毕业论文--橡胶冷喂料挤出机设计说明书

1、毕业论文-橡胶冷喂料挤出机设计说明书目录第一章设计方案的初步确定11.1工作原理11.2螺杆设计21. 2.1机构设计以及主要工艺参数的确定21. 2. 2螺杆的消耗功率与电机的选择31.2.3螺杆的强度校核4第二章机筒设计72. 1加热冷却通道的设计和校核72. 1.1加料段机筒72.1.2中间段和挤出段机筒72. 1.3机筒的强度校核82. 2装配应力的计算102. 3合成应力的计算112. 4机筒上销钉的布置122. 5机筒上各处联接螺栓的校核12第三章销钉设计143. 1销钉的初步设计143. 2销钉具体尺寸的设计14第四章齿轮减速器的设计164.1传动部分的设计参数的选取计算164.

2、 2齿轮传动计算19421高速级齿轮传动的校核计算194. 3轴及轴承的的计算与校核294. 3. 1各轴轴径的初步估算294. 3.2轴的具体结构设计 304.3.3各轴的强度校核3244轴承的校核 424. 5各轴上的平键校核494. 6联轴的选择 50第五章螺杆与低速轴连接的部分计算与校核515. 1花键的选择与校核515. 1. 1低速轴带花键部分的强度校核515. 1. 2推力轴承的选择与校核52结论 53参考文献 54致谢 55摘要本设计介绍了销钉冷喂料挤出机的总体结构设计。在挤 岀机设计的过程中，主要介绍电机的选择，减速机构的设计与校核，螺杆的设计 如长径比、加料段、塑化段、挤出

3、段的分配，还有机筒的设计和冷却水道的安装。 减速机构是挤出机的核心部分，其组成零件的选择在下面有详细的介绍。该挤出机适用于冷喂料的挤出，制品可以分为成品和半成品，胶料在机筒内停留时间较长，因此需要有很好的冷却装置，并且在机筒上钻冷却水道，用来 减少胶料在挤出过程中产牛的热量。应该值得注意的是销钉在机筒上的位置，避 免与冷却水道相干涉。关键词：销钉冷喂料挤出机；减速机；螺杆；机头 abstmct the actioporphyrin design recommended the air-cooling hello material cotter nail machine the tube to

4、extrude the machine" s universe construction the design. in the extrusion machine design process inter, cardinal recommend the design of the electrical engineering" s select, decelerate mechanism with adjust the design of the riboside, screw such as lengthways diameter ratio, charge zone,

5、extrusion zone of allotment. the decelerate mechanism is which ext rude machine the selec t of the core division, parts of its composition the presentation of the hereunder possession detail.the extrusion, product that said extrusion machine be applicable to the air-cooling hello the material can is

6、 divided into the completed product sum the semiproduct, glue mat erial in the machine tube inside the staying time is ion ger, thereupon the requirem ent have the good cooling apparatus, and reduce the glue material in the extrusion process inter calorific value that produce. key word: air-cooling

7、hello material cotter nail machine tube extrusion the machine screw machine of the machine decelerate principal.前言螺杆挤出机己有100多年的使用历史，由于其牛产能力高，挤出班成品均匀 密实，尺寸准确，更换品种容易，而且较容易实现工艺过程的连续化，自动化， 因此在橡胶加工过程中得到日益的广泛的应用。在今天，螺杆挤出机更是向节能, 高效，而且操作方便的发展方向。销钉挤出机是70年代屮期在国际上岀现的新一代冷喂料挤岀机，它一岀现 就由于其优点二逐渐成为冷喂料挤出机的新发展。与传统的冷喂料

8、挤出机相比它 的优点：挤出量大，排胶温度低，能量单耗低，单位挤出量的成本低。它的结构特点：在机筒的一定部位上装有数排沿机筒圆周方向排列的销钉， 销钉直接伸入螺杆的落槽中，在相应的机筒的销钉的位置上螺杆在圆周上切成圆 环槽，环槽深度即为螺槽深度在螺杆旋转是由于销钉的作用，加强了对胶料的捏 练作用。当胶料在螺槽中呈现环型螺旋状流动时，在其中必然形成一个混合较差 的核心，每单核心通过销钉i寸，便会向销钉左右分流。螺杆每转一周，胶料便会 受到(6-10)个销钉的多次分割和搅拌，从而强化捏练，加强了加料在螺杆的螺 纹槽中的流动，有利于提高产量，由于胶料在普通冷喂料挤出机的螺纹槽中运动 时，受到机筒内壁摩

