橡胶冷喂料挤出机项目设计方案

橡胶喂料出机目设方案第一章计方案的初步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，并采用蒸汽加热化段和挤出段要进行冷却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，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机构计及要艺数确螺杆直径：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，L=120×14=1680mm长度分配为L=560mm,间段L=700mm,挤出段L=420mm123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,β=β=13.45°23落槽深度H：加料段：螺棱H=（0.125-0.17（15-20.4）取18mm1沟槽为8mm中间段和挤出段H=H=18mm23螺纹断面形状：取矩形断面，推料表面与螺杆根径用小圆弧=6mm,过渡螺纹背面，1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螺杆消功与机选功率的计算：N=D

3

(L/D)nk10

-5

K

W

（1-1）式中D=120mm=12cmL/D=14n=424/(D临

-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=12

3

1440610

-5

N=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P=P/ηdw

a式中p=58.06KWwη=η3η3η=0.963×0.993×0.97=0.84a123P=69.12KWd

故取75KW确定电机的转速：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：n=nd

螺杆

i=40×(8-40)=320-1600r/minn1000r/mind选Z4-225-31

按工作要求和条件：选用直流电机查机械手册得：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螺杆强校剪应力的计算：N/mm

2Mn=9550000Nmax/nηmaxN电机最大功率n螺杆最大转速maxmaxη取0.7-0.8Mn=955000090/500.7=17190000N.mmWn=π/16d3(1-4)1d螺杆根径1

为内孔径/螺纹根径d120-218=84mm1

取40Wn=π/16843(1-（40/84）4

)=110337mm

3=17190000/110337=136N/mm压应力计算：

2N/mm

2P-胶料对螺杆的轴向作用力N；F-截面断面积mm

2P=200F

1

F为螺杆外径投形面积cm21=200π/412

2

=22608NF=π/4d

1

2

=3.14/4842=5539mm

2=22608/5539=4.1N/mm弯曲应力的计算

2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/m

3G=π/8(D

2

+Ds

2

)L/D127.910

-3=3.14/8×(144+72.56)×14127.910

-3=111.77KgMmax=111.771680/2=93887N.mmWz=π/32(d

1

3

(1-

4

))=3.14/3284

3

(1-

4

)=1/2Wn=55169mm

3∴G=Mmax/Wz=1.7N/mm强度计算：

2按第三强度理论计算螺杆材料38CrMoAlA=

（1-3）=

2=272N/mm

2[]=s/n

s

n=3s

s

=835[]=835/3=278.33N/mm故螺杆满足要求。

2第二章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，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衬套外径为152mm，外套外径去240mm2.1加冷却通的设计和校核2.1.1加料机此段需要加热加热蒸汽中空30mm加热介质为3-4公斤/里面2

饱和蒸汽。2.1.2中间和出机需要冷却，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/C（t2-t1）机式中C=1col/g.ct2-t1=2°Q

机

=Q-QN

机头

-Q-Q-Q胶散

螺

（2-1）式中Q=860N(65-85)%Kcal/hNQ=8609070%=4.210N

4

cal/hQ

机头

=0Q=GC（t-t）Kcal/h胶胶出进G=D3n=3.841.2350=332Kg/hC=0.45Kcal/kg.°Ct取120℃t取24℃胶出进

（2-2）C=0.4596332=14342Kcal/h胶Q=Fα（t-t）Kcal/h散机介

（2-3）F=πdl=2003.1412014=1.06m

2α=1.02[（t机-t介）/]

-4=3.97Kcal/Kg.℃Q=1.063.9746=194Kcal/h散Q=G螺

冷螺

C（t-t）Kcal/h冷出进

（2-4）G

冷螺

=2.510

3

Kg/hC=1Kcal/Kg.℃t-t=2℃冷出进Q=2.5×103×1×2=5.0×103Kg/h螺Q

机

=Q-QN

机头

-Q-Q-Q胶散

螺

（2-5）=4.2×10

4

-0-14542-134-5000=10.2×10

3

Kcal/hG=10.2×103/（1×2）=5.1×103Kg/h体积流量为5.1×10

3

m

3

/hG

冷机筒

=G-G

冷螺

=5.1-2.5=2.6m

3

/h国产的挤出机的机筒的冷却水用量的参考值的3/h故满足要求2.1.3机筒强校衬套根据前面提到的材料问题可选外套材料选衬套外内径比K=152/120=1.26＞1.1外套外内径比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=10

