xj120橡胶冷喂料挤出机毕业设计说明书

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齿轮传动计算 194.2.1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 324.4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 55摘要本设计介绍了销钉冷喂料挤出机的总体结构设计。在挤出机设计的过程中，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生的热量。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AbstractTheaetioporphyrindesignrecommendedtheair-coolinghellomaterialcotternailmachinethetubetoextrudethemachine’suniverseconstructionthedesign.Intheextrusionmachinedesignprocessinter,cardinalrecommendthedesignoftheelectricalengineering’sselect,deceleratemechanismwithadjustthedesignoftheriboside,screwsuchaslengthwaysdiameterratio,chargezone,extrusionzoneofallotment.Thedeceleratemechanismiswhichextrudemachinetheselectofthecoredivision,partsofitscompositionthepresentationofthehereunderpossessiondetail.Theextrusion,productthatsaidextrusionmachinebeapplicabletotheair-coolinghellothematerialcanisdividedintothecompletedproductsumthesemiproduct,gluematerialinthemachinetubeinsidethestayingtimeislonger,thereupontherequirementhavethegoodcoolingapparatus,andreducethegluematerialintheextrusionprocessintercalorificvaluethatproduce.Keyword:Air-coolinghellomaterialcotternailmachinetubeextrusionthemachinescrewmachineofthemachinedecelerateprincipal.前言螺杆挤出机已有100多年的使用历史，由于其生产能力高，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年代中期在国际上出现的新一代冷喂料挤出机，它一出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，每单核心通过销钉时，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，受到机筒壁摩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，与此同时，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中将会受到比较大的弯曲和剪切应力，加之销钉材料，胶料以及意外破坏脱落或其他物品掉入胶料中易引起销钉断裂，弯曲，若不及时发现并且停机处理，会导致螺杆，机筒或整个机台损坏。为防止出现上述情况，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）,并在中心插入通水管，管入冷水，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，故采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，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。本设计的挤出机的机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，是本次的设计的重点。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（平键）挤出系统螺杆轴向力的封闭传导路线如下:螺杆——止推轴承——轴承座——箱体——联接螺栓——机筒——联接螺栓——机头——胶料——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38CrMoAIA,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）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=120×14=1680mm，将各段长度分配为，加料段L1=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几何压缩比ε：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β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150mmα=21.71°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=80mm,β2=β3=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r1=10mm,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4-6mm。