9、擦阻力的影响产生回流的作用，从而减低了排胶量。而销钉 挤出机的销钉起到阻挡胶料回流的作用，从而提高排胶量，降低了能耗，与此同 吋，在挤出的过程中，由于销钉插入胶料的中间，有利于胶料中热量的导出，有 利于降低排胶温度，从而是螺杆的转速有可能进一步的提高，进一步提高产量。 由于销钉挤出机的自身的结构特点，在其使用过程中，也有一定的缺点，如作为 重要件的销钉在胶料挤出过程屮将会受到比较大的弯曲和剪切应力，加z销钉材 及时发现并且停机处理，会导致螺杆，机筒或整个机台损坏。为防止岀现上述情 况，就要定期地检查销钉的情况，检测维修比较麻烦（如果一个销钉出现麻烦， 就必须将全部的销钉拆出，才能拉出螺杆。）操

10、作费用也相应增加。尽管如此， 销钉冷喂料挤出机仍有广泛的前景。第一章 设计方案的初步确定此次设计的挤出机适应与橡胶的冷喂料挤出机，挤出的成品可直接作为成品 或半成品。由于是冷喂料挤出机的长径比要相应的取大，故胶料在机筒内的时间 也相应的增加，同时螺杆和机筒要受到较大的轴向力，从热平衡的角度考虑，为 使挤出机吃料性能增加，对挤出机的加料段要进行加热，故在机筒上应加加热通 道，并采用蒸汽加热；在塑化段和挤出段要进行冷却，又由于在此两段机筒上沿 径向排列有销钉，故在机筒上横向开沟槽。在销钉间隙处依次开槽与相临两周向 沟槽相通，采用端面密封，循环，并采用水冷。在螺杆中心钻水孔（采用端面密 封），并在中

11、心插入通水管，管中通入冷水，冷水在螺杆前段冷却，螺杆升温后, 在螺杆后部加料段放热。对螺杆加热，完成加热冷却过程，从受力角度来说螺杆 受力较为复杂，故釆用较好的材料并做完整式结构，同样机筒也要承受较大的摩 擦，但为了节省贵重金属，故将机筒做成双筒结构，内筒采用耐磨材料而且可以 更换，外筒采用普通材料制成。本次设计的挤出机对传动部分的要求：可以调整螺杆转速（最好是无级调速） 并且是传动系统的工作特性满足挤出机的工作特性，而挤出机的工作特性为恒扭 矩工作特性。另外再考虑传动效率、成本，制造的难以和控制操作的复杂程度， 根据直流电机的优点，本设计的传动部分采用直流电机无级调速机构。本设计的挤岀机的机

12、头部分不是本设计的重点，机头可根据产品结构自行安 装。挤出机的销钉的加工和安装，是木次的设计的重点。整个机台的布置情况如下：直流电机（平键）联轴器（平键）齿轮减速器（平座一一箱体一一联接螺栓一一机筒一一联接螺栓一一机头一一胶料一一螺杆1.1工作原理直流电机通过减速机构将转速和扭矩传递给螺杆，而胶料加入胶料口后，在 旋转螺杆作用下，胶料被搓成团状沿螺槽滚动前进。因螺杆的剪切压塑和搅拌作 用，胶料受到进一步的混炼和塑化，呈现出粘流态以一定的压力和温度通过机头 得到所需一定形状的制品。1.2螺杆设计螺杆的材料为38crmoata,螺杆基本上分为三段：加料段，塑化段和挤出段, 销钉安装在塑化段(中间段

13、)和挤出段上。1. 2.1机构设计以及主要工艺参数的确定螺杆直径：120mm螺杆长度及其各段长度的分配：根据工艺要求和资料显示去长径比为14, l 120x14 1680mm,将各段长度分配为，加料段li 560mm,中间段l2 700mm，挤出 段 l3 420mm螺纹头数：加料段为双头螺纹，且加单螺纹沟槽，中间段和挤出段为双头螺 纹螺杆儿何压缩比£ : 一般冷喂料挤出机的压缩比为1. 7-1. 8故取1. 8螺纹导程t和螺纹升角b加料段：双头螺棱，宽取(0. 06-0. 08) d 7. 2-9. 6故取8mmt (0. 6-1. 5) d 72-180 故取 150mma 21

