Ф90橡胶冷喂料挤出机毕业设计说明书

引言挤压系统是挤出机的主体部分，主要作用是剪切、塑化和捏炼胶料，以一定的压力，均匀连续地向机头输送胶料。挤压系统由加料装置、螺杆、机筒、衬套等组成。传动系统的作用是驱动螺杆旋转和根据工艺要求调节螺杆的转速。由电动机和减速机等组成。机头是挤出机的成型部件。它的作用是使胶料由螺旋运动变为直线运动；在一定的压力下，将胶料挤压成各种所需形状的半成品。根据挤出半成品的形状和不同的挤出工艺，机头可以更换。加热冷却系统的作用是控制挤出过程中胶料的温度。常用蒸汽、水、油、乙二醇等加热也可用电加热。冷却多使用水。加热冷却系统由管路和控制阀门及分配器组成。若采用液体加热冷却系统，则还需增添泵、加热器等。电气控制系统的作用是满足挤出工艺条件的需要实现对挤出机机筒各段温度，机头温度，螺杆转速，驱动扭矩或功率，轴向力等的控制和调节。它一般由温控，调速和检测装置组成。螺杆挤出机的基本工作过程：带状胶料加入加料口后，在旋转螺杆的作用下，胶料被搓成团状沿螺槽滚动前进，因螺杆的剪切、压缩和搅拌作用胶料受到进一步的混炼和塑化，温度和压力逐步升高，呈现出粘流状态，以一定的压力和温度通过机头，最后得到所需的一定形状的半成品。螺杆挤出机的加压部分是由机身.螺杆.衬套.和喂料口等组成，用于完成胶料的塑化.混炼及使胶料克服机头口型阻力而挤压成一定断面形状的半成品。螺杆挤出机的传动系统由电动机.减速机组成，用于提供螺杆转动的动力和速度。加热冷却系统由螺杆中心的内腔.机筒和机头的夹套等组成。根据工艺加工的需要，对这些部位进行加热或冷却。电气控制系统由控制开关柜.电源控制柜等组成，用于提供电。第一章.技术要求及工艺流程1.1主要参数：螺杆直径： D=90mm长径比： L/D=12螺杆转速： n=75r/min生产能力： Q=170.06kg/h参数的确定计算说明螺杆直径 D=90mm长径比 L/D=12:1螺杆转速 n临界二424/*'D =424/^9=141.3r/min工作转速n=(0.2-0.7)n临二28.2-98.65r/min取n=75r/min冷喂料挤出机的功率计算N=D3(L/D)nK*10-5式中N-挤出机的功率，kW；D-螺杆直径，cm；L/D-螺杆长径比；n- 螺杆转速，r/min；K- 系数，约为5.25~6.73；算的N=93*12*75*6*10-5=39.37kW(K取6)0N=N0/=43.7kw生产能力的计算经验公式 Q二BD3n式中Q-生产能力，kg/h；D-螺杆直径，cm；n-螺杆转速，r/min；B-系数，可以实测得到，成型挤出机B=0.00384,；过滤挤出机B=0.00256算的Q=0.00384*93*75=170.06kg/h1.2工艺设计：备料一染色一挤出塑化成型一压光一冷却输送一切边一牵引一切断一检验一侧重^入库1.3总体结构图的布置及螺杆的连接方式：减速器输出轴与螺杆的连接方式：采用花键联接。整体联接方式结构紧凑，密封可靠，且传动可靠。电机与减速器的联接方式：电机通过皮带轮与减速器连接。轴向力的传递：物料对螺杆的轴向力一螺杆一主轴一止推轴承一法兰一联接螺栓一加料段机筒一联接螺栓一机头一物料减速器主轴的布置形式：由于主轴受轴向力和径向力的作用，一般在主轴上布置两个径向轴承和一个止推轴承。布置形式：止推轴承位于两个径向轴承的前面，这样物料给螺杆的轴向力一方面通过键套传给止推轴承。止推轴承再将力传到轴承座。另一方面物料又作用在机头上一个推力。这个推力向左拉机筒，并通过料斗座而作用在止推轴承座上，使减速箱不受该轴向力的影响。由于止推轴承装于箱体外，安装维修比较方便。1.4电机的选择：挤出机的调速方法有有极调速和无极调速两种。从提高挤出机的适应性来看，使用无级调速最为理想，采用无级调速还易于实现自动控制。目前，可米用的无级调速方法有：用三项异步整流子电机实现无级调速这种电机通常的调速范围为1:3和1:6这种电机与直流电机比较有成本低占地面积小等优点。但与一般异步电机比较又现成本高，故障也较多。