1.2.2螺杆的消耗功率与电机的选择功率的计算：N=D3(L/D)nk10-5KW（1-1）式中D=120mm=12cmL/D=14n临=424/(D-1/2)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=58.06KW选择电机国产冷喂料销钉冷喂料挤出机的主要性能参数的类比电机功率Pd=Pw/ηa式中pw=58.06KWηa=η13η23η3=0.963×0.993×0.97=0.84Pd=69.12KW故取75KW确定电机的转速：根据有关材料推荐的传动比合理围即二级圆柱齿轮减速器i=8-40.故电机转速的可选围：nd=n螺杆i=40×(8-40)=320-1600r/minnd为1000r/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η=88%1.2.3螺杆的强度校核剪应力的计算：N/mm2Mn=9550000Nmax/nmaxηNmax电机最大功率nmax螺杆最大转速η取0.7-0.8Mn=955000090/500.7=17190000N.mmWn=π/16d13(1-4)d1为螺杆根径为孔径/螺纹根径d1为120-218=84mm取40Wn=π/16843(1-（40/84）4)=110337mm3=17190000/110337=136N/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=200F1F1为螺杆外径投形面积cm2=200π/4122=22608NF=π/4d12=3.14/4842=5539mm2=22608/5539=4.1N/mm2弯曲应力的计算最大的弯曲应力在螺杆中部=Mmax/WzMmax=GL/2G为螺杆伸出的重量N，L为伸出长度，=7.9103Kg/m3G=π/8(D2+Ds2)L/D127.910-3=3.14/8×(144+72.56)×14127.910-3=111.77KgMmax=111.771680/2=93887N.mmWz=π/32(d13(1-4))=3.14/32843(1-4)=1/2Wn=55169mm3∴G=Mmax/Wz=1.7N/mm2强度计算：按第三强度理论计算螺杆材料38CrMoAlA=（1-3）==272N/mm2[]=s/nsns=3s=835[]=835/3=278.33N/mm2故螺杆满足要求。第二章机筒设计本次设计将机筒设计为分段式机筒：喂料段，中间段，挤出段，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衬套外径为152mm，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，设计时用加热蒸汽，故加料段中空。厚度取30mm加热介质为3-4公斤/里面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。2-4m3/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-t1）式中C=1col/g.ct2-t1=2°Q机=QN-Q机头-Q胶-Q散-Q螺（2-1）式中QN=860N(65-85)%Kcal/hQN=8609070%=4.2104cal/hQ机头=0Q胶=GC胶（t出-t进）Kcal/h（2-2）G=D3n=3.841.2350=332Kg/hC胶=0.45Kcal/kg.°Ct出取120℃t进取24℃C胶=0.4596332=14342Kcal/hQ散=Fα（t机-t介）Kcal/h（2-3）F=πdl=2003.1412014=1.06m2α=1.02[（t机-t介）/]-4=3.97Kcal/Kg.℃Q散=1.063.9746=194Kcal/hQ螺=G冷螺C冷（t出-t进）Kcal/h（2-4）G冷螺=2.5103Kg/hC冷=1Kcal/Kg.℃t出-t进=2℃Q螺=2.5×103×1×2=5.0×103Kg/hQ机=QN-Q机头-Q胶-Q散-Q螺（2-5）=4.2×104-0-14542-134-5000=10.2×103Kcal/hG=10.2×103/（1×2）=5.1×103Kg/h体积流量为5.1×103m3/hG冷机筒=G-G冷螺=5.1-2.5=2.6m3/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衬套外径比K=152/120=1.26＞1.1外套外径比K=240/152=1.58＞1.1机筒衬套和外套都属于厚壁圆筒胶料压力P=107Paa工作应力b装配应力c合成应力图2.1工作应力工作应力如图2.1a1衬套壁处：r=-P=-107Pat=P[R22+R12)/(R22-R12)]（2-6）=107[1202+602)/(1202-602)]=1.7×107Pa2衬套与