14、.71°弹头沟槽：宽取22mm,导程t 55mm中间段和挤出段:双头螺棱 宽取8mm导程t2 t3 80min,b2 b3 13.45°落槽深度h：加料段:螺棱 h1 (0. 125-0. 17) d (15-20.4)取 18mm沟槽为8mm中间段和挤出段h2 h3 18mm螺纹断面形状：取矩形断面，推料表面与螺杆根径用小圆弧rl lonrni,过渡 螺纹背面，有较大的过渡圆弧r 12mm螺杆头部形状：取圆头杆头螺杆与减速器低速轴的联接方式：采用花键联接，设计与校核见后面的计算 螺杆上的沟槽：在塑化段和挤出段上，与机筒销钉对应的位置上揩油周向沟 槽，沟槽宽度比销钉直径大4

15、-6mmo1. 2. 2螺杆的消耗功率与电机的选择功率的计算：nd3l/dnklo-5kw(1-1)式中 d 120mm 12cml/d 14n 临424/d-l/2 r/min 122.398r/min(1-2)n 0. 1-0. 7 n 临 n 取 40r/mink 0. 005-0. 067, k 取 0.06故 n 1231440610-5n 5& 06kw选择电机国产冷喂料销钉冷喂料挤岀机的主要性能参数的类比电机功率pd pw/ n a式中 pw 58. 06 kwna n 13n2 3n 3 0. 963 xo. 993x0. 97 0. 84pd 69. 12kw 故取

16、75 kw确定屯机的转速：根据有关材料推荐的传动比合理范围即二级圆柱齿轮减速 器 i 8-40.故电机转速的可选范围：nd n 螺杆 i 40x 8-40 320-1600r/minnd为looor/min按工作要求和条件：选用直流电机查机械手册得：选z4-225-31 额定电压440v额定电流227a额定转速/最高转速为1000/2000转效率a 88%1.2.3螺杆的强度校核剪应力的计算：n/min2mn 9550000n/n nn电机最大功率n螺杆最大转速n 取 0. 7-0. 8mn 955000090/500. 7 17190000 n. mmwn ji/16dl3 1-4dl为螺杆

17、根径 为内孔径/螺纹根径dl 为 120-218 84mm 取 40wn jt/168431- (40/84) 4110337 mm317190000/110337 136 n/mm2压应力计算：n/mm2p-胶料对螺杆的轴向作用力n； f-截面断面积mm2p 200f1 f1为螺杆外径投形面积cm2200 ji/4122 22608nf n/4dl2 3. 14/4842 5539mm222608/5539 4.ln/mm2弯曲应力的计算最大的弯曲应力在螺杆中部m/舫m gl/2 g为螺杆仲出的重量n, l为仲出长度，7.9103 kg/m3g ji/8 d2+ds2 l/d127. 910

18、-33. 14/8 x 144+72.56 x 14127. 910-3111.77kgm 111.771680/2 93887 n. mmwz ji/32 dl3 1-43. 14/32843 1-4 l/2wn 55169mm3ag m/wz 1. 7n/mm2强度计算:按第三强度理论计算螺杆材料38crmoala(13)272n/mm2s 835s /nsns 3835/3 278.33 n/mm2故螺杆满足要求。第二章机筒设计木次设计将机筒设计为分段式机筒：喂料段，中间段，挤出段，内部结 构设计成组合式，每一段都有衬套和外套组成衬套厚度取(0. 1-0. 15) d 12-18mm衬套

19、外径为152mni,外套外径去240mm2.1加热冷却通道的设计和校核2. 1. 1加料段机筒此段需要加热，设计吋用加热蒸汽，故加料段中空。厚度取30mm加热介 质为3-4公斤/里而2饱和蒸汽。2.1.2中间段和挤出段机筒需要冷却，并且径向需要加销钉，所以轴向钻孔，加冷却水采用端面循环的 办法冷却。2-4 m3/h具体设计为：在260的圆周上钻6个30的孔，端面压盖加密封垫密封。冷却水流量g q机/c (t2-tl)式中 c lcol /g. ct2-tl 2°q 机qn-q 机头 -q 胶-q散-q 螺(2-1)式中 qn 860n 65-85 % kcal/hqn 8609070