7

Paa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衬套内壁处：r=-P=-10

7

Pat=P[R

2

2

+R

1

2

)/(R

2

2

-R

1

2

)]

（2-6）=10

7

[120

2

+60

2

)/(120

2

-60

2

)]=1.7×10

7

Pa2衬套与外套结合面处：r=P[R

1

2/(R22

-R

1

2

)](1-R

2

2

/r

2

)

（2-7）=107×3600/10800(1-1202/762)=-5×10

6

Pat=P[R

1

2

/(R

2

2

-R

1

2

)](1+R

2

2

/r2)=1.2×107Pa3:外套轴向应力：z=P[R

1

2/(R2-R221

)]

（2-8）=10

7

×3600/10800=3.3×10

6

Pa2.2装应力的算如图2.1bPk=/{[2r/E(R2

2

2

+r

2

)/(R

2

2

-r

2

）+N]+2r/E[(r21

2

+R

1

2

)/(r

2

-R

1

2

)-N]}（2-9）1式中为压配时产生的过盈量0.046mmE=206×101

3

N/mm

2E=150×102

3

N/mm

2N=0.31N=0.252Pk=0.046/{[2X76/150(120

2

+76

2

)/(120

2

-76

2

+0.25)]+2X76/206[(76

2

+60

2

)/(76

2

-60

2

)-0.3]}=7.7N/mm

21衬套内壁处：r=0t=-2r

2

/(r

2

-R

1

2

)Pk=2×76

2

/(76

2

-60

2

)×7.7=-40.88N/mm

22衬套外壁处：r=-Pk=-7.7N/mm

2t=-(r2+R2)/(r2-R2)Pk11=-(3600+5776)/(5776-3600)Pk=-3.3N/mm

2外套内壁处：r=-Pk=-7.7N/mm

2t=(R

2

2

+r

2

)/(R

2

2

-r

2

）Pk=20176/8624×7.7=18N/mm

24.外套外壁处：r=0t=2r2/(R2-r2)Pk2=2×76×76/(14400-5776)×7.7=10.3N/mm

22.3合应力的算如图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：xd=[1/2(r-t)2+(t-z)2+(z-r)2]《[]）r=-10

7

Pa=-1×10N/mm

2t=1.7×10

7

+(-40.88)=-23.88N/mm

2z=0[]=278.3N/mm

2xd=[1/2(-10+23.88)

2

+(-23.88-0)

2

+(10)

2

]

1/2=20.77<[]满足强度要求(2)外套内壁：xd=[1/2(r-t)

2

+(t-z)

2

+(z-r)

2

]

1/2

《[]）r=-5-7.7=-12.7N/mm

2t=12+18=30N/mm

2z=3.3N/mm

2xd=[1/2(-12.7-30)2+(30-3.3)2+(3.3+12.7)2]1/2=37.96N/mm

2[]=65N/mm

2

<[]满足强度要求2.4机上销钉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机上各处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，每处都均布得个螺栓，它们所受的力主要是轴向前面可知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.Qp

1

=6×π/4×20

2

×2/6=628N取650NQp1=Qp-(C/C+C)FmmbQp=Qp

1

+(C/C+C)Fd≥650+0.25×3768mmb≥3475NQp取3475N螺栓受总拉力Q=Qp+(C/C+C)FmmbQ=34765+0.25×3768=4409NQ满足强度要求条件为：d≥1[]螺栓查资料的[]=/s=120N/mmsd≥4.131≥17.8mm所以机筒上各处螺栓取M20

2

（2-12）第三章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（一共排，每排6个，中间段6排，挤出段2排）3.1销的初步计通过查阅有关资料，销钉端部都应制成圆台，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，销钉采用为了保证硬度要求，要进行分段热处理部分度和耐磨要求质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HB250-280.3.2销具体尺的设计（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6d

8

7.82.823.148.7mm为考虑其安全使用，可增大销钉直径为，小圆台为查阅资料，销钉的紧故螺纹取，旋合长度取20mm第四章轮减速器的设4.1传部分的计参数的选取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=n/n=1000/50=20总d螺i第级传动比i==5.111i二级传动比i=i/(1.3-1.4)=3.9221实际总传动比i=ii=5.1×3.9=19.8912i=Ii-iI/i=19.89-20/19.89=0.5%<5%总运动和动力参数的计算各轴的转速：I轴：n=n=1000rpmm轴：n=n/i=1000/5.1=196rpm11轴：n=n/i=196/3.9=50rpmIIIII2螺杆n=50rpmIII各轴的输出功率：2

