毕业论文-反向旋转型双螺杆挤压机及传动系统的设计（含全套cad图纸）

毕业论文任务书一、题目及专题1、题目反向旋转型双螺杆挤压机及传动系统的设计2、专题二、课题来源及选题依据双螺杆挤压机是为解决单螺杆挤压机的局限性而发展起来的。与单螺杆挤压机相比，双螺杆挤压机更容易加入带状料，分料及玻璃纤维等物料；物料在机筒内停留时间短；塑化混合效果优良。双螺杆挤压机在我国的使用非常普遍，因此对双螺杆挤压机的进一步研究对我国的经济发展有着极其重要的意义。三、本设计（论文或其他）应达到的要求熟悉反向旋转型双螺杆挤压机的发展历程，特别是近十几年来的发展；熟悉掌握反向旋转型双螺杆挤压机的工作原理；熟练反向旋转型双螺杆挤压机传动箱的设计方法；熟练绘制挤压机及传动系统总装图、部件图和零件图；能够熟练使用AUTOCAD。四、接受任务学生机械94班姓名徐志强五、开始及完成日期自2012年11月12日至2013年5月25日六、设计（论文）指导（或顾问）指导教师签名签名签名教研室主任学科组组长研究所所长签名系主任签名2012年11月12日摘要本文先分析了挤压机的市场需求和生产现状，并初步探讨了挤压机生产食品的工艺可行性；提出了用双螺杆挤压机生产食品的工艺流程。在现有挤压机的基础上，并参考了国内外比较成熟的挤压机设计方法，根据各种食品的特性和生产食品的特殊工艺要求，对挤压机的关键部位进行了相应的设计。本文详细的介绍了挤压机的主要零部件传动箱、传动系统、机筒等的结构设计，并进行了相应的校核计算；对主要传动零部件如传动箱大小齿轮，带轮，从动轴，键等进行了设计和强度校核，并对轴承承载能力进行了校核计算本文还涉及了挤压机一些辅助元件如加料系统，加热冷却装置，模头的选择要求,并进行了简单的设计。最后，本文介绍了一些关于挤压机的安装，操作，控制和维护等方面的内容。关键词传动系统；挤压混炼；反向旋转双螺杆挤压机ABSTRACTINTHISPAGE,THEMARKETNEEDOFTHEEXTRUSIONPRESSANDTHECONDITIONOFTHEPRODUCTIONISANALYZEDFIRSTANDFROMTHEORETICALLY,WESTUDIEDTHETECHNIQUEPOSSIBILITYTOPRODUCETHEFOODSWEEXPOUNDEDTHESPECIALTYANDWORKINGELEMENTSOFTHETWINSCREWEXTRUDERANDPOINTEDWORKINGFLOWTOPRODUCETHEFOODSWITHTWINSCREWEXTRUDERINTHEBASEOFTHEEXTRUDERSINEXISTENCE,WEREFERENCEDTHEMATUREMEANSOFEXTRUDERDESIGNINOURCOUNTRYANDABROADANDBASEDTHECHARACTERISTICOFFOODSANDTHESPECIALWORKINGCRAFTWORKREQUIRES,THEN,WEDESIGNEDTHEKEYSTRUCTUREOFEXTRUDERINTHISTEXT,WEINTRODUCEDTHESTRUCTUREDESIGNOFEXTRUDERINDETAIL,PARTICULARTOTHEMAJORPARTSASSIGNMENTTANK,SCREW,BARRELANDSYSTEMSANALYSISANDCALCULATINGTOTHOSEIMPORTANTTRANSMISSIONPARTSTHEBIGGEARANDTHESMALLGEARSINASSIGNMENTTANK,STRIPWHEEL,DRIVINGSPINDLE,KEY,WEMADEADESIGNANDCHECKTHEINTENSITYANDWECALCULATEANDCHECKTHECARRYINGCAPACITYOFTHEBEARINGPARTICULARLYWEALSOREFERTOTHECHOOSINGREQUIREMENTSOFTHEACCESSORIESHEATINGANDCOOLINGSYSTEM,DIE,KNIFEEQUIPMENT,ANDMADEASIMPLEDESIGNINTHEENDOFTHETEXT,THEINSTALLING,OPERATION,CONTROLLINGANDREPAIRINGOFTHEEXTRUDERWEREALSOINTRODUCEDKEYWORDSTHETRANSMISSIONSYSTEM；EXTRUSIONMIXINGANDSHAPING；COUNTERROTATIONTWINSCREWEXTRUDER目录摘要IIIABSTRACTIV目录V1绪论111挤压机技术应用及分析112国内外生产现状1121国内发展1122国际上主要有以下方面113挤压机生产食品的可行性分析214挤压技术在口香糖加工中的应用2141口香糖的市场需求2142口香糖的加工工艺2143挤压机生产口香糖的可行性42食品挤压机挤压设备简介621双螺杆挤压机的工作原理6211挤压原理6212挤压加工系统722总体结构设计73双螺杆挤压机挤压设备设计831传动系统的设计及计算8311传动系统设计8312电动机的选用8313传动比分配8314主要传动零部件设计计算和校核932辅助零部件设计计算20321加料系统设计计算20322加热与冷却系统的设计22323润滑油的选用244挤压加工系统的安装、操作与维护2541挤压加工系统的安装25411挤压机的安装基础25412调整挤压机水平25413机筒的安装25414螺秆的装拆25415模头的安装2542挤压加工系统的操作25421挤压机的开车25422开车操作注意事项2543挤压机的维护保养25431螺杆的保养25432机筒的保养25433挤压机其它部分的保养2644设计中的几个问题265总结与展望2751总结2752展望27致谢28参考文献291绪论11挤压机技术应用及分析挤压加工技术作为一种经济实用的新型加工方法广泛应用于食品生产中，并得到迅速的发展。谷物食品的传统加工工艺一般需经粉碎、混合、成型、烘烤或油炸、杀菌、干燥等生产工序，每道工序都需配备相应的设备，生产流水线长，占地面积大，劳动强度高，设备种类多。采用挤压技术来加工谷物食品，在原料经初步粉碎和混合后，即可用一台挤压机一步完成混炼、熟化、破碎、杀菌、预干燥、成型等工艺，制成膨化、组织化产品或制成不膨化的产品，这些产品再经油炸（也可不经油炸）、烘干、调味后即可上市销售，只要简单地更换挤压模具，便可以很方便地改变产品的造型。与传统生产工艺相比，挤压加工极大地改善了谷物食品的加工工艺，缩短了工艺过程，丰富了谷物食品的花色品种，降低了产品的生产费用，减少了占地面积，大大降低了劳动强度，同时也改善了产品的组织状态和口感，提高了产品质量。12国内外生产现状121国内发展从主机及其塑料制品区分，中国可以制造的挤出机包括单螺杆挤出机，适合于加工各种材料及各种结构的板、片、膜、丝、棒等产品；平行异向旋转双螺杆挤出机和锥形异向旋转双螺杆挤出机，适于加工温度敏感性材料，如PVC板、管、异型材等；平行同向旋转双螺杆挤出机，适于原料共混、填充、脱挥、改性、造料，增加一定装置如熔体泵，可用于直接成型；适于高填充料生产的磨盘挤出机、往复螺杆挤出机等。在我国的塑料加工中，几乎一半的塑料都是由挤出成型来完成的。在常规但螺旋挤出机组的性能方面，我国已能生产螺杆直径为12250的多种规格，门类齐全的挤出机组长径比大多为2530。在特种挤出机的研究领域，经我国广大科技工作者的努力已经研制出排气挤出机，电磁动态塑化挤出机，串联式磨盘动态挤出机，等多种型号，目前已进入系列的研发阶段。122国际上主要有以下方面新型挤出混炼技术与设备的开发；大口径管材挤出的导向平行双螺杆机出组，钢塑复合管挤出机组和大型双壁波纹管挤出成型机组的开发研究；符合挤出成型和设备的开发研究；CAD/CAM/CAE技术在塑料工业中的研究；在线检测机自动控制技术应用。可以预测，未来挤出成型技术的发展方向是高速、高产化；大型化和精密化；实现挤出成型设备的大型化可以降低生产成本。模块化和专业化；模块化生产可以缩短新产品的研发周期，争取更大的市场份额；而专业化生产对保证整期质量、降低成本、加速资金周转都非常有利。智能化和网络化；发达国家的挤出机已普遍采用现代电子和计算机控制技术，这对保证工艺条件的稳定、提高产品的精度都极为有利。高效、多功能化；塑料挤出机的高效主要体现在高产出、低能耗、低制造成本方面。13挤压机生产食品的可行性分析本世纪30年代，挤压技术开始应用于食品加工，它具有集输送，混炼，剪切，加热，加压等多种化工单元操作于一体的高温短时加工的特点，因此在食品加工领域的应用范围越来越广泛。除了谷物及植物组织蛋白挤压食品以外，从糖果制造到酪蛋白生产，从固体脂肪到风味成分的开发，及至饲料宠物食品加工制造都用到食品挤压机。