雙螺桿擠出機設計論文說明書

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1、1雙螺桿擠出機設計概述 1.1 雙螺桿擠出機概述 塑料擠出成型是在擠出機中通過加熱、加壓而使塑料以及熔融流動狀態連續通過口模成型的方法，或簡稱為擠塑。擠出成型是聚合物加工中出現較早的一門技術,在19世紀初已有使用。擠出成型可加工的聚合物種類很多,制品更是多種多樣,成型過程也有許多差異比較常見的是以固體塊狀加料擠出制品的過程。其擠出成型過程為:將顆粒狀或粉狀的固體物料加入到擠出機的料斗中,擠出機的料筒外面有加熱器,通過熱傳導將加熱器產生的熱量傳給料筒內的物料,溫度上升,達到熔融溫度。機器運轉,料筒內的螺桿轉動,將物料向前輸送,物料在運動過程中與料筒、螺桿以及物料與物料之間相互摩擦、

2、剪切,產生大量的熱,與熱傳導共同作用使加入的物料不斷熔融,熔融的物料被連續、穩定地輸送到具有一定形狀的機頭(或稱口模)中。通過口模后,處于流動狀態的物料取近似口型的形狀,再進入冷卻定型裝置,使物料一面固化,一面保持既定的形狀,在牽引裝置的作用下,使制品連續地前進,并獲得最終的制品尺寸。最后永切割的方法截斷制品,以便儲存和運輸。 擠出成型加工的主要設備是擠出機，此外，還有機頭口模及冷卻定型、牽引、切割、卷取等附屬設備。其擠出制品都是連續的形體，在生產及應用上都具有多方面的優點。據統計，在塑料制品成形加工中，擠出成型制品的產量約占整個塑料制品的50％以上。所以，擠出成型在塑料制品成型加工工業中占

3、有重要地位。 塑料在擠出機內熔融塑化，通過口模成為所需要的形狀，經冷卻定型而得到與口模斷面形狀相吻合的制品。 擠出成型是塑料加工工業中最早的成型方法之一。早在19世紀初期，擠出機就用于生產鉛管、面條。早期的擠出機是柱塞式的，直到1936年才研制成功電加熱的單螺桿擠出機，這就是現代塑料擠出機的起源。 同其他成型方式相比，擠出成型具有以下突出優點。 1.設備成本低，制造容易，因此投資少，見效快，占地面積小，生產環境清潔。 2.生產效率高。擠出機的單機產量較高。特別適合于較長的尺寸的制品。如制造較長的管材，板材、型材、薄膜等，而且產品質量均勻、密實。其生產效率的提高比其它成型方法快。 3

4、.擠出成型可以實現連續化、自動化生產。生產操作簡單，工藝控制容易，產品質量穩定。 4.可以根據產品的不同要求，改變產品的斷面形狀。其產品為管材、棒材、片材、板材、薄膜、電纜、單絲、中空制品及異型材等。 5.應用范圍廣。只要改變螺桿及輔機，就能適用于多種塑料及多種工藝過程。例如，可以加工大多數熱塑性塑料及部分熱固性塑料，也能用擠出法進行共混改性、塑化、造粒、脫水和著色等。 6.可以進行綜合性生產。擠出機與壓延機配合，可以喂料生產壓延薄膜，與油壓機配合生產各種模壓制品。 隨著聚合物加工業的發展，作為聚合物的主要加工設備之一的擠出機得到了飛速發展，并以其優異的加工性能得到了越來越廣泛的應用。

5、 一套完整的擠出設備由主機和相應的輔機以及其它控制系統組成。 通常這些組成部分統稱為擠出機組。它主要包括擠出系統、傳動系統和加熱冷卻系統及控制系統。 1.擠出系統 它由料斗、螺桿和機筒組成，是擠出機工作的核心部分。其作用是使塑料塑化成均勻的熔體，并在此過程中建立壓力，再被螺桿連續、定壓、定溫、定量地擠出機頭。 2.傳動系統 它由電機、調速裝置及傳動裝置組成。其作用是驅動螺桿，并保證供給螺桿在工作過程中所需的扭矩和轉速。 3.加熱冷卻系統 它由溫度控制設備組成。其作用是通過對機筒進行加熱和冷卻，保證擠出系統的成型在工藝要求的溫度范圍內進行。 4.控制系統 它主要由電器、儀表和執

6、行機構組成。其作用是調節控制螺桿的轉速、機筒溫度、機頭壓力等。 在擠出成型中，應用得最廣的是單螺桿擠出機和雙螺桿擠出機。雙螺桿擠出機是在擠出機機筒中并排地安裝兩根螺桿的一種擠出機，它是在單螺桿擠出機的基礎上發展起來的。最初的雙螺桿擠出機是20世紀30年代后期在意大利開發的。Roterto Colombo開發了同向旋轉式雙螺桿擠出機，Carlo Pasqutti開發了異向旋轉式雙螺桿擠出機。 單螺桿擠出機易于加工粒料，對粉料則不易加工。對那些形狀不規則的或是含濕度很大的懸浮料、乳劑料或分子量很高因而粘度很高的料等，實際上無法加工。單螺桿擠出機對于加入無機填料的適應能力也是差的，且混煉效果較差

7、。 與單螺桿擠出機相比，雙螺桿擠出機具有一系列的優點，如雙螺桿擠出機可以用在混煉、排氣、脫水、造粒粉料直接擠出以及玻璃纖維或其他填料的填充增強改性等方面。據資料介紹，近年來西歐工業國家的雙螺桿擠出機的數量已達到擠出機臺數的40%左右。特別是在成型加工中，應用更多、更廣。例如，在管材和造粒中幾乎全部使用雙螺桿擠出機，在板材和型材的成型中，雙螺桿擠出機約占80－90%。尤其對RPVC粉料、LDPE塑料的加工，雙螺桿擠出機更是具有極大的優越性。因為其剪切速率較低（主要指異向旋轉的雙螺桿擠出機）、自潔性好、在機筒中物料停留時間短。此外，雙螺桿擠出機還具有剪切力大、傳熱面積大、計量準確、回流少、供料性

8、能好、混煉效果好、塑化效果好等優點。目前，雙螺桿擠出機主要用作成型加工、預塑混煉、聚合反應以及廢料處理方面。近幾年來，我國在雙螺桿擠出機的生產和應用方面同樣也都得到了迅速的發展。 目前，雙螺桿有許多種類型，其主要可以分為： 1.從螺桿軸線是否平行可分為平行式和錐形式雙螺桿；前者兩根螺桿的軸線互相平行，后者兩螺桿的軸線相交成一角度。平行雙螺桿擠出機相比較于錐形雙螺桿基礎機的優點是：平行雙螺桿擠出機具有壓延長度較大，壓延有強烈的塑化與均化能力的效果，而且螺桿平均直徑小，轉速較低，因此，平均剪切速率也較低，壓延頻率高，有效停留時間并不低于錐形螺桿。 2.從兩根螺桿的相對位置又可以分為嚙合型和非