=0.98

3

=0.96

4

=0.99I轴：P=P=90×0.99=89.1KwId4II轴：P=PII

d0112

=P

d432=90×0.99×0.98×0.96=83.82KwIII轴：P=PIII=P

d01121322d432=78.86Kw螺杆：P

III2

=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轴：P1=P=87.32Kw2II轴：P

II

1

=P=82.14KwII2III轴：P

III

1

=P

III2

=77.28KwIV各轴的输入转矩电机轴的输出转矩T=9550P/n=9550×90/1000=859.5N.MddmI轴：T=Ti=Ti=859.5×1×0.99=850.9N.MId001d04轴：T=Ti=Tii112d04

123III轴：T=Ti=TiiiIIIII223d04123

223=859.5×1×0.99×5.1×0.98×0.96×0.96×3.9=14980.N.MT=T螺

III2

=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轴：T1=T=850.9×0.98=833.9N.M2II轴：T1=T=4082.7×0.98=4001.0N.MIIII2III轴：T

III

1

=T=14980×0.98=14680.4N.MII2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

传动

效率输入

输出

输入

输出

n(rpm)

比电机轴

i90859.9100010.99I轴89.187.32

850.9

833.9

1000

5.1

0.94II轴83.82

82.14

4082.7

4001.0

196

3.9

0.94III

78.8677.281498014680.450轴螺杆77.2814680504.2齿传动计4.2.1高速齿传的核算

10.98由于该减速器的功率较大，故大小齿轮都采用调质及表面淬火，齿面强度为250-280HBSN=60njLh=60×1000×1×10×300×81=1.4×10

9N=N/i=0.27×10211

9Z=1.0Z=1.1Z=Z=1Z=1.6Z=0.92N1N2X1X2wlvRHlim1

=

Hlim2

=690Mpa[]=H1

Hlim1

/S

Hmin

ZZZZN1x1w

LVR

（4-1）=634.8Mpa[]=H2

Hlim1

/S

Hmin

ZZZZ=690/1.0×1.1×1.0×0.92N2X2WLVR=698.38Mpa按齿面接触强度确定中心距T=833.9N.M=8.3×105n.mm1初选螺旋角=11°Z==0.991初取KtZ2Et=1.0Z=189.8E

a

=0.4i=5.1端面压力角t===20.1686°基圆螺旋角==b=10.3214°Z==2.46Hat≥(u+1)

3≥293

取295mm估算模数M=（0.007-0.02（2.06-5.9）取n小齿轮齿数Z=2acos/m(u+1)1n=2×295×cos11/4×6.1=23.72Z=uZ=23.72×5.1=120.921取Z=24Z=12112实际传动比i=Z/Z=121/24=5.04实21传动比误差i=1i-i1/i×100%理实理=0.04/5.0=0.8%<5%允许修正螺旋角=arccosm(Z+Z)2an21=arccos4(121+24)/2×295=10.56°接近11°不用修正齿轮分度圆直径d=mZ/cos1n1=4×24/cos10.56=97.654mmd2=mnZ2/cos=492.358mm圆周速度V=dn/60×1011

3=3.14×97.654×100/60×10

3=5.11故采用8级精度验算齿面接触疲劳强度K=1.0V/100=5.11×24/100=1.23K=1.17AZV齿宽b=a×a=0.4×295=118b/d1=118/97.654=1.208K=1.23K=1.2K=KKKK=1.0×1.17×1.23×1.2AV=1.727计算重合度：齿顶圆直径：da=d+2hm=97.654+2×4×1=105.65411ada=492.338+2hm=500.3382a端面压力角：=arctan(tann/cos)=20.3181°t齿轮基圆直径:db=dcos=97.654×cos20.3181°11t=91.578mmdb=dcos=492.338×cos20.3181°22t=461.704mm端面齿顶圆压力角：=arccos(db/da)=arccos(91.578/105.654)at111=21.9143°at2

=arccos(db/da)=arccos(461.704/500.338)22=22.6634°=1/[Z(tan-tan)]+Z[(tan-tan)]1at1t2at2t=1/[24(0.5754-0.3703)]+Z2=1.695=bsin/m=118sin10.56/(3.14×4)=1.722nZ==0.768Z===0.991基圆螺旋角：b=arctan(tancost)（4-2）=tan10.56cos20.3181=arctan(0.186×0.938)=9.897°Z===2.46HH