外套结合面处：r=P[R12/(R22-R12)](1-R22/r2)（2-7）=107×3600/10800(1-1202/762)=-5×106Pat=P[R12/(R22-R12)](1+R22/r2)=1.2×107Pa3:外套轴向应力：z=P[R12/(R22-R12)]（2-8）=107×3600/10800=3.3×106Pa2.2装配应力的计算如图2.1bPk=/{[2r/E2(R22+r2)/(R22-r2）+N2]+2r/E1[(r2+R12)/(r2-R12)-N1]}（2-9）式中为压配时产生的过盈量0.046mmE1=206×103N/mm2E2=150×103N/mm2N1=0.3N2=0.25Pk=0.046/{[2X76/150(1202+762)/(1202-762+0.25)]+2X76/206[(762+602)/(762-602)-0.3]}=7.7N/mm21衬套壁处：r=0t=-2r2/(r2-R12)Pk=2×762/(762-602)×7.7=-40.88N/mm22衬套外壁处：r=-Pk=-7.7N/mm2t=-(r2+R12)/(r2-R12)Pk=-(3600+5776)/(5776-3600)Pk=-3.3N/mm2外套壁处：r=-Pk=-7.7N/mm2t=(R22+r2)/(R22-r2）Pk=20176/8624×7.7=18N/mm24.外套外壁处：r=0t=2r2/(R22-r2)Pk=2×76×76/(14400-5776)×7.7=10.3N/mm22.3合成应力的计算如图2.1C：危险点在衬套及外套壁处按第四强度理论衬套壁：xd=[1/2(r-t)2+(t-z)2+(z-r)2]1/2《[]（2-10）r=-107Pa=-1×10N/mm2t=1.7×107+(-40.88)=-23.88N/mm2z=0[]=278.3N/mm2xd=[1/2(-10+23.88)2+(-23.88-0)2+(10)2]1/2=20.77<[]满足强度要求(2)外套壁：xd=[1/2(r-t)2+(t-z)2+(z-r)2]1/2《[]（2-11）r=-5-7.7=-12.7N/mm2t=12+18=30N/mm2z=3.3N/mm2xd=[1/2(-12.7-30)2+(30-3.3)2+(3.3+12.7)2]1/2=37.96N/mm2[]=65N/mm2<[]满足强度要求2.4机筒上销钉的布置销钉布置在中间段和挤出段，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=1MPa乘以受力面积再除以6.Qp1=6×π/4×202×2/6=628N取650NQp1=Qp-(Cm/Cm+Cb)FQp=Qp1+(Cm/Cm+Cb)Fd≥650+0.25×3768≥3475NQp取3475N螺栓受总拉力Q=Qp+(Cm/Cm+Cb)FQ=34765+0.25×3768=4409N满足强度要求条件为：d1≥（2-12）螺栓查资料的[]=s/s=120N/mm2d1≥≥17.8mm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，中间段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33-38HRC。另外为了保证发现意外时，使销钉螺纹损坏，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7.8mm h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68.7mm为考虑其安全使用，可增大销钉直径为12mm，小圆台为10mm查阅资料，销钉的紧故螺纹取M18，旋合长度取20mm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，输出端采用花键与螺杆联接，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=1000/50=20i1第一级传动比i1==5.1i2第二级传动比i2=i1/(1.3-1.4)=3.9实际总传动比i=i1i2=5.1×3.9=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：I轴：nI=nm=1000rpmII轴：nII=n1/i1=1000/5.1=196rpmIII轴：nIII=nII/i2=196/3.9=50rpm螺杆nIII=50rpm各轴的输出功率：2=0.983=0.964=0.99I轴：PI=Pd4=90×0.99=89.1KwII轴：PII=Pd0112=Pd432=90×0.99×0.98×0.96=83.82KwIII轴：PIII=Pd011213=Pd43222=90×0.99×0.98×0.98×0.96×0.96=78.86Kw螺杆：PIII2=78.86×0.96=77.28KwIII：各轴的输出功率（各轴的输出功率乘以轴承的效率2）I轴：PI1=PI2=87.32KwII轴：PII1=PII2=82.14KwIII轴：PIII1=PIII2=77.28KwIV各轴的输入转矩电机轴的输出转矩Td=9550Pd/nm=9550×90/1000=859.5N.MI轴：TI=Tdi001=Tdi04=859.5×1×0.99=850.9N.MII轴：TII=TIi112=Tdi04i123=859.5×1×0.99×5.1×0.98×0.96=4082.7N.MIII轴：TIII=TIIi223=Tdi04i