9、嚙合型，嚙合型又可以分為部分嚙合和全嚙合型。非嚙合型的一根螺桿的螺棱不伸到另一根螺桿的螺槽中去，而非嚙合型則是兩根螺桿的軸線分開的距離小于兩根螺桿外半徑之和，即一根螺桿的螺棱插到另一根螺桿的螺槽中去。根據嚙合程度（即一根螺桿的螺棱插到另一根螺桿的螺槽中的深淺程度），嚙合型又可以分為部分嚙合和全嚙合型。 3.從螺桿旋轉方向的不同，可以分為同向旋轉與反向旋轉。顧名思義，同向旋轉雙螺桿擠出機的兩根螺桿的旋轉方向相同，異向旋轉雙螺桿擠出機的兩根螺桿的旋轉方向相反。它可以是向內旋轉或向外旋轉。 1.2 擠出機整體方案設計 近年來，雙螺桿擠出機得到了迅速的發展，但由于雙螺桿擠出機的復雜性和種類的多

10、樣性，以及雙螺桿理論的不成熟，所以至今還沒看到有關雙螺桿擠出機參數設計和結構設計的比較系統的文獻，因此對雙螺桿擠出機的設計更多地只能停留在經驗設計的水平上。當然，經驗設計是必須服從擠出工程的基本規律的，所以由此所進行的有關雙螺桿擠出機的設計是具有一定的科學性與理論性的。 雙螺桿擠出機的應用，都是以機組的的形式出現。擠出機組包括主機（即通常說的擠出機）、機頭和輔機。因而就雙螺桿擠出機的總體設計而言，它可以包括主機（螺桿擠出機）、機頭和輔機的設計，也可以單指主機的設計。因此雙螺桿擠出機的設計應當包括雙螺桿擠出機類型的確定、整體方案的確定、主要技術參數的確定、擠壓系統的設計、傳動系統的設計、機頭的

11、設計、加料系統的設計以及雙螺桿擠出機輔助系統的設計等。 1.2.1 開式設計和閉式設計的選擇 所謂開式設計，一般指雙螺桿擠出機的擠壓系統、冷卻加熱系統都裸露在外面，這種設計的優點是各部分出現故障時，檢查、維修及拆裝比較方便，也一目了然。嚙合同向雙螺桿擠出機大多采用這種設計。所謂閉式設計，其擠壓、冷卻加熱系統的外面都有罩子，其余各部分有時也封閉起來。這種設計看上去外形比較整齊，但檢修不太方便。所以本設計中采用開式設計。 1.2.2 一階機和二階機的選擇 所謂一階機，是指主機只有一個擠壓系統，包括一套螺桿、機筒和傳動箱；而二階機是指主機有兩個擠壓系統，包括兩套螺桿、機筒和傳動箱，柔性串

12、起來組成主機。就目前見到、用于成型制品的雙螺桿擠出機組的主機多是一階的，如嚙合平行異向雙螺桿擠出機和錐形雙螺桿擠出機。用于配混料造粒的嚙合同向雙螺桿擠出機有的情況下設計成二階的，其第一階用來塑化、混合物料，第二階用來建壓、擠出造粒。本設計中以采用一階式為宜。 1.2.3 整體式和積木式的選擇 一般嚙合異向旋轉的雙螺桿擠出機（也有例外）和錐形雙螺桿擠出機都是整體式，即其各大組成部分（螺桿、機筒、減速箱）在使用中不再拆開并進行重新組合安裝。國外流行的嚙合同向雙螺桿擠出機絕大多數都設計成積木式的，即其機筒、螺桿有若干組件組成，可根據使用需要進行重新組合安裝。也有的廠家生產的雙螺桿擠出機，除

13、了其機筒、螺桿是組合式外，其扭距分配器和齒輪箱做成積木式，通過更換扭距分配器可以將雙螺桿擠出機改變成異向旋轉或同向旋轉；去掉扭距分配器，其齒輪箱還可以與單螺桿擠壓系統相接，組成單螺桿擠出機。本設計中采用整體式設計。 1.2.4 封閉式機筒與剖分式機筒的選擇 雙螺桿擠出機的機筒有的是整體式的，有的是由若干段組成，但機筒均不能打開分成兩段，它們是封閉的。因此，要想了解擠出過程中物料沿螺桿的輸送、混合、反應情況，只有停轉將機筒通過水驟冷，然后把螺桿抽出來才能看清楚。這樣很不方便，有時為了會破壞過程反應的原貌。為了克服上述缺點，人們把雙螺桿擠出機的機筒做成剖分式，停車冷卻后靠液壓系統或手動機械打

14、開，觀察取樣，進行研究。擠出機再工作前，再靠液壓系統或手動機械合起來。本設計采用封閉式設計。 1.2.5 擠壓系統的選擇 對某些大型同向雙螺桿擠出機造粒機組（有時是擠出片材擠出機組），為了高效、節能、精確地控制擠出機熔體的壓力以保證制品的尺寸精度，在擠壓系統末串接熔體齒輪泵，由雙螺桿完成塑化、混煉，由齒輪泵建立、控制擠出壓力。串聯齒輪泵后會給整個雙螺桿主機得整體設計帶來了重大影響。所以本設計中沒有使用串接齒輪泵的設計。 另一個影響雙螺桿擠出機整體方案確定的是在某些機組上將要采用的加料系統。一般雙螺桿擠出機大多采用計量加料，對大多數情況下得雙螺桿擠出機（如嚙合異向雙螺桿擠出機和錐形雙螺桿

15、擠出機），其計量加料系統對擠出機組整體設計不會有多大影響，但對某些沒有多組分加料系統的配混料嚙合同向雙螺桿擠出機，將會有多個加料口和加料裝置，它們得聯合使用和布置將對雙螺桿擠出機的整體布置帶來影響。 2擠出系統設計 雙螺桿擠出機的擠壓系統是雙螺桿擠出機的核心部分。其作用是把加入的固體物料熔融塑化、混合，為口模提供定溫、定壓、定量的容體，并將在這一過程中產生的氣體排除，最后通過口模，得到合乎質量要求的制品。 雙螺桿擠出機的擠壓系統主要由螺桿、機筒組成。因此，雙螺桿擠出機擠壓系統的設計實際上就是螺桿、機筒的設計。 2.1螺桿設計 螺桿設計包括螺桿參數的確定，螺桿結構設計和