=ZZZZHE

计算齿面接触应力：

（4-3）=621.8Mpa<634.8Mpa

833000011897.6542安全验算齿根弯曲疲劳强度：Flim1

=

Flim2

=290MpaY=Y=1.0m=4<5Y=Y=1.0N1N2x1x2Y=2.0SFmin=1.4ST（4-4）[F1]=[F2]=414MpaZ=Z/cos3=24/cos310.56=25V11Z=Z/cos3=121/cos310.56=127V22Y=2.56Y=2.30Y=1.65Y=1.81Fa1Fa2sa1sa2Y=1-=0.912Y=0.25+0.75cos310.56/1.695=0.670计算齿根弯曲应力：F2

=YYYYF1Fa1sa1=（YY/YY）F1sa2Fa2Fa1sa1

=161.286<290Mpa安全=161.286（2.20×1.81/2.56×1.65）=152.046<290Mpa安全主要参数如下：d=97.654mmd=492.338mm12

（4-5）（4-6）d=105.654mmd=500.338mma1a2d=d1-2(haf1

×

+c

×

)m=87.657mmd=d-2(hanf21

×

+c

×

)m=482.338mmna=1/2(d+d)=294.5=295mm12齿宽b=b=118mmb=b+(5-10)=126mm2124.2.2计算低级传动齿轮小齿轮选用40Cr，齿面硬度在250-280HBS间大齿轮选用ZG310-570正火处理硬度162-185HBS之间计算寿命：N=60njLh=60×1×10×300×8×196=2.82×101

8N=2.82×108/3.9=7.2×102

7Z=Z=1.0x1x2

取S

Hmin

=1.0Z=1.0Z=0.92wLVRZ=1.1Z=1.18N1N2

Hlim1

=690Mpa

Hlim2

=490Mpa[]=H1

Hlim1

/SZZZZHminN1x1w

LVR

（4-7）=690×1.1×1.0×0.92=698.3Mpa[]=(440/1.0)×1.0×0.92×1.18=477.7MpaH2[]<[]H1H2

取[]=[]=477.7MpaHH2T=4001000N.mm初定螺旋角=12°1Z===0.989初取KZt

2

t=1.0Z=188.9MpaEU=3.9=0.4端面压力角=arctan(tan/cos)=20.4147°基圆螺旋角=arctan(tancos)=11.2868°b（4-8）==2.45a(u+1)

3

（4-9）517.4取520mmM=3.64-10.4取6nZ=2acos/m(u+1)1n=2×520×cos12°/6×4.9=34.6Z=UZ=3.9×34.6=134.921Z35Z13512i=Z/Z=135/35=3.86实21i=|3.9-3.86|/3.9=1%<5%修正角=arccos=11.2547°

允许可不修正d=mZ/cos=6×35/cos11.2547°1n1=214.118mmd=mZ/cos=6×135/cos11.2547°2n2=825.882mm周围速度V=dn/60×1011

3=3.14×214.118×196.1/60×10

3=2.2m/s

取8级精度验算齿面接触疲劳强度：K=1.0UZ/100=2.20×35/100=0.77m/sA1K=1.05b=.a=0.4×520=208Vab/d=208/214.118=0.971k=1.081K=1.2K=KkKKAV计算重合度齿顶圆直径：da=d+2ha*m=214.118+2×1×6=226.118mm11da=d+2ham=825.882+12=887.882mm22端面压力角：at=arctan(tan/cos)=arctan(tan20/cos11.2547)=20.3618°齿轮基圆直径：db=dcos=214.118×cos20.3618°11=200.739mmDb=dcos=925.882×cos20.3618°22=774.276mm端面齿顶压力角：at=arccos(db/da)111=arccos(200.788/226.118)=27.4072°at=arccos(db/da)222=arccos(774.276/837.882)=22.4689°=1/2[Z(tanat-tant)+Z(tanat-tant)]（4-10）1122=1/2[35(0.591-0.371)+135(0.414-0.371)]=1/2×3.14[5.18+5.81]=1.750=bsin/m=208sin11.2547°/3.14×6（4-11）n=2.15Z==0.756Z===0.990基圆螺旋角：b=arctan(tancost)（4-12）=arctan(tan11.254cos20.3618)=10.5733°Z=H=