20、% 4. 2104cal/h q 机头 0q 胶6(：胶(t 出-t 进) kcal/hg d3n 3.841.2350 332 kg/hc 胶 0. 45 kcal/kg. ° c t 出取 120°c t 进取 24°c0.4596332 14342 kcal/hkcal/h(2-3)f ndl 2003. 1412014 1. 06m2a 1.02 (t 机-t 介)/-43. 97 kcal/kg °cq 散 1.063. 9746 194kcal/h出-tkcal/h(2-4)g 冷螺 2.5103 kg/hkcal/kg °ct出_

21、t进2°cq 螺 2. 5x103x1x25.0x103 kg/hqn-q机头-q胶 -q 散(2-5)4 2x104-0-14542-134-500010.2x103 kcal/hg 10. 2x103/ (1x2)5. lx103kg/h体积流量为5. 1x103 m3/hg 冷机筒 g-g 冷螺 5. 1-2. 5 2. 6 m3/h国产的挤出机的机筒的冷却水用量的参考值的2-4m3/h故满足要求2.1.3机筒的强度校核衬套根据前面提到的材料问题可选38crmoal外套材料选ht200衬套外内径比k 152/120 1.26>1. 1外套外内径比k 240/152 1.5

22、8>1. 1机筒衬套和外套都属于厚壁圆筒胶料压力p 107pab装配应力c合成应力图2. 1工作应力工作应力如图2. la1衬套内壁处：r -p -107patpr22+r12/r22-r12(2-6)1071202+602 / 1202-602 1.7x107pa2衬套与外套结合面处：rpr12/r22-r12(2-7)107x3600/10800 1-1202/762-5x106pat pr12/ r22-r12 l+r22/r21.2x107paa工作应力l-r22/r23:外套轴向应力：(2-8)107x3600/108003. 3x106pa2. 2装配应力的计算如图2. lb

23、pk / 2r/e2 r22+r2 / r22-r2 ) +n2+2r/el r2+r12 / r2-r12 -nl (2-9)式中为压配吋产生的过盈量0. 046mmel 206x 103 n/mm2e2 150x 103 n/mm2nl 0.3n2 0. 25pk 0. 046/ 2x76/150 1202+762 / 1202-762+0.25 +2x76/206 762+602 / 762-602 -0.37. 7 n/mm21衬套内壁处：r 0t -2r2/ r2-r12 pk2x762/ 762-602 x7.7-40.88n/mm22衬套外壁处：t - r2+r12 / r2-r

24、12 pk-3600+5776 / 5776-3600 pk-3.3 n/mm2外套内壁处：r -pk -7. 7 n/mm2t r22+r2 / r22-r2) pk20176/8624x7. 718 n/mm24 外套外壁处：r 0t 2r2/ r22-r2 pk2x76x76/ 14400-5776 x7. 710. 3 n/mm22. 3合成应力的计算如图2. 1c：危险点在衬套及外套内壁处按第四强度理论衬套内壁：(2-10)xd 1/2 r-t 2+ t-z 2+ z-r 2 1/2r -107pa -1x10 n/mm2t 1.7x107+ -40. 88 -23. 88 n/mm

25、2z 0xd 1/2 -10+23. 88 2+ -23.88-0 2+ 10 2 1/220. 77 满足强度要求2外套内壁：xd 1/2 r-t 2+ t-z 2+ z-r 2 1/2(2-11)r -5-7. 7 -12. 7 n/mm2t 12+18 30 n/mm2z 3. 3 n/mm2xd 1/2 -12. 7-30 2+ 30-3. 3 2+ 3. 3+12.7 2 1/237.96 n/mm265 n/mm2 满足强度要求2. 4机筒上销钉的布置销钉布置在屮间段和挤出段，销钉的排数及每排的数量的选择，根据有关材 料，通过类比，一共布置8排销钉，中间段6排，挤出段2排，而且在外