用直流电动机实现无级调速这种电动机最大调速范围可为1:16,由于可控硅整流技术的发展和应用，用它来控制直流电动机可以代替昂贵而庞大的“电动机一直流发电机组”。为了使其在低速时散热良好，可以另加吹风设备进行强制冷却。采用机械无级变速器与异步电动机配用进行无级调速它的传动优点是：能很大的扭矩和功率。但摩擦片发热比较严重，机械效率低。用液压马达与异步电动机配合进行传动和无级调速在一般情况下，液压马达如能合理的使用和正确的维修和养护，工作是可靠的，但由于它在制造上精度要求高，这些因素在一定程度上限制了液压马达在挤出机上的应用。采用滑差电动机进行无级调速此种调速范围为1：3~1:10速度调节均匀平滑，起动转巨大，结构简单可靠，且控制装置消耗功率小。但因其在低速时效率较低且惯性较大，目前在挤出机上还用的不多。功率：N=KD3XLXnX10-3/DK计算系数取0.06D-螺杆直径取9cmL/D=12螺杆工作部分长度 108cmN临=424/TT=141.33工作的转速n=(0.2~0.7)N临所以n取75r/minN=0.06X93X108/9x75x10-3=39.37kwN=N0/门=43.7kw取55kw 通过综合考虑，本设计选用Z4-180-41直流电动机进行传动。第二章.①90橡胶冷喂料挤出机计算及说明2.1挤出机螺杆的设计：螺杆的区域划分及材料：螺杆分三部分：一段加料段，中间段塑化段和前段挤出段。材料的选择：1.螺杆和机筒在挤出机挤出时受到高温高压的作用，同时受到机械刮磨。有的塑料还有化学腐蚀作用，且螺杆受到的扭矩也很大。2.对材料性能的要求：（1）机械强度高（2）加工性能好（3）耐腐蚀和抗磨性好（4）取材容易。综合考虑，38CrMoAlA氮化钢。主要的工艺参数：（1） 螺杆的直径：D=90mm（2） 长径比及各段长度分配：长径比：L/D=12。加料段长：L1=648mm，中间段长L2=173mm，挤出段长：L3=259mm。（3）螺杆的转速、产量、功率的确定：螺杆转速越高产量也越大，但过高的转速可能会引起局部过热，甚至会造成物料的热分解，影响制品的质量。n临界二424/Dn临界-螺杆的临界转速D-螺杆的直径螺杆工作转速n在（0.2~0.7）n临界的范围选取n=75r/min根据螺杆的转速，按经验公式计算挤出机产量:Q=BD3n

Q-生产能力D-螺杆外径n-螺杆转速B-经验出料系数B=0.003~0.007取3=0.004Q=0.004X93X75=170.06kg/h螺杆的螺纹升角和螺杆的轴向参数的确定：本设计采用等距变深的螺杆选取S=D=90mm①=17°42'螺纹头数及旋向：m=1,去右旋。压缩比：取e=2螺棱的轴向宽度：e=(0.08~0.12)D取e=9mm螺杆上的沟槽：H3=(0.025~0.06)D 取H3=3.6mmH=17.06mmD-螺杆直径H1-加料段槽深H3-挤出段槽深螺纹的断面形状和各参数的确定：度。断面形状为矩形。螺纹根径面与螺棱推进面成90°夹角，用小圆弧过度。r=(1/2~2/3)H3取r=1.2mmR=(1~2)r取R=2.4mmr=r=0.5mm螺杆头部采用球体。同时在螺杆尾部铣外花键。2.2机筒的设计：机筒材料及结构：我国颁布系列标准规定机筒表面硬度应为HRC=65以上。38CrMoAlA氮化钢处理硬度大于65，综合性能好，故本次设计机筒材料也选用38CrMoAlA氮化钢。机筒采用分段式，机筒在加料段设置轴开槽锥形套筒，其它段加衬套。衬套材料为38CrMoAlA。加料段套筒的设计：进料套筒长度L=3~5Db 取4D「360mm套筒的结构和尺寸：轴向开槽的数量①90取9条。凹槽的宽度一般应大于高聚物颗粒的最大尺寸故①90取9.5mm锥形套筒的锥度一般取2°48'以内机筒直径较大者取小值，锥形套筒轴向长度较长者取小值。本设计取2。第三章.