16、螺桿材質選擇等。 螺桿設計的核心問題就是設計出的螺桿應具有優異的混合能力和其它的特定能力（如脫揮發分）。 螺桿參數包括螺桿直徑、螺桿長徑比、螺桿導程（升角）、螺紋和螺槽的斷面形狀、螺棱厚度、四個間隙等。 備 注： 具體的設計過程由本組成員張偉俊同學負責設計，有關設計數據請參照張偉俊同學的設計過程。 2.2機筒設計 機筒和螺桿共同組成了擠出機的擠壓系統，完成對塑料的固體輸送、熔融和定壓定量輸送作用。機筒的結構形式關系到熱量傳送的穩定性和均勻性。并且對于一些新型的擠壓系統來說，機筒在加料段上的結構形式也影響到固體輸送效率。機筒的機械加工和使用壽命也影響到整個擠壓系統的工作性能。因此

17、，機筒在擠壓系統中是僅次于螺桿的重要零件。 普通機筒的結構類型有整體式，分段式和雙金屬式。一般的異向旋轉雙螺桿擠出機采用的是整體式機筒。而本次設計中的螺桿采用的是整體式，因此機筒也相應的采用整體式機筒。 備 注： 具體的設計過程由本組成員董武林同學負責設計，有關設計數據請參照董武林同學的設計過程。 3傳動系統設計 雙螺桿擠出機的傳動系統是雙螺桿擠出機的重要組成部分。它的重要性表現在它所完成的功能在雙螺桿擠出機中致關重要，也表現在其設計、制造難度和成本在整臺機器中占的比重。 雙螺桿擠出機傳動系統的作用是在設定的工藝條件下，向兩根螺桿提供合適的轉速范圍、穩定

18、而均勻的速度、足夠且均勻相等的扭矩（功率）。并能承受完成擠出過程所產生的巨大的螺桿軸向力。 雙螺桿擠出機的傳動系統主要由驅動電機（聯軸器）、齒輪箱（包括扭矩分配和減速部分）等組成。 與單螺桿擠出機相比，雙螺桿擠出機傳動系統的設計、制造要困難的多。這是因為，一方面，雙螺桿擠出機比單螺桿擠出機承受的扭矩要大得多，而且這么大的扭矩是在有限的中心距內傳遞，且扭矩的傳遞和減速交織在一起的。另一方面，擠出過程在螺桿末端產生的軸向力很大，該軸向力需要止推軸承來承受。按一般情況，軸向力越大，所需的止推軸承的外徑越大，但在兩螺桿中心距已限定的情況下，不可能任意選擇大外徑的止推軸承，這就要求另

19、想辦法——譬如采用止推軸承串來解決這個問題。但這是比較困難的。另外抵消齒輪傳動的徑向力，防止螺桿彎曲，提高齒輪的承載能力和傳動精度，也是雙螺桿傳動設計不同于單螺桿擠出機之處。雙螺桿傳動箱的散熱和潤滑也比單螺桿擠出機重要、復雜得多。 3.1主驅動電動機選型 雙螺桿擠出機所用電機的選擇如下。 雙螺桿擠出機中常用的電機有直流電機、交流變頻調速電機、滑差電機、整流子電機等。其中以直流電機和交流變頻調速電機用的最多。 直流電機系統：可實現無級調速，且調速范圍寬，啟動較平穩。以國產Z2系列電機為例，當改變電樞電壓時，其轉速可自同步轉速（1500r/min）往下調1：8；當改變激磁電壓時，轉速可

20、往上調1：2，因此其最大調速范圍可達1：16。圖2.1所示為直流電機的外特性曲線。由圖可以看出改變電樞電壓時可以得到恒扭矩調速：改變激磁電壓時可以得到恒功率調速，此時隨著轉速升高其功率不變，但扭矩相應地減少。但國產的Z2、Z3系列直流電機，在其轉速低于（100～200）r/min時，工作不穩定，而且這時電機冷卻風扇冷卻性能下降。20世紀80年代以后生產的Z4系列電機則比Z2、Z3系列直流電機性能好得多，其低速性能穩定，因而在雙螺桿擠出機中得到廣泛采用。 圖3.1 直流電機外特性曲線 根據圖3.1可知，選用功率為55KW的直流電動機已可以滿足需要，所以本設計中所采用的主驅動電動機型

21、號為Z4-180-41，功率為55KW，額定電壓為440V，轉速為1510r/ min，并帶有冷卻鼓風機和熱保護裝置，采用三相全控橋雙閉環無級調速，另外還帶有測速發電機。 3.2減速箱設計 雙螺桿擠出機的傳動箱由兩大部分即減速部分和扭矩分配部分組成。這兩部分的功能雖有不同，但它們緊密聯系，有時還相互制約。根據目前流行的結構看，其設計布置大致有兩種方案，一種是將減速部分和扭矩分配部分很明顯的分開，即所謂的分離式；另一種是將二者和在一起。 在本設計中，選用分離式，因螺桿的轉速范圍為40～400r/min ，而電動機的轉速為1510 r/min，所以要求減速箱的總傳動比為：1:15

22、10/144 = 1:10.5。 根據所選電機的功率、轉速、電機伸出端的直徑和減速箱軸的直徑選擇聯軸器的型號為，減速箱通過彈性柱銷聯軸器與直流電動機相連，采用三級斜齒傳動,使總傳動比與所要求的傳動比吻合。另外，減速箱潤滑油采用150號極壓齒輪油，一次加油量為25升。為了防止油量過熱，箱內懸有蛇形冷卻管，冷卻方式為水循環式。具體設計及校核略。 3.3分配箱設計 在設計過程中，實現規定的螺桿轉速（范圍）、扭矩均勻分配、軸承合理布置的前提下，通過傳動方案的確定和結構設計，采取措施，降低齒輪載荷，抵消或減少傳動齒輪的徑向載荷，傳遞更大的功率和軸向力，提高軸承的壽命，裝配維修方

23、便。設計、加工的難點在于螺桿中心距限定的狹少的空間。因而必須調動一切可能的手段，尋找特殊的結構形式、材料和熱處理工藝來實現上述的目標。 與錐形雙螺桿擠出機相比，平行雙螺桿擠出機螺桿尾部空間比較小，不能平行地放下兩根傳動軸。 本設計中兩螺桿異向旋轉，為達到這一目的，大致設想如下： 動力由減速箱輸出軸齒輪輸入到分配箱的一根軸上，這根軸的齒輪齒數與主軸相等，且與一根主軸外嚙合同時與大齒輪內嚙合，從而帶動與此大齒輪內嚙合的另一主軸轉動。這樣，兩根主軸以相同的角速度異向旋轉，同時也使得分配箱尾部空間增大。 雙螺桿擠出機分配箱的設計所涉及的問題很多，要想設計好分配箱，除了應具有