26、套上加 工螺孔，用来安装和拆卸销钉，注意销钉的安装的应该避开冷却水管道。2. 5机筒上各处联接螺栓的校核机筒上的联接螺栓包括机筒与箱体及各机筒间和机头的联接螺栓，每处都均 布得6个螺栓，它们所受的力主要是轴向力p,有前面可知p 22608n所以每个 螺栓所受的工作拉力为p/6 3768n,为使机筒之间不发生渗漏，则需要预紧力qp impa乘以受力面积再除以6.qpl 6x jt/4x202x2/6 628n 取 650nqpl qp- cm/cm+cb f23475nqp 取 3475n螺栓受总拉力q qp+ cm/cm+cb fq 34765+0. 25x3768(2-12)4409n满足强

27、度要求条件为：dl2螺栓查资料的s/s 120 n/mm2dl2217. 8 mm所以机筒上各处螺栓取m20第三章销钉设计销钉是销钉挤出机的重要组成部件，因此销钉的设计关系到整个设计的好与 坏，是本次设计的重点，销钉的安装位置及个数(一共8排，每排6个，屮间段 6排,挤出段2排)3.1销钉的初步设计通过查阅有关资料，销钉端部都应制成圆台，结构简图如图3.1所示。以便 在销钉弯曲以后可以方便地从销钉孔中取出来，为了使销钉不易断裂，销钉采用 40crni.为了保证硬度要求，要进行分段热处理，螺纹以下部分，要保证强度和 耐磨要求，要进行调质，硬度33-38hrco另外为了保证发现意外时，使销钉螺 纹

28、损坏，而不致使机筒螺纹孔损坏，其它部分只需正火，硬度不大于hb250-280. 图3.1销钉结构简图3. 2销钉具体尺寸的设计(1)销钉的直径：(3-1)e为螺棱法向宽度7. 8mmh为螺纹沟槽深度18mmn为销钉个数36b销钉插入深度16mm螺纹升角13.43°k计算系数6 & 7mm为考虑其安全使用，可增大销钉直径为12mni,小圆台为lomni第四章齿轮减速器的设计4.1传动部分的设计参数的选取计算本次设计的减速器装置采用二级减速器，输出端釆用花键与螺杆联接，其大 体的如图4. 1所示图4. 1减速器结构简图计算传动装置的总传动比，并分配传动比i 总 nd/n 螺 10

29、00/50 20il第一级传动比il 5. 1i2 第二级传动比 i2 il/ 1.3-1. 4 3.9实际总传动比i ili2 5. 1x3.9 19. 89i ii- i总i/i 19. 89-20/19. 89 0. 5% 5%运动和动力参数的计算各轴的转速：1 轴：nl nm looorpmtt 轴:ntt nl/il 1000/5. 1 196rpm111 轴:nlll nll/i2 196/3. 9 50 rpm螺杆 nlll 50 rpm各轴的输出功率：2 0.983 0. 964 0. 99i 轴：pt pd 4 90x0. 99 89. lkwii 轴：pll pd0112

30、pd43290x0. 99x0. 98x0. 96 83. 82kwiii 轴:phi pd011213pd4322290x0. 99x0. 98x0. 98x0. 96x0. 96 78.86kw螺杆：piii2 78. 86x0. 96 77. 28kwiii：齐轴的输出功率（各轴的输出功率乘以轴承的效率2）i 轴：pi1 pi2 87. 32kwii 轴:pill pii2 82. 14kw111轴:piii1 p1112 77. 28kw iv各轴的输入转矩电机轴的输出转矩 td 9550pd/nm 9550x90/1000 859.5 n.mi 轴:ti tdiool tdi04 8

31、59.5x 1x0. 99 850. 9n. mii 轴：th tiill2 tdi04il23859. 5 x 1 x 0. 99 x 5. 1 x 0. 98 x 0. 96 4082. 7n. miii 轴：till tiii223 tdi04il23i223859.5x1 x0. 99x5. 1 x0. 98x0. 96x0. 96x3.9 14980. n.mt螺till 2 14980x0. 98 14680n. m v：各轴的输出转矩（各轴的输出转矩乘以轴承效率2 ）i 轴：til ti2 850.9x0. 98 833. 9n. mtt 轴：ttt1 ttt2 4082.7x0

32、. 98 4001.0 n. m111 轴:tllll t112 14980x0. 98 14680. 4 n. m将以上各参数整理于下表4-1功率p (kw) 转矩t n.m转速n rpm 传动比效率输入输出输入输出电机轴 90859.9100010.99i轴 89. 187.32 850.9 833.910005. 1 0.94 ii 轴 83.8282. 14 4082. 7 4001.0 1963.9 0. 94 iii 轴 7& 86 77. 281498014680.45010.98 螺杆 77.2814680504.2 齿轮传动计算4. 2.1高速级齿轮传动的校核计算由于