①90橡胶冷喂料挤出机传动系统的设计3.1减速器的设计和计算：确定基本的参数和各级齿轮的扭矩、功率、转数总传动比：i=n0/n螺=1500/75=20采用展开式二级斜齿轮减速器分配传动比：I减二i/I带二20/2.5=8取i1=3.286i2=I减/i1=2.435计算传动装置的运动和动力参数各级转速I轴n1=600r/minII轴n2=n1/i1=182.25r/minIII轴n=n/i=75r/min功率P1=55X0.96=52.8kwP2=52.8X0.99X0.97=50.688KWP3=50.688X0.99X0.97=48.66KW各轴扭矩：T1=9550XP1/n1=630.3N*mmT2=9550XP2/n2=1988.32N*mmT3=9550XP3/n3=4647.03N*mm说明：齿轮采用硬齿面斜齿轮柱齿轮，材料为45刚，经过热处理轴也采用45刚实心。低速级轴左端内表面铣内花键，花键规格为8*12*72*78矩形花键的特点是定心精度，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高精度。3.2传动装置齿轮的设计计算与校核：3.2齿轮组I:传动功率：P0=55kw，n°=1500r/min，i=3.286,寿命8年材料：小齿轮：40Cr调质，齿面硬度250~280HBS大齿轮：ZG310-570调质，齿面硬度162-185HBSN1=60njLh=60X1500X1X(300X8X10)=2.88X109hN2=N1/i=2.88X109/3.286=8.76X108h查表得Z^1==0.92 Zn2=1.01所以ZX1=1.0， Zx2=1.0取SH.=1.0，Zw=1.0,ZLVR=0.92.按齿面硬度250HBS，。引.1=690 。h2=440mpa由式［。H卜。H1.1XZNXZxXZLVR/SHn得：［。H］1=690X1.0X1.0X0.92X0.92/1.0=584.21mpa［。h］2=440X1.01X1.0X1.0X0.92/1.0=408.85mpa由于［。h］1＞［。h:2，故计算时取［。h卜［。h:2=408.25mpa按齿面接触强度确定中心距：小齿轮转矩：T1=9.55X106XP1/n1=630.3N*mm初定螺旋角：B=13°计算得Z=tcos13=0.987初取KtZet=1.0，由表查得Z广188.9减速传动比为：3.286，取中=0.4计算中心距:a>(ua>(u+1)巨,『"』邓f1十2巾u*11.0X1.05X106V2.44X188.9x0.987)=3' \2x0.4x3.286■I4.286 )2xG.286+1)=284.56mm圆整后取a=286mmm=(0.007〜0.02)a二(0.007〜0.02)X286=(2.02〜5.72)mm,取m=4mm小齿轮齿数：z二畔四=32.51m早+1)z2=z1x|i=32.51X4=106.83取z1=33,z2=107实际传动比：i=勺=107=3.242实z1 33传动比误差：△i='理'实X100%=1.33%V5%，在允许的范围内。i理m(7—7)修正螺旋角：p二acrcos 2=12.38=1248'与p相接近可不修正2a分度圆直径：d1=mXz1/cosp=4X33/cos12.38°=134.829mmd=mxz/cosp=4X107/cos12.38°=437.171mm圆周速度：v=膈1"1=5.645m/s6x104由表5-3取齿轮精度为8级。验算齿面接触疲劳强度：

按电动机冲击载荷取KA=1.0按齿轮精度8级和vz1/100=1.863m/s计算，查得：K=1.12V齿宽b=中Xa=0.4X286=114.4按b/d1=114.4/134.892=0.848 齿轮在两轴承之间非对称分布，轴刚性较小，故查得KP=1.06由表5-4查得K=1.2所以K=KPKaKVK广1.425计算重合度：£a，£P齿顶圆直径:d=a1d1+2h*.m=134.829+8=142.829mm,d=a2d2+2h*.m=437.171+8=445.171mm。