖7-2高速軸 軸承應(yīng)力初選圓錐滾子軸承7211E，軸承支點T-a=31.5-25=6.5mm處鍵槽b×h=14×9,軸承D=120，B=29。 2）中間軸： 齒輪 ：大齒輪 小齒輪 軸徑 具體結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖（軸承內(nèi)徑選，齒輪處軸徑初選加一個鍵槽。 軸承應(yīng)力初選1圓錐滾子軸承7317E，軸承支點T-a=44.5-36=8.5mm處鍵槽b×h=25×14,軸承D=180，B=4。 圖7-3中間軸 1）低速軸： 齒輪 ： 軸徑 ： 具體結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖（軸承內(nèi)徑選，齒輪處軸徑初選加一個鍵槽。 軸承應(yīng)力初選圓錐滾子承7328E，軸承支點T-a=67.75-56.5=11.25mm處鍵槽b×h=36×20,軸承D=300，B=62。整個軸為空心軸，孔徑。 圖7-4低速軸 7.4各軸的強度校核 1）高速軸： 原始數(shù)據(jù)：Nm。 高速級小齒輪： 標(biāo)注斜齒輪 齒輪受力如上圖 圖7-4高速軸受力分析 （I）水平面：如圖aI （207.5+63.5）F1=1.88×10×207.5 解得F1=1.44×10N F2=0.40×10N （II）垂直面：如圖cI （207.5+63.5）F1=7.08×10×207.5 +9.35×10 解得F1=5.77×10N F2=1.31×10N 則 （III）扭矩：如圖eI----齒輪至軸右端受扭矩 （IV）計算彎矩（合成） Mca= 其中=0.3 Mca1= Mca2= Mca3=0.3T Nmm 由Mca圖可知： 危險截面在齒輪左側(cè)，此處Mca= m 直徑d=60mm 則 則改軸滿足強度要求。 2）中間軸： 原始數(shù)據(jù)：Nm。 Nm I. 高速大齒輪： 右旋 II. 低速小齒輪： 右旋 齒輪受力如下圖 I: II: （I）水平面：如圖aI + 275·F1=1.88×10×209.5+×94.5 解得F1=3.72×10N F2=4.19×10N （II）垂直面：如圖cII 275F1=2.57×10×94.5 +6.78×10×209.5-1.22×10 解得F1=1.24×10N F2=6.52×10N 則 （III）扭矩：如圖eI----齒輪至軸右端受扭矩 T= 中間軸受力分析： （IV）計算彎矩（合成） Mca= 其中=0.3 圖7-5中間軸受力分析 McaI1= McaI2= McaII1= McaII2= 由Mca圖可知： 危險截面在彎矩最大處，此處Mca= m 直徑d=95mm，開一個鍵槽 則 則改軸滿足強度要求。 3）低速軸 原始數(shù)據(jù)：Nm。 高速級小齒輪： 左旋 標(biāo)注斜齒輪 齒輪受力如上圖 （I）水平面：如圖aIII 280.5F1=6.62×10×97.25 解得F1=2.3×10N F2=4.32×10N （II）垂直面：如圖cIII 280.5F1=2.49×10×97.25-6.74×10 解得F1=-1.54×10N F2=4.03×10N 則 （III）扭矩：如圖eI----齒輪至軸右端受扭矩 （IV）計算彎矩（合成） Mca= 其中=0.3 Mca1= Mca2= Mca3=0.3T Nmm 由Mca圖可知： 危險截面在齒輪左側(cè)，此處Mca= m 直徑d=150mm 則 則改軸滿足強度要求。 圖7-6低速軸受力分析 7.5軸上個平鍵校核 平鍵的強度條件： （1）中間軸與大齒輪軸聯(lián)接鍵的選擇校核： 已知：d=95mm 選用普通圓頭平鍵 b×h=25×14 L=57mm =32mm 按工作面的平均擠壓應(yīng)力計算，強度條件為： 強度符合條件 （2）中間軸與小齒輪軸聯(lián)接鍵的選擇校核： 已知：d=95mm 選用普通圓頭平鍵 b×h=25×14 L=120mm =95mm 按工作面的平均擠壓應(yīng)力計算，強度條件為： 強度符合條件 2）低速軸與大齒輪軸 聯(lián)接鍵的選擇校核： 已知：d=150mm 選用普通圓頭平鍵 b×h=32×20 L=115mm =79mm 按工作面的平均擠壓應(yīng)力計算，強度條件為： 強度符合條件 3） 告訴軸中與聯(lián)軸器聯(lián)接鍵的選擇校核： 已知：d=50mm 選用普通圓頭平鍵 b×h=9×14 =30mm 按工作面的平均擠壓應(yīng)力計算，強度條件為： 強度符合條件 - 46 - 沈陽化工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 第八章 軸承的計算與校核 第八章 軸承的計算與校核 8.1高速軸軸承 軸承7311E， Cr=145KN Cor=112KN e=0.35 Y=1.7 （1）求兩軸承的計算軸向力A1和A2 由前已知：軸向載荷 Fa=2.58KN 徑向載荷 R1=15.57KN R2=4.21KN S=R/(2r) 圖8-1高速軸軸承 A2=S2=1.24KN . （2）求當(dāng)量動載荷 P=Fp(XR+YA) Fp=1.0-1.2 取Fp=1.1 得X=1 Y=0 P1=1.1×（1×15.51）=17.061KN 又 得X=1 Y=0 P2=1.1×（1×4.21）=4.631KN 按P=P1=17.06KN計算 則Lh= = =13919h=2.38. 8.2中間軸軸承 軸承7317E， Cr=288KN e=0.35 Y=1.7 （1）求兩軸承的計算軸向力A1和A2 由前已知：軸向載荷 Fa=4.82KN 徑向載荷 R1=41.31KN R2=49.53KN 圖8-2中間軸軸承 S=R/(2r) A2=S2=14.57KN . （2）求當(dāng)量動載荷 P=Fp(XR+YA) Fp=1.0-1.2 取Fp=1.1 得X=0.4 Y=1.7 P1=1.1×（0.4×41.13+17×28.05）=70.551KN 又 得X=1 Y=0 P2=1.1×（1×49.53）=54.483KN 按P=P1=17.06KN計算 則Lh= = =8456h=1.45（年） 8.3低速軸軸承 軸承7328E， Cr=688KN e=0.35 Y=1.7 （1）求兩軸承的計算軸向力A1和A2 由前已知：軸向載荷 Fa=24.1KN 徑向載荷 R1=27.68KN R2=59.08KN 圖8-3低速軸軸承 S=R/(2r) A1=S1=8.14KN . （2）求當(dāng)量動載荷 P=Fp(XR+YA) Fp=1.0-1.2 取Fp=1.1 得X=1 Y=0 P1=1.1×（1×27.68）=30.448KN 又 得X=0.4 Y=1.7 P2=1.1×（0.4×59.08+1.7×32.24）=86.284KN 按P=P2=86.284KN計算 則Lh= = =337607h=57.81年。 - 51 - 沈陽化工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 第十章 加料口與機頭的設(shè)計說明 第九章螺桿與低速軸聯(lián)接部分的計算與校核 9.1聯(lián)軸器的選擇 基本參數(shù)：轉(zhuǎn)速：n=1500rpm 轉(zhuǎn)矩：T=1125.4Nm 功率：N=110KW 電機軸：D=85mm 高速軸：d=50mm 選彈性注銷聯(lián)軸器 HL6 9.2花鍵的選擇校核 采用短行花鍵：