33、该减速器的功率较大，故大小齿轮都釆用40"调质及表面淬火，齿面强度为 250-28011bsn1 60njlh 60x1000x1x10x300x81.4x109n2 nl/il 0. 27x109zn1 1.0 zn2 1. 1 zx1 zx2 1 zw 1.6 zlvr 0.92illiml illim2 690mpahlhliml/shminznizxlzwzlvr(4-1)634. 8 mpah2 hliml/shmin zn2zx2zwzlvr 690/1.0x1. ix 1.0x0. 9269& 38 mpa按齿面接触强度确定中心距t1 833. 9n. m &a

34、mp; 3x 105n. mm初选螺旋角11°z 0.991初取 ktz2et 1.0 ze 189.8 a 0. 4 i 5. 1端面压力角t20. 1686°基圆螺旋角b10. 3214°zh 2.46at u+1 32293 取 295min估算模数 mn (0. 007-0. 02) x295 (2. 06-5. 9)取 4小齿轮齿数z1 2acos/mn u+12x295xcosll/4x6. 123. 72z2 uzl 23. 72x5. 1 120.9取 z1 24 z2 121实际传动比i实z2/z1 121/24 5.04传动比误差i 11理-i

35、实1/i理x100%修正螺旋角arccosmn z2+z1 2aarccos4 121+24 /2x29510. 56°接近11°不用修正齿轮分度圆直径dl mnzl/cos4x24/coslo. 5697. 654mmd2 mnz2/cos492.358 mm圆周速度v dlnl/60x1033. 14x97. 654x100/60x1035. 11故采用8级精度验算齿面接触疲劳强度ka 1.0vz/100 5. 11 x24/100 1.23 kv 1. 17齿宽 b axa 0.4x295 118b/dl 118/97.654 1.208k 1.23 k 1.2k k

36、akkvk 1.0x1. 17x1.23x1.21.727计算重合度：齿顶圆直径:dal dl+2ham 97. 654+2x4x 1 105. 654端面压力角：t arctan tann/cos 20. 3181°齿轮基圆直径:dbl dlcost 97. 654xcos20. 3181°91. 578mmdb2 d2cost 492. 338xcos20. 3181°461. 704mm端面齿顶圆压力角：atl arccos dbl/dal arccos 91. 578/105. 654 21.9143?at2 arccos db2/da2 arccos 4

37、61.704/500. 338 22.6634 ?1/ z1 tanatl-tant +z2 tanat2-tant 1/ 24 0. 5754-0. 3703 +z2 0. 4176-0. 3703 1.695bsin/mn 118sinl0. 56/ 3. 14?1.722z0. 768z0. 991基圆螺旋角：barctan tancost(4-2)tanlo. 56cos20. 3181arctan 0. 186x0. 9389. 897°zh 2.46计算齿面接触应力：h zhzezz(4-3)2. 46x 189.8x0. 768x0. 991 xfliml flim2

38、290mpayn1 yn2 1.0yxl yx2 1.0yst 2.0 sfmin 1.4(4-4)fl f2 414mpazv1 zl/cos3 24/cos310. 56 25zv2 z2/cos3 121/cos310. 56 127yfal 2. 56 yfa2 2. 30 ysal 1.65 ysa2 1.81y 1- 0.912y 0. 25+0. 75cos310. 56/1.6950. 670计算齿根弯曲应力：(4-5)fl yfalysalyy161.286 290 mpa 安全f2fl(ysa2yfa2/yfalysal(4-6)161.286 (2.20x1.81/2.