齿轮端面压力角：a二arctg(tga/cos&)=arctg(tg20°/cos12.38°)=20.4371齿轮基圆直径：叽1=d1•cosa=134.829Xcos20.4371°=126.342mm,db2=d2•cosa=437.171Xcos20.4371°=409.655mm。a=arcos侦Gd1)=arccos(126.342/142.829)=20.8016°a2=arccos如疽d2)=arccos(409.655/445.171)=23.0421°& =^- \z •Gga -tga )+ z •(tga -tga )] = i—[33X(tg20.8016°a2兀 1 at1 t2at2t2X3.14-tg20.4371°)+107X(tg23.0421°-tg20.4371°)]=1.71竺四=1.953冗mn=0.765z=0.765zP=%cosP=0.988P=arctgGgg/cosa)=arctg(tg12.38°/cos20.4371°)=11.6226°。Z_：2*七二： 2xc°s11.6226。 二八沮H\cosa1sin气 cos20.4371。sin20.4371。q=ZZZZ：2^J—二381.984Mpa<[。]=408.85MpaHHE8M.bd2vu+1 HI1⑷验算齿根弯曲疲劳强度：z1=33,z2=107由图5-14得，Yf=2.52,Y尸=2.23由图5-15得，Y、=1.64,Y、=1.80y=0.25+°*8。5b=0.689，由图5-16(b)得:aqf].1=290Mpa,q尸「2=152Mpa，由图5-19得：Y1=1.0,Yn2=1.0,由图5-23得：m=4<5mm，Y^1=Y^2=1.0取Y=2.0,Sfiim=1.4，计算许用弯力:[q]=QFlmin1L1YY=290x2x1.0x1.0=414.2MpaF1S n1x1 1.4[Q]="Flmin2'sT2YY=^^^X1.0X1.0=217.1MpaF2 S n2X2 1.4计算齿根弯曲应力：Z1=Z]/cos2P=35.413Z2=z2-cos2p=115.39Yp=1-8pxp/120。=1-1.0X12.38/120=0.8932x1.472x630300114.42x1.472x630300114.4x134.829x4x2.5x1.65x0.621x0.8q=2KT[xyxYxYxYF1bdFa1Fa2 8P1二74.34Mpa<[。‘]=414.286Mpa(5)齿轮的主要参数:Z1=33,句=107,u=3.286,m=4mm,p=12°12'48d=134.829mm,d=437.171mmd=d+2ha*m=142.829mmd=d2+2ha*m=445.171mmd=d-2(ha*+c*)m=124.829mmd=d-2(ha*+c*)m=427.171mma=(d+d)/2=286mmb=b=114.4mm,b=b+(5~10)=120.4mm齿轮组II：⑴传动功率：p0=48.66kw,,n0=75r/min,i=2.435寿命8年材料：小齿轮45Cr钢调质，齿面硬度250~280HBS大齿轮ZG310-570调质，齿面硬度162~185HBSN]=60njlh=2.88X109h N2=N/i=8.76X108h查表得：Zni=0.92,Zn2=1.07由式得：Z*1=1.0,Z*2=1.0取SH•=1.0，Z即=1.0，ZWR二1.0按齿面硬度250HBS,162HBS由图(5-16b)得：qh].j690Mpabh「2=440Mpa由式[bHE顷nZ"vr/%皿得：[bh]]=584.21Mpa,[b丑]2=408.85Mpa由于[b]>[b]，故计算时取[b]=[b]=408.85MpaH1H2 HH2(2)按齿轮接触强度确定中心距：小齿轮转矩：T1=1988320N•mm粗定螺旋角p=13。由式(5-42)计算Zg=JcosP=0.987初取％Z2et=1.0，由表5-5查得：2广188.9 减速传动比为i=2.435，取中=0.4由式(5-39)计算中心距：a>(u+1)：町(―H~E―£)2=369.614mmt 12中" [。