123i223=859.5×1×0.99×5.1×0.98×0.96×0.96×3.9=14980.N.MT螺=TIII2=14980×0.98=14680N.MV：各轴的输出转矩（各轴的输出转矩乘以轴承效率2）I轴：TI1=TI2=850.9×0.98=833.9N.MII轴：TII1=TII2=4082.7×0.98=4001.0N.MIII轴：TIII1=TII2=14980×0.98=14680.4N.M将以上各参数整理于下表4-1表4-1减速器总体分布功率P（Kw）转矩TN.m转速n(rpm)传动比i效率输入输出输入输出电机轴90859.9100010.99I轴89.187.32850.9833.910005.10.94II轴83.8282.144082.74001.01963.90.94III轴78.8677.281498014680.45010.98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该减速器的功率较大，故大小齿轮都采用40Cr调质及表面淬火，齿面强度为250-280HBSN1=60njLh=60×1000×1×10×300×8=1.4×109N2=N1/i1=0.27×109ZN1=1.0ZN2=1.1ZX1=ZX2=1Zw=1.6ZlvR=0.92Hlim1=Hlim2=690Mpa[H1]=Hlim1/SHminZN1Zx1ZwZLVR（4-1）=634.8Mpa[H2]=Hlim1/SHminZN2ZX2ZWZLVR=690/1.0×1.1×1.0×0.92=698.38Mpa按齿面接触强度确定中心距T1=833.9N.M=8.3×105n.mm初选螺旋角=11°Z==0.991初取KtZ2Et=1.0ZE=189.8a=0.4i=5.1端面压力角t===20.1686°基圆螺旋角b===10.3214°ZH==2.46at≥(u+1)3≥293取295mm估算模数Mn=（0.007-0.02）×295=（2.06-5.9）取4小齿轮齿数Z1=2acos/mn(u+1)=2×295×cos11/4×6.1=23.72Z2=uZ1=23.72×5.1=120.9取Z1=24Z2=121实际传动比i实=Z2/Z1=121/24=5.04传动比误差i=1i理-i实1/i理×100%=0.04/5.0=0.8%<5%允许修正螺旋角=arccosmn(Z2+Z1)2a=arccos4(121+24)/2×295=10.56°接近11°不用修正齿轮分度圆直径d1=mnZ1/cos=4×24/cos10.56=97.654mmd2=mnZ2/cos=492.358mm圆周速度V=d1n1/60×103=3.14×97.654×100/60×103=5.11故采用8级精度验算齿面接触疲劳强度KA=1.0VZ/100=5.11×24/100=1.23KV=1.17齿宽b=a×a=0.4×295=118b/d1=118/97.654=1.208K=1.23K=1.2K=KAKKVK=1.0×1.17×1.23×1.2=1.727计算重合度：齿顶圆直径：da1=d1+2ham=97.654+2×4×1=105.654da2=492.338+2ham=500.338端面压力角：t=arctan(tann/cos)=20.3181°齿轮基圆直径:db1=d1cost=97.654×cos20.3181°=91.578mmdb2=d2cost=492.338×cos20.3181°=461.704mm端面齿顶圆压力角：at1=arccos(db1/da1)=arccos(91.578/105.654)=21.9143°at2=arccos(db2/da2)=arccos(461.704/500.338)=22.6634°=1/[Z1(tanat1-tant)]+Z2[(tanat2-tant)]=1/[24(0.5754-0.3703)]+Z2[(0.4176-0.3703)]=1.695=bsin/mn=118sin10.56/(3.14×4)=1.722Z==0.768Z===0.991基圆螺旋角：b=arctan(tancost)（4-2）=tan10.56cos20.3181=arctan(0.186×0.938)=9.897°ZH===2.46计算齿面接触应力：H=ZHZEZZ（4-3）=2.46×189.8×0.768×0.991×=621.8Mpa<634.8Mpa安全验算齿根弯曲疲劳强度：Flim1=Flim2=290MpaYN1=YN2=1.0m=4<5Yx1=Yx2=1.0YST=2.0SFmin=1.4（4-4）[F1]=[F2]=414MpaZV1=Z1/cos3=24/cos310.56=25ZV2=Z2/cos3=121/cos310.56=127YFa1=2.56YFa2=2.30Ysa1=1.65Ysa2=1.81Y=1-=0.912Y=0.25+0.75cos310.56/1.695=0.670计算齿根弯曲应力：F1=YFa1Ysa1YY（4-5）=161.286<290Mpa安全F2=F1（Ysa2YFa2/YFa1Ysa1）（4-6）=161.286（2.20×1.81/2.56×1.65）=152.046<290Mpa安全主要参数如下：d1=97.654mmd2=492.338mmda1=105.654mmda2=500.338mmdf1=d1-2(ha×+c×)mn=87.657mmdf2=d1-2(ha×+c×)mn=482.338mma=1/2(d1+d2)=294.5=295mm齿宽b2=b=118mmb1=b2+(5-10)=126