24、扎實的機械設計理論和知識外，更需要有豐富的實踐設計經驗，下面僅以雙螺桿擠出機中目前最流行的分離式傳動箱的結構設計中的幾個主要問題進行討論。 3.3.1分配箱的總體結構設計 ⒈雙螺桿中心距與分配箱設計中齒輪、軸與軸承之間的關系 對于全嚙合雙螺桿擠出機，一旦兩根軸的外徑、根徑（或螺槽深度）初步確定，則為兩螺桿提供轉速和扭矩的傳動箱中與兩螺桿相連的輸出軸之間的中心距也就確定了?，F以一般分離式傳動箱軸承、齒輪、軸之間的幾何關系，來討論傳動箱結構參數之間的關系。圖3.2表示出了分離式傳動系統齒輪、軸、軸承的布置。 圖3.2 分離式傳動系統齒輪、軸、軸承布置 支持兩輸出軸的徑向軸承

25、有如下關系： …………………………3.1 一根軸的外徑與另一根軸上所裝齒輪的外徑之間應滿足以下關系： …………………………3.2 齒頂圓直徑： …………………………3.3 或 …………3.4 以上各式中 Amin—雙螺桿最小中心距 A—雙螺桿實際中心距 DZC—所選徑向軸承外徑 dZ—螺桿驅動軸直徑 Δ1—兩根螺桿上兩個徑向軸

26、承外徑之間的徑向間隙 Δ2—一根螺桿驅動軸外徑與另一根螺桿驅動軸上齒輪頂圓之間的間隙 da—赤頂圓直徑 m—齒輪模數 Z1—齒數 ha*—齒頂高系數 X1—齒輪變位系數 ΔY—齒頂高變位系數 由以上關系可見，中心距A對其它幾何參數的限制，特別是對齒輪承載能力的關鍵參數m、 Z的限制。 2、雙螺桿中心距的確定與齒輪參數的選擇 由同組的同學已初選定了螺桿直徑及螺槽深度，進而給出了雙螺桿中心距的可選范圍，但尚不能將中心距最后確定。道理很明顯，因為雙螺桿直徑、槽深、中心距的設計是從雙螺桿擠出機的主要參數、規格和螺桿幾何

27、學出發的，而傳動箱齒輪傳動的設計要考慮齒輪幾何學及受力、結構設計，二者不一定完全一致。 對分離式的傳動箱的設計而言，一般是根據初步的受力分析，算出軸徑再結構化，同時根據軸承系列規格圓整（對軸承壽命與軸徑強度核算平衡），進而軸承組合設計。根據式3.1先確定出兩螺桿驅動軸的最小中心距Amin （即兩螺桿最小中心距）。式中Δ1主要考慮軸承定位及箱體的結構，一般取，并隨軸承直徑的增大而適當增大。然后根據式3.2初定扭矩分配齒輪的齒頂圓直徑da。而驅動軸的軸徑dZ主要受所選外徑dZC的限制，一般取。確定間隙Δ2時主要考慮一根軸上的齒頂圓與另一根軸徑不發生干涉的情況下，使軸徑最大，這樣螺桿驅動軸

28、可獲得最大剛度和強度。在初定的da范圍內，根據傳遞功率（扭矩）對齒輪進行強度計算（校核其接觸強度和彎曲強度），最后確定出齒輪參數m、Z、X1。并在強度允許的范圍內對dZ進行調整，同時根據實際情況對初定的Amin進行適當調整、增大。經反復優選后，得到較佳的齒輪參數及所對應的合適中心距。這樣的設計過程可以在盡可能小的雙螺桿中心距下進行，以求設計出較大輸出扭矩的傳動箱，一旦傳動箱的中心距確定，再反過來最后確定雙螺桿的外徑和槽深。 在以上設計中，要對扭矩分配齒輪進行強度計算，這不可避免地用到所謂齒寬系數（即齒輪軸向寬度與分度圓直徑之比，）。由于扭矩分配齒輪徑向尺寸受到限制，而又要傳遞比一般傳

29、動中大得多的扭矩，為了滿足強度要求，除采用優質材料和提高加工精度外，還有一個可行的途徑，就是增加齒寬系數，即增加齒寬。有的資料介紹，齒寬的取值范圍可為，或（A為螺桿中心距，m為模數）。但齒寬系數也不能過大，否則，若傳動箱的加工精度不高和軸的剛度不夠，實際上沿齒寬兩齒不會均勻接觸，反而對齒輪的實際承載不利。 由上述的討論可以看出，在齒輪箱的設計中，采用雙嚙合齒輪傳動的效果要比在齒寬系數上打主意要好得多，采用雙嚙合傳動可大大降低齒輪載荷。 這里要附帶討論一個問題，即關于用一個傳動箱來適應不同螺桿直徑和螺槽深度的雙螺桿擠壓系統的問題。前以述及，在雙螺桿中心距一定的情況下，根據擠出過程和加工物料的

30、需要以及雙螺桿擠出機的發展趨勢，可以設計成普通型、深糙型和淺槽型幾種類型的雙螺桿。與傳動箱的設計、制造和使用聯系起來，為減小設計、制造差別不大但規格繁多的傳動箱，提高效益，提高系列化水平，可以在同一個中心距下，設計制造出具有最大輸出扭矩的齒輪傳動箱，分別與普通型、深槽型和淺槽型擠出機的擠壓系統相配，配套出中心距相等、螺干直徑、螺槽深度不等的三種規格的雙螺桿擠出機，以適應用戶對不同規格和類型的雙螺桿擠出機的需求。這是一種經濟的、減小設計制造傳動箱工作量的有效方法。這些方法早已在國外某些著名雙螺桿擠出機生產廠家得到采用。 在本設計中齒輪的材料采用40Cr合金，輪齒表面經調質處理。下面將對其進行有

31、關的計算及設計。 3.3.2齒輪軸的設計 <一> 齒輪設計 <1> 齒輪傳動設計參數的選擇 ⑴ 力角α的選擇 由機械原理可知，增大壓力角α，輪齒的齒厚及節點處的齒廓曲率半徑亦皆隨之增加，有利于提高齒輪傳動的彎曲強度及接觸強度。為了設計、制造、檢驗及使用的方便，GB1356—88中對一般用途的齒輪傳動規定的標準壓力角α=200另外我國航空齒輪傳動標準還規定了α=250的標準壓力角。但增大壓力角并不一定都對傳動有利。對重合度接近2的高速齒輪傳動，推薦采用齒頂高系數為1～1.2，壓力角為160～ 80的齒輪，這樣做可增加輪齒的柔性，降低噪聲和動載荷。 ⑵ 齒數的選擇 若保持齒輪傳動的中