h]圆整后取a=371mmm=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)X371=2.597~7.42mmn取m=6mm小齿轮齿数：z2=z1•u=35.08x2.435=85.42去z1=35z2=85实际传动比：、=z2/z1=2.429传动比误差：Ai=|i理-i实|/i理x100%二|2.435-2.429|/2.435x100%=0.2%<5%允许修正螺旋角：p=arccos[m(z2+z1)/2a]=arccos[6x(35+85)/2x371]=13.9871°=13°59'13〃与p相接近分度圆直径：d=m•z/cosp=6x35/cos13.9871。=216.41mmd=m•z/cosp=6x85/cos13.9871。=525.57mm圆周速度：v=nnd/6x104=3.14x216.41x100/6x104=2.76m/s由表5-3取齿轮精度为8级(3)验算齿面接触疲劳强度：按电动机冲击载荷取Ka=1.0A由图:5-4(b)按齿轮精度8级和v•七/100=2.76x35/100=0.966计算，查得：Kv=1.065齿宽b=Q•a=0.4x371=148.4按b/d=148.4/216.41=0.68571齿轮在两轴承之间非对称分布，轴刚性较小，故查的Kg=1.04，由表5-4查得：Ka=1.2所以K=KaKKpKv=1.0x1.065x1.04x1.2=1.329计算重合度：£a七齿顶圆直径：d=d.+2ha*m=216.41+12=228.41mmd2=d2+2ha*m=525.57+12=537.57mm齿轮端面压力角：a=arctg(tga/cosp)=arctg(tg20°/cos13.987°)=20.5606°齿轮基圆直径：d=dcosa=202.625mmd=dcosa=492.092mma1=arccos(d"d「=27.4876°a2=arccos(d22/d2)=23.7373°£=[z(tga -tga)+z(tga-tga)]/2x3.14=1.68a1 at1 t2 at2 t£p=bsinp/3.14/m=148.4xsin13.9871°/3.14/6=1.904P=arctg(tgP/cosa)=13.1279°Z£=■—=0.772 Zg=气；cos&=0.985'aZ=2gb=2.434H\icosasinab=ZZZZ:色!_^=329.31"<[b]=408.85"HHE£&虬U+1 H⑷验算齿根弯曲疲劳强度：丁35，句=85 则七1=气/*3&=38.307mmZ=93.032mmV2由图：5-14得：Yf1=2.45,\2=2.25由图：5-15得：Ya1=1.64,Ya2=1.78Y£=0.25+（0.75cos&）/£=0.673由图5-16（b）得：bf]=290Mpa,b尸j.2=152Mpa由图5-19得：Yn1=1.0,Yn2=1.0由图5-23得：m=6>5mm取Y=0.8,Y=2.0,S.=1.4则[b]=b•Y•Y•Y/a =331.43MpaTOC\o"1-5"\h\zF1 Flim stX1N1 Flim[bF2]=bF].•Y•Yx2•Yn2/aF].=173.71MpaY&=1-£&p/120=0.778b=2KTYYYY/b/d/m=57.7Mpa<[b]=331.43MpaF1 1Fa1Sa1&£ n F1b=bYY/Y/Y=57.51Mpa<[b]=173.71MpaF2 F1Fa2Sa2Fa1Sa1 F2（5）齿轮的主要参数：z1=35,z2=85,u=2.435,m=6mm,&=13。