mm4.2.2计算低级传动齿轮小齿轮选用40Cr，齿面硬度在250-280HBS之间大齿轮选用ZG310-570正火处理硬度162-185HBS之间计算寿命：N1=60njLh=60×1×10×300×8×196=2.82×108N2=2.82×108/3.9=7.2×107Zx1=Zx2=1.0取SHmin=1.0Zw=1.0ZLVR=0.92ZN1=1.1ZN2=1.18Hlim1=690MpaHlim2=490Mpa[H1]=Hlim1/SHminZN1Zx1ZwZLVR（4-7）=690×1.1×1.0×0.92=698.3Mpa[H2]=(440/1.0)×1.0×0.92×1.18=477.7Mpa[H1]<[H2]取[H]=[H2]=477.7MpaT1=4001000N.mm初定螺旋角=12°Z===0.989初取KtZ2t=1.0ZE=188.9MpaU=3.9=0.4端面压力角=arctan(tan/cos)=20.4147°基圆螺旋角b=arctan(tancos)=11.2868°（4-8）==2.45a(u+1)3（4-9）517.4取520mmMn=3.64-10.4取6Z1=2acos/mn(u+1)=2×520×cos12°/6×4.9=34.6Z2=UZ1=3.9×34.6=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=arccos=11.2547°可不修正d1=mnZ1/cos=6×35/cos11.2547°=214.118mmd2=mnZ2/cos=6×135/cos11.2547°=825.882mm周围速度V=d1n1/60×103=3.14×214.118×196.1/60×103=2.2m/s取8级精度验算齿面接触疲劳强度：KA=1.0UZ1/100=2.20×35/100=0.77m/sKV=1.05b=a.a=0.4×520=208b/d1=208/214.118=0.971k=1.08K=1.2K=KAkKKV=1×1.2×1.08×1.05=1.361计算重合度齿顶圆直径：da1=d1+2ha*m=214.118+2×1×6=226.118mmda2=d2+2ha*m=825.882+12=887.882mm端面压力角：at=arctan(tan/cos)=arctan(tan20/cos11.2547)=20.3618°齿轮基圆直径：db1=d1cos=214.118×cos20.3618°=200.739mmDb2=d2cos=925.882×cos20.3618°=774.276mm端面齿顶压力角：at1=arccos(db1/da1)=arccos(200.788/226.118)=27.4072°at2=arccos(db2/da2)=arccos(774.276/837.882)=22.4689°=1/2[Z1(tanat1-tant)+Z2(tanat2-tant)]（4-10）=1/2[35(0.591-0.371)+135(0.414-0.371)]=1/2×3.14[5.18+5.81]=1.750=bsin/mn=208sin11.2547°/3.14×6（4-11）=2.15Z==0.756Z===0.990基圆螺旋角：b=arctan(tancost)（4-12）=arctan(tan11.254cos20.3618)=10.5733°ZH===2.46计算齿面接触应力：H=ZHZEZZ（4-13）=2.46×189.8×0.756×0.99×=416.6Mpa<477.7Mpa安全Hlim1=290MpaHlim2=152MpaYN1=YN2=1YX1=YX2=1.0YST=2.0SFmin=1.4[F1]=414Mpa[F2]=217MpaYFa1=2.46YFa2=2.22YSa1=1.65YSa2=1.82=2.15>1Y=1-(11.2547/120)=0.906Y=0.25+0.75cos3b/=0.654计算齿根弯曲应力：F1=2K/bd1mn(YFa1YSa1YY)（4-14）=2×3.14×4001000/(208×214.118×6)×2.46×1.65×1.654×0.906=87.04<[H]414Mpa安全F2=F1YFa2YSa2/YFa1YSa1（4-15）=2.22×1.82/(2.46×1.65)×87.04=86.64<217Mpa安全低级传动齿轮主要参数：d1=214.118mmd2=825.882mmda1=226.118mmda2=837.882mmdf1=214.118-2×1.25×6=199.118mmdf2=810.882mma=1/2(d1+d2)=520mm齿宽b2=b=208mmb1=b2+(5-10)=216mmZ1=35Z2=135U=3.9=11.2547°4.3轴及轴承的的计算与校核4.3.1各轴轴径的初步估算按扭矩强度来估算轴径d:（4-16）I：高速轴材料为40CrA=100P=89.1Kwn=1000rpmd=45II：中间轴材料为45号钢A=110P=83.82Kwn=196rpmd=83III：低速轴材料为45号钢A=110P=78.86Kwn=50rpmd=128由于可能在轴上开键槽为满足轴的强度要求，对原轴应加粗5%I轴：d1=45×5%+45=47.25mmII轴：d2=83×5%+83=87.15mmIII轴：d3=128×5%+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102取123即去104取12壁长L=3744.3.2轴的具体结构设计I高速轴：dI1=97.654bI1=126轴径大于47，所以只能做齿轮轴。