32、心距不變，增加齒數，除能增大重合度、改善傳動的平穩性外，還可減小模數，降低齒高，因而減少金屬切削量，節省制造費用。另外，降低齒高還能減小滑動速度，減少磨損及減小膠合可能性。但模數小了，齒厚隨之減薄，則要降低輪齒的彎曲強度。不過在一定的齒數范圍內，尤其是當承載能力主要取決于齒面接觸強度時，以齒數多一些為好。 ⑶ 齒寬系數Φd的選擇 載荷一定時，齒寬系數大，可減少齒輪的直徑或中心距，能在一定程度上減輕整個傳動的重量，但卻增大了軸向尺寸，增加了載荷沿齒寬分布不均勻性，設計時，必須合理選擇，一般圓柱齒輪的齒寬系數可參考表3—6[7]選用。其中，閉式傳動，支承剛性好，Φd可取大值：開式傳動，

33、齒輪一般懸臂布置，軸的剛性差，Φd可取小值，故齒寬系數應取得適當。對于外嚙合齒輪傳動： ……………………（3.5） 式中，Φa為齒寬系數，計算時可先選定Φa后，再用式（3.5）計算出相應的Φd。 <2> 受力分析 在直齒圓柱齒輪傳動中，作用于齒面上的法向載荷Fn仍垂直于齒面。如圖3—6[7]所示為一對直齒圓柱齒輪，若略去齒面間的摩擦力，Fn可分解為兩個相互垂直的分力：沿半徑方向的徑向力 Fr和切于分度圓上的圓周力Ft。各力的方向如圖3—6[7]所示； 各力的大小 ………………………（3.6） 式中， T1—為主動齒輪傳遞的名

34、義轉矩（N·mm）； d1—為主動齒輪的分度圓直徑（mm）； α—分度圓壓力角，對標準直齒輪，αn = 20°； P1—為主動輪傳遞的功率（KW）； n1—為主動齒輪的轉速（r/mm）； <3> 計算載荷 由式（3.6）計算的Ft和Fn等均是作用在輪齒上的名義載荷。在實際工作中，還應考慮下列因素的影響：由于原動機和工作機的振動和沖擊，輪齒嚙合過程中產生的動載荷；由于制造安裝誤差或受載后齒輪產生的彈性變形以及軸、軸承、箱體的變形等原因，使的載荷沿齒寬方向分布不均、同時嚙合的各輪齒間載荷分布不均等。為此，應將名義載荷乘以載

35、荷系數，修正為計算載荷，進行齒輪的強度計算時，按計算載荷進行計算。 ………………………（3.7） 其中， …………………（3.8） 式中，K為載荷系數； KA為使用系數； Kv為動載系數； Kβ為齒向載荷分布系數； Kα為齒間載荷分布系數。 1) 使用系數KA 用來考慮原動機和工作機的工作特性等引起的動力過載對齒輪受載的影響。其值可查表3—1[7]得到。 2) 動載系數Kv 用來考慮齒輪副在嚙合過程中，因嚙合誤差所引起的內部附加

36、動載荷對齒輪受載的影響。直齒圓柱齒輪傳動，可取K v =1.05～1.4；斜齒圓柱齒輪傳動，因傳動平穩，可取K v=1.02～1.2。齒輪精度底、轉速高時取大值；反之，取小值。 3) 齒向載荷分布系數Kβ 用以考慮由于軸的變形和齒輪制造誤差等引起載荷沿齒寬方向分布不均勻的影響。當兩輪之一為軟齒面時，取 Kβ=1～1.2；當兩輪均為硬齒面時，取 Kβ=1.1～1.35；當寬徑比較小、齒輪在兩支承中間對稱布置、軸的剛性大時，取小值反之取大值。 4) 齒間載荷分布系數Kα 用以考慮同時嚙合的各對輪齒間載荷分布不均勻的影響。直齒圓柱齒輪傳動，可取Kα=1～1.2；斜齒圓柱齒輪傳動，齒輪精

37、度高于7級，Kα=1～1.2，齒輪精度低于7級， Kα=1.2～1.4；當齒輪制造精度低、硬齒面時，取大值；當精度高、軟齒面時，取小值。 <4> 輪齒彎曲疲勞強度計算 為了防止輪齒折斷，輪齒的彎曲條件為 …………………………(3.9) 式中，σF為齒根彎曲應力（MPa）; σFP為許用彎曲疲勞應力（MPa）。 計算σF時，首先要確定齒根危險截面，其次要確定作用在齒輪上的載荷作用點。 齒根危險截面：將輪齒視為懸臂梁，作與齒輪對稱中線成300角并與齒根過渡曲線相切的切線，通過兩切點作平行于齒輪軸線的截面，此截面即為齒根危險截

38、面。 載荷作用點：嚙合過程中，輪齒上的載荷作用點是變化的，應將其中使齒根產生最大彎矩者作為計算時的作用點。輪齒在雙齒對嚙合區中E點（圖3—9【7】）嚙合時，力臂最大，但此時有兩對共同承擔載荷，齒根所受彎矩不是最大；輪齒在單齒對嚙合區上界點D嚙合時，力臂雖較前者小，但僅一對齒輪承擔總載荷，因此，齒根所受彎矩最大，應以該點作為計算時的載荷作用點。但由于按此點計算較為復雜，為簡化起見，一般可將齒頂作為載荷的作用點，并引入重合度系數Yε，將力作用于齒頂時產生的齒根應力折算為力作用于單齒對嚙合區上界點時產生的齒根應力。 圖3—12【7】所示，略去齒面間的摩擦力，將Fn移至輪齒的對稱線上，并分解為切向

39、分力FncosαFa和徑向分力FnsinαFa。且向分力使齒根產生彎曲應力和剪應力，徑向分力使齒根產生壓應力。由于剪應力和壓應力比彎曲應力小得多，且齒根彎曲疲勞裂紋首先發生在拉伸側，故齒根彎曲疲勞強度效核時應按危險截面拉伸側的彎曲應力進行計算。其彎曲應力為 （MPa）……(3.9) 式中，hF為彎曲力臂； SF為危險截面厚度； b為齒寬； αFa為載荷作用角。 令 …………………(3.10) 考慮齒根應力集中和危險截面上的壓應力和剪應力的影響，引入應力修正系數YSa,計入重合度系數Yε后，得輪齒彎曲疲勞強度條件為

40、 （MPa）……（3.11） 式（3.11）所示得彎曲疲勞強度條件，還可寫成（3.12）的形式。設計時，用此式可以計算出齒輪的模數。即 （mm）…………………（3.12） 式中，σFP為許用彎曲疲勞應力（MPa）。 YFa為載荷作用于齒頂時的齒行系數;重合度系數Yε是將力的作用點由齒頂轉移到單齒對嚙合區上界點的系數。當εα<2時，取Yε＝0.65～0.85，z大時，εα大，Yε取小值；反之，取大值。 因大、小齒輪的YFa、YSa不相等，所以它們的彎曲應力是不相等的。材料和熱處理方式不同時，其許用彎曲應力也不相等，故進行輪齒彎曲強度效核時，大、小齒輪應