59d=216.41mm,d=525.57mm1 2d=d+2ha*m=228.41mmd=d+2ha*m=537.57mmd=d—2(ha*+c*)m=201.41mmd=d—2(ha*+c*)m=510.57mma=(d+d)/2=371mm以=b=148.4mm,气=b2+(5〜10)=152.4mm3.3减速器传动轴的设计:高速轴：选用45#钢调质处理，硬度HBS217-255,取HBS250,查表得：bb=640Mpaq=355Mpa,b】=275Mpa,[b「=60Mpa 下 '528 按扭转强度初步计算：d=A—=110x「一=44.5mm，考虑到有键槽0丫n 800轴径应该增大3%d圆整后并考虑轴承的选用，取d=50mm，对改轴布置如图1。结构设计如下：T=630300N•mm齿轮圆周力：F=2T/d=2x630300/134.829=9349.6N轴向力：F=Ftg^=9349.6xtg12.38°=2052.2N径向力：F=Ftga/cosp=2052.2xtg20。/cos12.38°=3483.99N水平支反力：R=FL/(L+L)=103.45x9349.6/375.3=2579.9NRh2=FL]/(L1+L2)=271.85x9394.6/375.3=6772.4N垂直方向支反力：R=(M+F)/(L+L)=591.7NR=(M+FL)/(L+L)=2892.3NV2 ar1 1 2水平弯矩：Mh1=M爵=Rh2L2=700604.8N/m竖直弯矩：M=RL=299208.4N•mmMv2=Rv2L2=160853.6N•mm合成弯矩：M1=^M2^+MV21=\：700604.82+299208.42=761821N•mmM2=(M《2+Mj2=气700604.82+160853.62=718833N•mmT=630300N•mmM1=M1=761821N•mmM2=JM2+(aT)2=,7188332+(0.6x630300)2=812244N•mmM=aT=378180N•mmca3a1=M2/W=34Mpa<[b「b2=M3/W=30.25Mpa<[']所以此轴安全。¥,.一¥,.一 川川川「川川 中间轴:选用45调质，按扭矩强度初步计算:中间轴:选用45调质，按扭矩强度初步计算:3刁=1103：*3n3243.657=65.195圆整后并考虑轴承的选用，取d=70mm，结构设计如下:F]=F2=9349.6N,F2=F、=2052.2N,F2=F】=3483.99NT=1988320N•mm齿轮圆周力：F2=2T/d=2x1988320/216.41=18375.5N轴向力：F]=F]•tg^=18375.5xtg13.9871=4577N径向力：F]=F1•tga/cosp=6892.5N水平支反力：+L)=F•L+F・(L+L)TOC\o"1-5"\h\z3 12 3 13 2 3379.8106.2xFt2+(148.4+106.2)Ft?=149324N379.8R•(L+L+L)=F•(L+L)+F•LH2 1 2 3 12 3 2 13 1r_(125.2+148.4)七+125.2七127927nh2 379.8 @ .垂直支反力：R(L+L+L)-F(L+L)-F•d.2+FL-Fv11 2 3r2 3 a3 3’ r3a2R1=3769.1NR(L+L+L)+F(L+L)-F•d.2+FL-F•dv21 2 3 r22 1a2 2 r1 a3 3R=1062.6Nv2水平弯矩：Mh3=Rh1x125.2=14932.4x125.2=1869536.5N•mm,

Mh2=Rh2x106.2=12792.7x106.2=1358584.7N•mm竖直弯矩：M3=R1x125.2=3769.1x125.2=471891.3N•mm,' M3=M3-M3=471891.3-4577x216.41/2=-23362.99N•mmM=Rx106.2=1062.6x106.2=112848.12N•mm,v2 v2' .一—一一一...… M2=M2+M3=112848.12+4577x2052.2x457.171/2=561429.3N•mm合成弯矩：驾. M2=寸M222+M2=*,'1358584.72+561429.32=1470018.8N•mm1988320》=1470019.51988320》=1470019.5N•mmM1=Jm'+(aT)2 ,'1470018.82+(0.6xM2=Jm「+(aT)2=(1928172.22+(0.6x1988320*=1928172.6N•mma=M2/W=1928172.6/(0.1x703)=45.7Mpa<la1]此轴安全