0.349H

=ZZZZHE

=2.46计算齿面接触应力：

（4-13）=416.6Mpa<477.7Mpa

208安全Hlim1

=290Mpa

Hlim2

=152MpaY=YN2=1Y=YX2=1.0N1X1Y=2.0SST

Fmin

=1.4[]=414Mpa[]=217MpaF1F2Y=2.46Y=2.22Fa1Fa2Y=1.65Y=1.82Sa1Sa2=2.15>1Y=1-(11.2547/120)=0.906Y=0.25+0.75cos

3

b

/F1

=2K/bd1mn(YYYY)Fa1Sa1

=0.654计算齿根弯曲应力：

（4-14）=87.04<[]414Mpa安全HF2

=YY/YYF1Fa2Sa2Fa1

Sa1

（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：d=214.118mmd=825.882mm12d=226.118mmd=837.882mma1a2d=214.118-2×1.25×6=199.118mmd=810.882mmf1f2a=1/2(d+d)=520mm12齿宽b=b=208mmb=b+(5-10)=216mm212Z=35Z=13512U=3.9=11.2547°4.3轴轴承的计算与校核4.3.1各轴径初估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=196rpmIII：低速轴

d=83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I轴：d1=45×5%+45=47.25mm轴：d2=83×5%+83=87.15mm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122

1.2为箱壁厚取10

2

取123

即去104

取12内壁长L=3744.3.2轴的体构计I高速轴：d

I

1

=97.654b

I

1

=126轴径大于47，所以只能做齿轮轴选7310E内径50T=29.25结构简图如下图4.2高速轴结构简图II轴

2

=492.338b1

2

=118d

II

1

=214.118b

II

1

=216轴承选3318E

内径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

内径140外径190

T=32键槽为36×20结构尺寸入下图图4.4III轴结构简图4.3.3各轴强校I高速轴：

原始数据：T

I

1

=833.9N.m=8.3×10

5

N.mm高速级齿轮d=97.654mm1=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F=2T/d=2×833900/97.654=1.7×10t11

4

NF=Ftg=1.7×10……4×tg10.56=3.2×10at

3

NFr=Ftg/cos=1.7×104×0.364/0.983t=6.3×10

3

N水平面：F+F=1.7×1012

4F×451=F×359.51tF=17000×359.5/451=1.4×101

4

NF=3×103N2M=d/2F=97.654/2×6.3×103=3.1×105N.mm1aMH=MH=F×91.5=F×359.5=1078500N.mm1212垂直面：F

1

+F1

=F=6300NrF1-451-F×359.5=3.1×105N.mm1rF

1

1

=6300×359.5+3.1×10

5

/451=5709NF

2

1

=591NMV=91.5×5709=522374N.mm1MV=591×359.5=212465N.mm2转矩：T=833900N.mm计算合成弯矩:M（4-17）1M（4-18）ca1=1.29×10

6

N.mmM

ca2=1.20×10

6

N.mmM=0.6T=0.6×833900=5.0×105N.mmca3有M图可知:危险面在I—I上caM=1.29×10ca

6

N.mm直径60W=/32d13=3.14×603/32=21195mm

2ca=Mca/W=1.29×10

6

/2.12×10

4=61Mpa[]=70Mpaca<[]H

-1

满足强度要求中间轴：原始数据：T=4001N.m=4000000N.mmd2=492.338=20=10.56°右旋1d

11

2

=214.118=20=11.2547°右旋齿轮受力：I：Ft=2T/d=2×4000000/492.338=16249N211Fr=Fttg/cos=16253×0.364/0.983=6018N22Fa=Fttg=16253tg10.56=3030N22II：Ft=2T/d=2×4×106/214.48=37363N311Fr=Fttg/cos=37363×0.364/0.981=13864N33Fa=Fttg37363=7435N33受力如图4.6：图4.6中间轴齿轮受力简图I：水平面受力：F+F=Ft+Ft122