41、分別計算。 <5> 齒面接觸疲勞強度計算 為了防止齒面出現疲勞點蝕，齒面接觸疲勞條件為 …………………………(3.13) 式中，σH為接觸應力（MPa）； σHP為許用接觸應力（MPa）。 一對漸開線圓柱齒輪在C點嚙合時（圖3—10（a）【7】），其齒面接觸狀況可近似認為與以ρ1、ρ2為半徑的兩圓柱體的接觸應力σH可近似地用下式進行計算： (MPa)……(3.14) 輪齒在嚙合過程中，齒廓接觸點是不斷變化的，因此，齒廓的曲率半徑也將隨著嚙合位置的不同而變化（圖3—10（b）【7】）。對于

42、重合度1<εα<2的漸開線直齒圓柱齒輪傳動，在雙齒對嚙合區，載荷將由兩對齒承擔在單齒對嚙合區，全部載荷由一對齒承擔。節點C處的ρ值雖不是最小，但該點一般處于單對齒嚙合區，只有一對齒嚙合，且點蝕也往往出現在節線附近的表面出現。因此，接觸疲勞強度計算通常以節點為計算點。 在節點C處： …………………(3.15) 對于直齒圓柱齒輪傳動，當εα＝1時，接觸線長度L與齒寬b相等。當εα>1時，嚙合過程中，將會有幾對齒同時參與嚙合，單位接觸線長度可取為：L＝b/Zε2, Zε為重合度系數，是用以考慮因重合度增加，接觸線長度增加，接觸應力降低的影響系數。對于直齒圓柱齒輪傳動，

43、一般可取Zε＝0.85～0.92，齒數多時，εα大Zε取小值;反之，取大值。 將式（3.14）中的Fn改為輪齒上的計算載荷Fnc(Fnc=KFn)?？紤]齒數比并將ρ1、ρ2和L值代入式（3.14），簡化后得 （MPa）…………(3.16) 式中，稱為節點區域系數，考慮節點齒廓形狀對接觸應力得影響，其值可在圖3—11【7】中查得; 稱為材料系數（），可由表3—2【7】查得。 于是，直齒圓柱齒輪的齒面接觸疲勞強度條件為 ………………(3.17) 式中，σHP為許用接觸疲勞應力（MPa）。 令齒寬系數，將代入上式，得齒面接觸疲勞強度條件

44、的令一表達形式： （mm）…………（3.18） 式（3.17）和式（3.18）適用于標準和變位直齒圓柱齒輪傳動。設計時，用式（3.18）可計算出齒輪的分度圓直徑。“+”號用于外嚙合，“－”號用于內嚙合，在該設計中選“-”號。 提高齒輪接觸疲勞強度的主要措施：加大齒輪直徑d或中心矩a、適當增大齒寬b、采用正角度變位齒輪傳動和提高齒輪精度等級，均可減小齒面接觸應力；改善齒輪材料和熱處理方式（提高齒面硬度），可以提高許用接觸應力σHP值。 <6> 具體計算 ⑴ 選精度等級、材料及齒數 1） 考慮到本設計中分配箱所要傳遞的功率較大，故兩嚙合齒輪都選用硬齒面。由表3—3[7

45、]選得大、小齒輪的材料均為40Cr，并經調質及表面淬火，齒面硬度為48～55HRC。 2） 選取精度等級。因采用表面淬火，輪齒的變形不大，不需磨削，故初選7級精度（GB10095—88）。 3） 選取兩齒輪的齒數Z1=26，Z2=78。 ⑵ 按齒面接觸強度設計 按式（3.18）試算，即 mm 1） 確定公式內的各計算數值 a、因為是電動機驅動，工作機載荷平穩，查表3—1[7]，可取KA=1；因齒輪速度不高，取K v=1.05；又因對稱布置，軸的剛性大，取Kβ=1.1，Kα=1.4，則 K=KAKvKβKα=1.62 b、由圖3—11 [7]選取區域系

46、數ZH = 2.450 。 c 、由圖10—26[5]查得εα1 =εα2 =0.86 ，則εα =εα1 + εα2 = 1.72 。 d 、計算齒輪傳遞的轉矩 T1 = 95.5×105×P1/n1 = 95.5×105×55×90%/144 = 3.31×105 N·mm （設減速箱的總效率為90%） e、由表3—6[7]選取齒寬系數Φd =1.0。 f、由表3—2[7]查得材料的彈性影響系數ZE = 189.8 ；重合度系數Zε=0.8。 g、由圖3—16[7]按小齒輪齒面硬度為286MPa，大齒輪齒面硬度為240MPa，查得的接觸疲勞強度極限σHlim1 =660，

47、 σHlim2 = 600MPa ；查圖3—17[7]，得σFlim1 =230， σHlim2 =220MPa。 h、由式3—13[7]計算應力循環次數N，確定壽命系數ZN ，YN (注：本設計擠出機的分配箱按工作壽命為15年，每年工作300天，一班制來進行計算)： N=60nat 式中，n為齒輪轉速（r/min）; a為齒輪每轉一轉，輪齒同側齒面嚙合次數； t為齒輪總工作時間（h）。 則有 N1 = N2 =60nat = 60×144×1×(1×8×300×15) = 3.1×108 i、由圖3—18[7]查得ZN1=

48、ZN2=1.2;查圖3—19[7]得，YN1=YN2=1 j、計算接觸疲勞許用應力 由表3—4[7]取SHlim=1，SFlim=1.4。 由式（3—11[7]）得 由式（3—12[7]）得 2） 計算 試算小齒輪分度圓直徑d1 ，由計算公式得 ① 計算齒寬b及模數mn 按表3—7[7]，取標準模數 m n=3.25mm，則 圓整后?。篴=88mm。 修正其它值： 取b2=88mm,b1=b2+(5～10)=(88+6)mm=94mm。 ② 計算圓周速度 3） 驗算輪齒彎曲強度條件。 按式（3—17[7]）驗算輪齒的

49、彎曲強度條件。 計算當量齒數： 查圖3—14[7]，得YFa1=2.56, YFa2=2.24; 查圖3—15[7]，得YSa1=1.62, YSa1=1.77。取Yε=0.7，Yβ=0.9。 計算彎曲應力： <二> 軸的設計及校核 該設計中，設計軸的程序是： （1） 選擇軸的合適材料； （2） 初步估算軸的直徑； （3） 進行軸系零、部件的結構設計； （4） 進行強度計算； （5） 進行剛度計算； （6） 驗算軸承； （7） 根據計算結果修改設計； （8） 繪制軸的零件工作圖。 軸的工作能力主要取決于它的強度、剛度、臨界轉速等物理約束，軸的形狀主