I111111111, I111111111,・11IImil川用.Li-rm~n~nTT「l用低速轴：选用40Cr调质按扭矩强度初步计算：d=A^―=110x4866_86.5mm03n 3100圆整后并考虑轴承的选用：取d=90mm结构设计如下受力分析如下图：T=4647030N•mm齿轮圆周力：F=F3=18375.5N轴向力：F=F3=4577N径向力：F=F3=6892.5N水平面支反力：R=FL/(L+L)=6892.5x129.45/390.3=2286NTOC\o"1-5"\h\zH1 t2 1 2R=FL/(L+L)=6892.5x260.85/390.3=4606.5NH1 t1 1 2垂直面支反力：-R=(Fd/2+FL)/(L+L)V1 a4 r2 1 2R=5367.7NR=-(Fd/2+FL)/(L+L)V2 a4 1 1 2R=-1524.8NV2水平弯矩：M=M=RL=2286x260.85N•mm=596303.1N•mmM=RL=5367.7x260.85N•mm=1400164.545N•mmM^2=Rv2L2=(-1524.8)x129.45=-197385.4N•mm合成弯矩：

M1=郭21+M}=''5963032+1400164.52=1521853.4M=\：M2+M2=628122.8T=4647030N•mmM=JM12+(oT)2=J1521853.42+(0.6x4647030)2=3176507N•mmb=M/W=3176507/(0.1x973)=34.8M^a<Q]=59Mpab=oT/W=(0.6x4647030)/(0.1x903)=38.2Mpa<[b]ca -1所以此轴安全.

3.4轴承的选取及校核:高速轴选7315E轴承的校核:R1=扣二+%=七‘591.72+2579.92=2646.9R2=JR"+R%=J2892.32+6772.42=7364.2两轴承产生的附加轴向力：S=R/2Y=2646.9/(1.7x2)=778.5NS=R/2Y=7346.2/(1.7x2)=2165.9NS+F>SS+F=A=2165.9+2052.2=4218.1A/Ra=4218.1/1646.9=1.59>e=0.35P=0.4F+YF,Y=1.7P=0.4x‘3483.59+1.7x2052.2=4882.3,S=AA/R=2165.93/7364.2=0.9<e故P=R=2646.9NL=竺(星)£=^0 (1x162000)3=761080龙>24000龙h60np60x800 4882.3中间轴所选7314E轴承的校核:%=JR《]+R^=*'14932.42+3769.12=15400.7R2=JR%+Rj2=J12792.72+1062.62=12836.8两轴承产生的附加轴向力：S=R/2Y=15400.7/(2x1.7)=4529.6NS=R/2Y=12836.8/(2x1.7)=3775.5NS2+F<S]S=A=4529.6N,S+F=A=6300.3A/R=4529.6/15400.7=0.294<e=0.35P=F=R=15400.7NA./R=6300.3/12836.8=0.491>e=0.35P=0.4F+YF,Y=1.7,F=12836.8N,F=6300.3Nr r a r aP=0.4x12836.8+1.7x6300.3=15845.23NL=曾上)£

L=曾上)£