39、56x1.65)152. 046 290mpa 安全主要参数如下：dl 97. 654mmd2 492. 338mmdal 105.654mm da2 500.338mma 1/2 dl+d2 294. 5 295min齿宽 b2 b 118mmbl b2+ 5-10126mm4. 2. 2计算低级传动齿轮小齿轮选用40cr,齿面硬度在250-280i1bs z间大齿轮选用zg310-570正火 处理硬度162-185 hbs之间计算寿命：n1 60njlh 60x1x10x300x8x196 2.82x108n2 2.82x 108/3.9 7.2x 107zxl zx2 1.0 取 shm

40、in 1.0 zw 1.0 zlvr 0. 92zn1 1. 1zn2 1. 18 hliml 690mpa hlim2 490mpa hlhliml/shminznlzxlzwzlvr(4-7)690x1. 1x1. 0x0. 92 698. 3mpah2440/1.0 xi. 0x0. 92x 1. 18 477. 7mpahl h2 取h h2 477.7mpat1 4001000n. mm 初定螺旋角 12°z 0.989初取 ktz2t 1.0 ze 188. 9mpau 3. 90.4端面压力角 arctan tan/cos 20. 4147°基圆螺旋角 b a

41、rctan tancos 11. 2868°（4一9）2. 45 a u+1 3517.4 取 520mmmn 3. 64-10. 4 取 6z1 2acos/mn u+12x520xcosl2° /6x4. 934.6z2 uz1 3.9x34.6 134.9z1 取 35z2 取 135i 实 z2/z1 135/35 3. 86i |3. 9-3. 86|/3.9 1% 5% 允许修正角 arccos11.2547°可不修正dl mnzl/cos 6x35/cosl 1. 2547°214. 118mmd2 mnz2/cos 6x 135/cosl

42、l. 2547°825.882mm周围速度v dlnl/60x1033. 14x214. 118x 196. 1/60x 1032. 2m/s取8级精度验算齿面接触疲劳强度：kv 1.05b a. a 0.4x520 208b/dl 208/214. 118 0. 971 k 1.08k 1.2k kakkkv 1x 1.2x 1.08x 1.05 1.361计算重合度齿顶圆直径：dal dl+2ha*m 214. 118+2x 1x6 226. 118mmda2 d2+2ha*m 825. 882+12 887. 882mm端面压力角：at arctan tan/cos arcta

43、n tan20/cosll. 254720. 3618°齿轮基圆直径：dbl dlcos 214. 118xcos20. 3618°200. 739mmdb2 d2cos 925. 882xcos20. 3618°774.276mm端面齿顶压力角：atl arccos dbl/dalarccos 200.788/226. 11827. 4072°at2 arccos db2/da2arccos 774.276/837. 88222.4689°1/2z1 tanatl-tant +z2 tanat2tant (410)1/2 35 0. 591-

44、0. 371 +135 0.414-0. 371 1/2x3. 145. 18+5.811.7502. 15z 0. 756z 0.990基圆螺旋角：b arctan tancost(4-12)arctan tanll.254cos20. 361810. 5733°zh2. 46计算齿面接触应力：il zi1zezz(4-13)2.46x189.8x0. 756x0. 99 x416.6 mpa 477.7 mpa 安全 hliml 290mpa hlim2 152mpayn1 yn2 1yx1 yx2 1yst 2. 0sfmin 1. 4fl 414mpaf2 217mpayfa

45、l 2.46yfa2 2. 22ysal 1.65ysa2 1.822. 15 1y 1- 11.2547/1200. 9060. 654计算齿根弯曲应力：fl 2k/bdlmn yfalysalyy(4-14)2x3. 14x4001000/ 208x214. 118x6 x2. 46x 1. 65x 1. 654x0. 906 87. 04 h 414mpa 安全f2flyfa2ysa2/yfalysal(4-15)2. 22x 1. 82/ 2. 46x 1. 65 x87. 0486. 64 217mpa 安全低级传动齿轮主要参数：dl 214. 118mmd2 825. 882mmd

46、al 226. 118min da2 837. 882mindf2 810.882mmdfl 214. 118-2x 1.25x6 199. 118mmbl b2+ 5-10 216mma 1/2 dl+d2 520mm 齿宽 b2 b 208mmz1 35u 3. 9z2 13511.2547°4. 3轴及轴承的的汁算与校核4. 3.1各轴轴径的初步估算按扭矩强度来估算轴径d:中间轴材料为45号钢a 110 p 83. 82kwn 196rpm d 83iii： 低速轴 材料为 45 号钢 a 110p 78.86kw n 50rpm d 128由于可能在轴上开键槽 为满足轴的强度