50、要取決于軸上零件的定位、固定、加工需求等約束。因此，軸設計的主要任務是根據工作要求并考慮制造工藝因素，選擇合適的材料，進行結構設計，使其滿足于各種物理約束條件。 軸設計常用的約束條件有： 物理約束： 強度條件： 剛度條件： 臨界轉速： 幾何約束： 軸上零件的軸向定位與固定 軸向零件的周向固定 加工工藝和裝配工藝等 <1> 、軸的材料及選取 用作軸的材料的種類很多，選擇時應主要考慮如下因素： 1) 軸的強度

51、、剛度及賴磨性要求； 2) 軸的熱處理方式及機加工工藝性的要求； 3) 軸的材料來源和經濟性等。 軸的材料種類很多，設計時主要根據對軸的強度、剛度、耐磨性等要求，以及為實現這些要求而采用的熱處理方式，同時考慮制造工藝問題加以選用，力求經濟合理。 軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。 由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造軸尤為廣泛，其中最常用的是45號鋼。 合金鋼比碳鋼具有更高的機械性能和更好的淬火性能。因此，在傳遞大動力，并要求減小

52、尺寸與質量，提高軸頸的耐磨性，以及處于高溫或低溫條件下工作的軸，常采用合金鋼。 必須指出：在一般工作溫度下（200℃），各種碳鋼和合金鋼的彈性模量均相差不多，因此在選擇鋼的種類和決定鋼的熱處理方法時，所根據的是強度與耐磨性，而不是軸的彎曲或扭轉剛度。但也應當注意，在既定條件下，有時也可選擇強度較低的鋼材，而用適當增大軸的截面面積的辦法來提高軸的剛度。 另外，各種熱處理（如高頻淬火、滲碳、氮化、氰化等）以及表面強化處理（如噴丸、滾壓等），對提高軸的抗疲勞強度都有著顯著的效果。 球墨鑄鐵和高強度鑄鐵因其具有良好的工藝性，不需要鍛壓設備，吸振性好，對應力集中的敏感性低，故近年來被廣泛應

53、用于制造結構形狀復雜的曲軸等，只是鑄件的質量難于控制。 針對上述內容，再結合本次設計要求，決定軸的材料采用40Cr，經調質處理，這種材料一般用于載荷較大，而無很大沖擊的重要場合。其機械性能由表6—1【7】查得：σb=750MPa,σs=550 MPa ,σ-1 =350 MPa,τ-1=200 MPa；查表6—4【7】，得[σ-1]b=70 MPa。 <2>、 軸的結構設計 軸結構設計的目的是合理地定出軸的幾何形狀和尺寸。由于影響軸結構設計的因素很多，故軸不可能有標準的結構形式。一般的講，軸的結構設計在滿足規定的功能要求和設計約束的前提下，其設計方案有較大的靈活性，即軸的結構設計

54、具有多方案性。通常，軸的結構設計應力求受力合理，有利于提高軸的工作能力，有利于節約材料和減輕重量；應力求軸上零件的定位和固定可靠，并有利于裝拆、調整和具有良好的工藝性。 1）軸上零件的布置 軸上零件的合理布置可改善軸的受力狀況，提高軸的強度和剛度。 a、使彎矩分配合理 合理改正軸上零件的結構，可減少軸上載荷和改善其應力特征，提高軸的強度和剛度； b、使轉矩分配合理及改變應力狀態。 2）軸上零件的軸向固定 零件安裝在軸上，要有準確的定位。各軸段長度的確定，應盡可能使其結構緊湊。對于不允許軸向滑動的零件，零件受力后不要改變其準確的位置，即定位要準確，固定要可靠。 軸上零件

55、軸向定位和固定的常用方法見表6—2[7]。 3）軸上零件的周向固定 軸上零件與軸的周向固定所形成的連接，通常稱為軸轂連接。軸轂連接的形式多種多樣，如鍵連接、花鍵連接、成形連接和過盈連接等。 4）減少軸的應力集中 軸的結構應盡量避免形狀的突然變化，以免產生應力集中。如直徑過度處應盡量可能用軸肩圓角來代替環形槽，并盡可能采用較大的圓角半徑。圖6—17[7]所示為幾種減輕圓角應力集中的例子。 5）軸結構工藝性約束 設計軸時，要使軸的結構便于加工、測量、裝拆和維修，力求減少勞動量，提高勞動生產率。為了便于加工，減少加工工具的種類，應使同一軸上的圓角半徑、鍵槽、越程槽、退刀槽的尺寸盡量相同。

56、一根軸上的各個鍵槽應開在軸的同一母線上。當有幾個花鍵軸段是，花鍵尺寸最好也應統一。為了便于裝配，軸的配合直徑應圓整為標準值，軸端應加工出倒角（一般為45o）；過盈配合零件軸端應加工出導向錐面。 <3>、 軸的強度校核計算 軸的計算通常都是在初步完成結構設計后進行校核計算，計算準則是滿足軸的強度或剛度要求，必要時還應校核軸的振動穩定性。 進行軸的強度校核計算時，應根據軸的具體受載及應力情況，采取相應的計算方法，并恰當地選取其許用應力。對于僅僅（或主要）承受扭矩的軸（傳動軸），應按扭轉強度條件計算；對于只承受彎矩的軸（心軸），應按彎曲強度條件計算；對于既承受彎矩又承受扭矩的軸（轉軸），應按彎

57、扭全盛強度條件進行計算，需要時還應按疲勞強度條件進行精確校核。此外，對于瞬時過載很大或應力循環不對稱性較為嚴重的軸，還應按峰尖載荷校核其靜強度，以免產生過量的塑性變形。 ⑴ 按扭轉強度條件計算 這種方法是只按軸所受的扭矩來計算軸的強度；如果還受有不大的彎矩時，則用降低許用扭轉切應力的辦法予以考慮。 軸的扭轉強度約束條件為： MPa …………（3.19） 式中， τT—扭轉切應力，MPa ； T—軸所傳遞的扭矩，N ?mm； WT—軸的抗扭截面模量， mm3，見附表6—8[7]； n—軸的轉速，r/min； P—軸所傳遞的功率，

58、KW； d—計算截面處軸的直徑，mm； [τ]T—許用扭轉應力，MPa，見表6—3[7]。 對于實心軸， 將上式代入（3.23），可得軸的直徑約束條件： ………………（3.20） 式中，C取決于軸材料的許用扭轉應力[τT]的系數，其值可查表3.1。當彎矩相對轉矩很小時，C取小值，[τT]取較大值；反之，C取大值， [τT]取較小值。 表3.1 幾種軸的材料的[τT]和C值 軸的材料 Q235 1Cr18Ni9Ti 35 45 40Cr,35SiMn, 2Cr13,20CrMnTi [τT] 12～20 12～25 20～30 30～40 40