h60np1061x208000、( )360x243.45715845.23=154853.4h>24000h低速轴所选7319E轴承的校核:R1= +吒1="22862+5367.72=5834.2R2=Jr%+R"=<4606.52+1524.82=4608.2两轴承产生的附加轴向力：S=R/2Y=5834.2/(2x1.7)=1715.9NS=R/2Y=4608.2/(2x1.7)=1355.4NS2+F>S]S]=1=1715.9N,S2+F=气=5932.4NAJR1=1715.9/5834.2=0.29<e=0.35P1=A]=1715.9NA/R=5932.5/4608.2=1.29>e=0.35P=0.4F+YF,Y=1.7,F=1355.4N,F=5932.4NP=0.4X1355.4+1.7x5932.4=10627.2』N=5852279h>24000hL=也(昼)£^^^(1x348000)3h=5852279h>24000h第四章.零部件的选择及校核4.1花键挤压强度的校核：公式P=2T/中ZhLD,中取0.8，Z取10，D取75，L取130，h取6，T取4554.11W-各齿载荷不均匀系数Z-齿数Dm-平均直径Lm齿的平均长度h-齿的工作高度T-转矩P=4554.11x2x103/(0.8x10x6x75x130)=19.46Mpa[P]=40-70Mpa所以许用挤压可以保证4.2低速轴花键段强度的校核：轴的外径取D=90mm，轴的内径去D=72mmP=72/90=0.8,T=455411N•mmW=0.1x903(1-p4)=43040.2[t]=T/W=45411/43040.2=10.6Mpat因为[t]许用值为25~45所以此轴强度可以保证4.3螺杆花键段的强度校核：轴的外径D=78,内径D=72p=72/78=0.92,T=455411N•mmW=0.1x783(1-0.924)=13458.6[t]=455411/13458.6=33.8Mpa38CrMoAlA的许用应力g]=260Mpa[t]=(0.5〜0.6)[b],K]取130>33.8所以螺杆强度可以保证4.4螺杆强度的校核兀D2(1.15〜1.25)P D2根据公式：。c= max4=(1.15〜1.25七(』2弓2)式中：4(刁$刁0) $ 0D-螺杆外径幺-螺杆最小断面根径d；一螺杆冷却水孔根径P：x一螺杆的最大功率计算得：©=12.98Rg•h/mm2根据公式：t=M/W=496000x Ym* 门，式中：t$ nd3(1-c4)max$W-抗扭断面模量匚-挤出机主电机最大传动功率nmm：-螺杆最高转数门-挤出机传动效率c-d/d计算得：t=4.99kgN/mm2根据公式：b=M/W=——竺/2——=L((D+叩宜，式中：bbbd2(1-C4)兀/2 d3(1-C4)M「螺杆自重产生的弯矩W；-抗弯断面模量L-螺杆有效螺纹长度G-螺杆自重，G=兀(D-d)2Lr/16r-螺杆材料的比重，钢'材取；=7.85x10-3计算得：©=3.96kgN/mm2b

螺杆的合成应力：。=J。2+4T2，b=b+b，计算得:b=19.66kgN/mm2r[b]=b/n=28.30kgN/mm2b-螺杆材材料的屈服强度取85n"螺杆的安全系数取3br<[b]所以螺杆强度安全。4.5机筒的设计及校核:根据公式：b =r_r—(1- =-Pbb b取机头最高压力P=500kgN/cm2 故b =-5kgN/mm2max rmax根据公式：b =4(i+M=p(Rb+r:),计算得:TmaxR2—r2 r2R2—r2b 8.89kgN/mm2Tmax根据公式：bTmaxP rbTmaxP r2 max―b—R2-r2PP兀r2F (R2-r2)Kbb，计算得:b=1.95b=1.95kgN/mm2z根据公式：b=t：1/2(b-b)2+(b-b)2+(b-b)2，计算得:b=12.03kgN/mm2<[b]机筒强度足够。4.6推力轴承的选择及校核选90394188E额定基本负载为1180KW由于轴向力P=2.213x105N,所以此推力轴承可以保证工作寿命计算：10 10、=16667/[^(1180/221.3)3]=1