轴承选7310E径50T=29.25结构简图如下图4.2高速轴结构简图II轴：d12=492.338b12=118dII1=214.118bII1=216轴承选3318E径90T=46.5根据轴径判断键槽26×18结构简图如下图图4.3II轴结构简图III轴：dII2=825.882bII2=208轴承选2007928径140外径190T=32键槽为36×20结构尺寸入下图图4.4III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=8.3×105N.mm高速级齿轮d1=97.654mm=10.56°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=2T1/d1=2×833900/97.654=1.7×104NFa=Fttg=1.7×104×tg10.56=3.2×103NFr=Fttg/cos=1.7×104×0.364/0.983=6.3×103N水平面：F1+F2=1.7×104F1×451=Ft×359.5F1=17000×359.5/451=1.4×104NF2=3×103NM=d1/2Fa=97.654/2×6.3×103=3.1×105N.mmMH1=MH2=F1×91.5=F2×359.5=1078500N.mm垂直面：F11+F21=Fr=6300NF11-451-Fr×359.5=3.1×105N.mmF11=6300×359.5+3.1×105/451=5709NF21=591NMV1=91.5×5709=522374N.mmMV2=591×359.5=212465N.mm转矩：T=833900N.mm计算合成弯矩:M1（4-17）Mca1（4-18）=1.29×106N.mmMca2=1.20×106N.mmMca3=0.6T=0.6×833900=5.0×105N.mm有Mca图可知:危险面在I—I上Mca=1.29×106N.mm直径60W=/32d13=3.14×603/32=21195mm2ca=Mca/W=1.29×106/2.12×104=61Mpa[]H=70Mpaca<[]-1满足强度要求中间轴：原始数据：T=4001N.m=4000000N.mmd12=492.338=20=10.56°右旋d112=214.118=20=11.2547°右旋齿轮受力：I：Ft2=2T1/d1=2×4000000/492.338=16249NFr2=Ft2tg/cos=16253×0.364/0.983=6018NFa2=Ft2tg=16253tg10.56=3030NII：Ft3=2T1/d1=2×4×106/214.48=37363NFr3=Ft3tg/cos=37363×0.364/0.981=13864NFa3=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+Ft3F1.439-Ft2154.5-Ft2(179+154.50)=0F1+F2=16249+37363F1439=1.02×107F1=2.6×104NF2=2.8×104NMH11=MH12=2.6×104×105.5=2.7×106N.mmMH111=MH112=2.8×104×154.5=4.3×10+N.mmII：垂直面受力：F11+F21+Fr2-Fr3=0F11439+Fr2(179+145.5)-M1-M11-Fr3154.5=0F11=7.5×105+8.0×105+13864×154.5-6018×333.5/436=3.9×103NF21=Fr3-Fr2-F11=3946NMVI1=F11×105.5=4.1×105N.mmMVI2=MVI1-M1=4.1×105-7.5×105=-3.4×105N.mmMVII2=F21×154.5=3946×154.5=6.1×105N.mmT=4000000N.mm计算扭矩（合成）Mca==0.6M=Mca11===3.6×106N.mmMca12===3.6×106N.mmMca111===5.1×106N.mmMca112===5.0×106N.mm有Mca可知II-II处危险面：Mca=5.1×106N.mm直径100mmW=d3/32=3.14×1000000/32=98125mm3ca=Mca/w=51Mpa45钢正火[-1]=55Mpa安全低速轴：原始数据：T=14980N.m=14980000N.mmd112=825.882b112=208=11.2547°左旋n=20°齿轮受力图如图4.7所示图4.7低速级齿轮受力简图Ft4=2T1/d1=2×14980000/825.882=3.6×104NFr4=Ft4tgn/cos=13104/0.98=13358NFa4=Ft4rg=36000×0.199=7164NII:水平面受力分析：N289.5III：扭矩：由图可知危险截面在III—III处此处中空直径∴45钢正火处理所以满足强度要求4.4轴承的校核本次设计将三轴的轴承都面对面安装I：高速轴轴承型号为7310E计算其寿命先求轴承所受径向力（4-19）附加轴向力：S=R/2r∴方向如图4.8所示图4.8高速轴轴承安装方向∴∵∴利用插值法：X=1Y=0X=0.4Y=1.6因此（4-20）所以用来计算寿命（4-21）II：中间轴：轴承型号7318E先计算轴承所受径向力：附近轴向力：图4.9中间轴轴承安装方向∴向左∴左紧又松∴∵∴因此所以用来计算其寿命Ⅲ低速轴轴承型号为2007928计算轴承的寿命先计算轴承所受径向力附加轴向力：图4.10低速轴轴承安装方向