59、～52 C 160～135 148～125 135～118 118～107 107～98 應用式(2.20)求出d值: 其中,因為在本設計中,軸的材料為40Cr,所以取C=100,有此計算的d值一般作為軸最細處的直徑。此外,也可采用經驗公式來估算軸的直徑。如在一般減速器中,高速輸入軸的直徑可按與其相連的電機軸的直徑D估算,d=(0.8～1.2)D;各級低速軸的軸徑可按同級齒輪中心距a估算,d=(0.3～0.4)a。綜上所述，取軸的直徑為75mm。 ⑵ 按彎扭合成強度條件計算 對于同時承受彎矩和轉矩的軸,可根據彎矩和轉矩的合成強度進行計算。計算時,先根據結構設計所

60、 確定的軸幾何和軸上零件的位置,畫出軸的受力簡圖,然后,繪制彎矩圖、扭矩圖，再按第三強度理論條件建立軸的彎矩合成強度約束條件： ……………（3.21） 考慮到彎矩M所產生的彎曲應力和轉矩T所產生的扭轉力的性質不同，對上式中的轉矩T乘以折合系數α，則強度約束條件的一般公式為 …………（3.22） 式中，稱為當量彎矩；α為根據轉矩性質而定的折合系數。轉矩不變時，。若轉矩的變化規律不清楚，一般按脈動循壞處理。[σ-1]b、[σ0]b、[σ+1]b分別對為對稱循壞、脈動循壞及靜應力狀態下的許用應力，見表6—4

61、[7]。 W為軸的抗彎截面模量（mm3）,見附表6—8[7]。 此軸，式（3.22）也可寫成軸徑的約束條件： 軸上有鍵槽或過盈配合時，為了補償軸的削弱，按上式計算的軸徑d應增大,一個鍵槽增大4%～5%，兩個鍵槽增大7%～10%。 通過軸的結構設計，軸的主要結構尺寸、軸零件的位置、以及外載荷和支反力的作用位置均已確定，軸上的載荷（彎矩和扭矩）已可以求得，因而可按彎扭合成強度條件對軸進行強度校核計算。一般的軸都用這種方法進行校核。 1） 軸上的受力分析（即力學模型） 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的。計算時，應將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在

62、軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當作置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。 在作計算簡圖時，應先求出軸上受力零件的載荷（若為空間力系，應把空間力分解為圓周力和徑向力，然后把它們全部轉化到軸上），如圖（3.3a ）所示。 軸傳遞的轉矩由上可知，；由式（3.6）可求得： 齒輪的圓周力： 齒輪的徑向力： 2） 計算作用于軸上的支反力 將上敘的力分解為水平分力和垂直分力，然后求出各支承處的水平反力RH 和 垂直反力RV ： 水平面內支反力 垂直面內支反力 如圖（圖3.3b ）所示。 3） 計算軸的彎矩，并畫彎、轉矩

63、圖 根據上述簡圖，分別按水平面和垂直面計算各力產生的彎矩，并按計算結果分別作出水平面上的彎矩MH 圖（圖3.3d ）和垂直面上的彎矩MV 圖（圖3.3c），然后再按下式計算總彎矩并作轉矩圖（圖3.3e）： …………………………（3.23） 4） 計算并畫當量彎矩圖 轉矩按脈動循環變化計算，取α=0.6，則 式中α是考慮扭矩和彎矩的加載情況及產生應力的循環特性差異的系數。因為通常由彎矩所產生的彎曲應力是對稱循環的變應力，而扭矩所產生的扭轉切應則常常不是對稱循環的變應力，故在求計算彎矩時，必須計及這種循環特性差異的影響。即當扭轉切應力為靜應力時，取α≈0.3；扭轉切應力為脈動

64、循環變應力時，取α≈0.6；若扭轉切應力亦為對稱循環變應力時，則取α=1。在本設計中，取α=0.6。再按 計算，并畫當量彎矩圖 （圖3.3f ）。 圖3.3 軸的受力分布圖 5） 校核軸的強度 一般而言，軸的強度是否滿足只需對危險截面校核即可，而軸的危險截面多發生在當量彎矩較大且軸的直徑較小處。根據軸的結構和當量彎矩圖可知，a—a 截面處彎矩最大，且截面尺寸也非最大，屬于危險截面，按第三強度理論，計算彎曲應力，公式為： MPa………（3.24） 式中， W—軸的抗彎截面系數，mm3； [σ-1]—軸的許用彎曲應力。 在本設計中，取a—a截面

65、為危險截面進行強度校核。根據公式（3.6）求得： 又已知L1 =110 mm， L3 = 542 mm，由此求得： 在公式（3.20）中： 由此得： 6）按安全系數進行校核 a、a—a截面上的應力： 彎曲應力幅： 扭轉應力幅： 彎曲平均應力： σm=0MPa 扭轉平均應力： b、材料的疲勞極限：根據σb=750 MPa,σs=550 MPa,查表6—1[7]得 ψσ=0.2，ψτ=0.1 c、a—a截面應力集中系數：查附表6—1【7】得 d、表面狀態系數及尺寸系數：查附表6—5【7】、附表6—4【7】得 e、分別考慮彎

66、矩或扭矩作用時的安全系數： 故安全。 由此可知按彎扭合成的強度校核許可。因此傳動箱的輸入軸的強度校核許可，另外，由于其它軸的受力分析與計算與傳動箱輸入軸方法一致，所以這里就不再對其進行強度校核了。 3.3.3軸承的選擇及校核 (一) 止推軸承的組合設計 根據載荷的方向選擇軸承類型時，對于純軸向載荷，一般選用推力軸承。較小的純軸向載荷可選用推力球軸承；較大的純軸向載荷可選用推力滾子軸承，該設計選用推力滾子軸承，根據軸承處所受載荷及軸的直徑的大小選用型號為81111和81117的推力圓柱滾子軸承。 雙螺桿擠出機工作時，由于螺桿末端處熔體靜壓力的存在，以及沿螺桿軸向附加動載的存在，致使螺桿受到很大的軸向推力，該力最終由傳動箱中的止推軸承承受。一般止推軸承的承載能力與其直徑有關，直徑越大，承載能力越大。在雙螺桿擠出機上使用的止推軸承其直徑受兩螺桿中心距的限制，這就造成既要承受很大的軸向推力，又不能選擇大直徑的止推軸承，而用一個小直徑的止推軸承又不能承受這么大的軸向力的矛盾局面。目前解決這一矛盾的通常方法就是將同規格的幾個小直徑的止推軸承串聯使用，由幾個軸承在一起承受大的