3F.439-Ft154.5-Ft(179+154.50)=0122F+F=16249+3736312F439=1.02×101

7F=2.6×104N1F=2.8×102

4

NMH=MH=2.6×101112

4

×105.5=2.7×10

6

N.mmMH1=MH=2.8×104×154.5=4.3×10+N.mm11112II：垂直面受力：F

1

1

+F

2

1

+F

r

2

-F

r

3

=0F1439+F2(179+145.5)-M-M-F3154.5=01r111rF

1

1

=7.5×10

5

+8.0×10

5

+13864×154.5-6018×333.5/436=3.9×10

3

NF1=F3-F2-F1=3946N2rr1M=FVI1

1

1

×105.5=4.1×10

5

N.mmM=M-M=4.1×10VI2VI11

5

-7.5×10

5

=-3.4×10

5

N.mmM

VII2

=F1×154.5=3946×154.5=6.1×105N.mm2T=4000000N.mm计算扭矩（合成）Mca==0.6M=M

ca11

==)6)(4000000

2=3.6×10

6

N.mmMc=a12=(3.4

)

2

(2.7

6

)

2

2=3.6×106N.mmM

ca111

==

6

)

2

6

)

2

(40000000.6)

2=5.1×10

6

N.mmM

ca112

==(6.15)0.6)

2=5.0×10

6

N.mm有Mca可知II-II处危险面：Mca=5.1×106N.mm

直径100mmW=d/32=3.14×1000000/32=98125mm3

3ca

=Mca/w=51Mpa45钢正火[-1]=55Mpa低速轴：

安全原始数据：T=14980N.m=14980000N.mmd2=825.882b2=208=11.2547°1111n=20°齿轮受力图如图4.7所示

左旋图4.7低速级齿轮受力简图Ft4=2T1/d1=2×14980000/825.882=3.6×10

Fr4=Ft4tgn/cos=13104/0.98=13358NFa4=Ft4rg=36000×0.199=7164NII:水平面受力分析：F'

r'

r4

0F'

13358F'61F'2.43NF'N'1

3Mr2215758)

6

N

3III：扭矩：

NMM

H

2

r

2MMca

H

M

r

T)

M

M

H

2

M

r

2

T)()5)214980000)

2M

M

H

2

r

2

T(

6

)

2

6

)

2

(14980000

2M

6N0.614980000

M图可知

此处

危险截面在III—III处M6ca中空直径11

d44)1

32

(1464504)301177

3

6

30117745钢正火处理4.4轴的校核

[]

30MPa所以满足强度要求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

CCrore0.35

r2.1计算其寿命先求轴承所受径向力

R

RF2F11

2

4

)

2

(5709)

2

（4-19）

4

NF22

2

2

2

(3

3

)

2

(591)N附加轴向力：S=R/2r1

4

3.4

N

3100

3.4

912方向如图4.8所示图4.8高速轴轴承安装方向FF1A4412NA1212N2∵

A

4412R15000

∴利用插值法：X=1Y=0A

1212R3100

X=0.4Y=1.6因此

PfA)m11

（4-20）22500PffA)2m24769所以P

来计算寿命h

10

6

60n

(

fct

p

)

（4-21）

10

3

n1000

II：中间轴：轴承型号7318E

C322Crrr1.7

e先计算轴承所受径向力：RRF2F1

R(2.6

4

)

2

3

)

22.63

NRF2

F

4

)

2

(3946)

22.83附近轴向力：

N图4.9中间轴轴承安装方向

R

2r

26300

2N

28300

2F2

8324向左∴左紧又松a832412729A83242∵

A∴

12729R26300X0.4

))A

8324R28300

因此

2PfR)112729)PfXA)2m22N所以P计算其寿命10h

n

fct

10

3

196

10

6

60

322000

46329

10

3Ⅲ

低速轴轴承型号为2007928

CCr0re计算轴承的寿命

先计算轴承所受径向力

R

RRF2F11

2(2400)

1449856815760000NRF

F

'

2

1575828677附加轴向力：图4.10低速轴轴承安装方向

R

2r

12278

22.12923N

R

2r

r

4.2

6828FS(29237164)Fb2a

2

fc6fc6∴

A2923NA10087N1aA1

A

10087R28671

X0.4

1.6因此

PfR)118417PfXA)2m2210887)41411N所以利来计算其寿命：10h

(tn

103

n50

)h

三根轴的轴承满足使用要求避免了轴承使用寿命过短而产生浪费，影响生产。4.5各上的平校核中间轴上的两个平键，低速轴上有一个平键pp平键强度满足的条件

p

273

/其中T

转矩

L

N0.5h为工作长度[]p

许用挤压应力中间轴两处平键：b28

（轴径100）根据齿宽

l为键长l取90mm

减去bl取180mmK

2

p

4001000

p

100

查表对于[]

[]2

均小于

[]p因此两处平键均合格低速轴的一处平键l

取170

b20k

取10

Nd146N

21