47、要求，对原轴应加粗5%i 轴：dl 45x5%+45 47. 25mmii 轴：d2 83x5%+83 87.15mmiii轴：d3 128x5%+128 134.4mm各轴轴向尺寸的确定及减速箱的初步设 计如下：1取值8-15取1221.2为箱壁厚取10 2取123即去104取12内壁长l 3744. 32轴的具体结构设计1高速轴：dll 97.654 bll 126轴径大于47,所以只能做齿轮轴。轴承选7310e内径50 t 29. 25结构 简图如下图4. 2高速轴结构简图tt 轴：dl2 492. 338bl2 118dttl 214. 118bill 216轴承选3318e内径90

48、t 46.5根据轴径 判断键槽26x18轴承选2007928 内径140外径190t 32键槽为36x20结构尺寸入下图图4.4 iii轴结构简图4. 3.3各轴的强度校核i高速轴：原始数据：ti1 833. 9n. m 8. 3x105n. mm高速级齿轮dl 97. 654mm10. 56°左旋20°齿轮受力情况如图4. 5:图4.5高速级齿轮受力图ft 2tl/dl 2x833900/97. 654 1. 7x104nfa fttg 1. 7x104xtgl0. 56 3. 2x 103nfr fttg/cos 1. 7x 104x0. 364/0. 9836. 3x

49、103n水平面:f1+f2 1.7x104f1x451 ftx359. 5fl 17000x359.5/451 1.4x104nf2 3x 103nm dl/2fa 97. 654/2x6.3x 103 3. 1x 105n. mmmill mi 12 f1x91.5 f2x359. 5 1078500n. mm 垂直面:f11+f21 fr 6300nfll-451-frx359. 5 3. 1 x 105n. minfll 6300x359. 5+3. 1 x 105/451 5709nf21 591nmv1 91.5x5709 522374n. mm转矩：t 833900n. min计算

50、合成弯矩:ml(4-17)meal(4-18)1.29x 106n. mm mca2 1. 20x 106n. mmmca3 0. 6t 0.6x833900 5. 0x 105n. mm有mca图可知：危险面在i i上me a 1. 29 x 106n. mm直径 60 w /32 dl3 3. 14x603/32 21195mm2ca mca/w1.29x106/2. 12x104 61mpai1 70mpa ca -1满足强度要求中间轴：原始数据：t 4001n.m 4000000n. mmdl2 492.3382010.56° 右旋dll2 214. 1182011.2547

51、° 右旋齿轮受力：i：ft2 2tl/dl 2x4000000/492. 338 16249nfr2 ft2tg/cos 16253x0. 364/0. 983 6018nfa2 ft2tg 16253tgl0. 56 3030nii： ft3 2tl/dl 2x4x106/214. 48 37363nfa3 ft3tg37363 7435n受力如图4.6：图4.6中间轴齿轮受力简图i：水平面受力：f1+f2 ft2+ft3fl. 439-ft2154. 5-ft2 179+154.50 0f1+f2 16249+37363f1439 1.02x107fl 2. 6x104nf2 2

52、. 8x 104nmh11 mh12 2.6x104x 105.5 2. 7x106n. mmmh111 mh112 2.8x104x154.5 4. 3x10+n. mmii：垂直面受力：fll+f21+fr2-fr3 0f11439+fr2 179+145. 5 -ml-ml1-fr3154. 5 0fll 7. 5x105+8. 0x105+13864x154. 5-6018x333. 5/4363. 9x103nf21 fr3-fr2-fll 3946nmvi1 f11x105.5 4. 1 x 105n. minmvt2 mvt1-m1 4. 1 x 105-7.5x 105 -3.

53、 4x 105n. mmmv112 f21x154. 5 3946x154.5 6. 1x105n. mmt 4000000n. mm0.6me amcall3. 6x 106n. mmmeal 23. 6x106n. mmmeal 115. 1x106n. mm meal 125. ox 106n. min有mca可知tt-tt处危险面：me a 5. 1 x 106n. mm 直径 100mmw d3/32 3. 14x 1000000/32 98125mm3ca mca/w 51mpa45钢正火 -1 55mpa 安全低速轴：原始数据：t 14980n. m 14980000n. mm左旋dll2 825.882 bll2 20811.2547°n 20°ft4 2tl/dl 2x 14980000/825. 8823. 6x104nfr4 ft4tgn/cos 13104/0.9813358nfa4 ft4rg 36000x0. 1997164n1 1：水平面受力分析：n