挤压加工概括的说是将食品物料置于挤压机的高压和适当的温度的状态下，然后突然释放到常压，使胶基和各种调味料、香料达到充分渗透、混合和输出的过程。所以用蒸煮挤压法生产可以取得更好的混合效果，原料利用率高，营养损失小，生产出的食品的口感，香味的持久力都比传统的加工方法好。总的来说，用挤压法生产是现今的发展趋势，并且，传统的加工方法很快也会被挤压法所取代。14挤压技术在口香糖加工中的应用141口香糖的市场需求口香糖是一种胶基糖（CHEWINGGUM）,以白沙糖为主料，配以可食用的天蓝树胶和热塑性树脂等胶基制成的可咀嚼的休闲糖果。口香糖是一种目前国际上流行的低热值食品，被人们誉为“美容糖果”。通过不断的咀嚼，可消除口臭，加快口腔内血液流动，预防口腔感染，使面部肌肉增加弹性，不易产生皱纹等效用，因此很受人们的青睐。研究显示，中国糖果市场正向品味多样化方向发展，糖果的功能的多样化也是影响商家经营运作的关键所在，糖果正在改变着只提供热量的单一功能，朝着具有营养保健作用的方向发展，口香糖也是如此，而且当前国内市场空白点还有很多，尤其是无糖领域，需求量日益扩大，利润空间广阔，由于我国人口众多，同时随着人民生活水平和生产质量日益提高，人们的消费水平也得到了极大的提高，所以口香糖的发展正朝着多功能的方向发展，目前市场出现的无糖木糖醇口香糖需求量正在不断的加大。近年来，中国的口香糖市场以每年百分之十的速度增长，目前的市场规模已超过二十亿元。在乐天进入中国之前，市场上只有口味型口香糖，但我们把功能型口香糖引入中国。事实证明随着生活水平的提高，人们对于口香糖的要求也在逐渐变化。消费者把注意力从追求口味的多样化转移到了健齿防蛀等附加功能上来，促成了口香糖由“口味型”向“功能型”的转变,这主要归功于木糖醇的功能应用。在上世纪80年代，国外的木糖醇主要用于生产无糖口香糖。上世纪90年代后，国际市场上的木糖醇需求逐年增加，人们越来越注重保健。我国的无锡利夫糖果有限公司最早将木糖醇用于口香糖中，生产“魄力”无糖口香糖。到目前为止，国内已有广东的“益达”、深圳的“华艾康”等品牌。另外，在国内近几年许多含有木糖醇的保健品，如口服液、保龄参咀嚼片、糕点、饼干也大量投放市场。由于木糖醇的防龋齿作用，在牙膏行业也有一定的市场。总之，口香糖已成为人们生活中必不可少的一种休闲食品，且我国人口多，发展空间极大，口香糖的市场需求量会不断的提高。142口香糖的加工工艺口香糖主要是由口香糖胶姆基、精幼砂糖或其他添加剂、乳化剂和香料等原料加工而成，将各种原料在约120温度下加以混合，混合时依一定的次序，先投入已加热溶解的基质，再投入砂糖、葡萄糖、饴糖、香料等，切必须均匀的加以搅拌。混合后的原料，其水分应保持在3以下，成型后在温度为2124、相对湿度为4550的调温室中保持68H，以后才可包装。现在主要是用挤压加工法代替传统的加工方法，事实证明，用挤压加工的口香糖，其清新的薄荷香味在咀嚼中可比原来多保留50的时间，而由于加工的连续化并且通过强大的功率将调料柔和进糖和胶基内，加工时间大大缩短，获得较短的生产周期和减少停工时间。挤压后的口香糖更有弹性并在挤出是其变性和粘性很小。在口香糖的挤压加工中，调料必须在开始段加入，这与生产其他食品不同，这样可保证其均匀地被吸收并完全与胶基相结合，以获得最长的持续效果，另外，一些其他的活性成分，如高强度甜味剂、药物成分、尼古丁、尿素、增香剂、可可、咖啡、果酸等，也应该在开始段加入，但柠檬酸会在挤压加工中发生变性并酸性挥发，可用酒石酸代替使用。由于胶基在蒸煮挤压加工中会变脆或变粘，就应该选择合适的增塑调料溶剂加入，为捕集口香糖内的活性成分，可加入一些特别的结合剂，如将钙盐和麦芽糊精与水想调和进行真空加热，然后在10的温度下进行挤压成形成异丙醇，使用这种方法可使挤压物固化并能被进一步加工。如图11为口香糖加工工艺流程图。口香糖的基本组分比为胶基1820糖60左右葡萄糖浆20左右甘油0305图11口香糖加工工艺流程图工艺及操作说明香口胶生产中多选用商品胶基，在使用时应注意酸性胶基和非酸性胶基应用范围的异。胶基启用时先置于7580下软化，约需2H。再生胶质料为生产过程中的边角余料，加入量为5左右。将混和机加热至4555，并在铲刀上加一些糖粉。加糖粉是为了避免粘连，故仅在第一道混合作业时采用。混和1工序和混和2工序各需5MIN，混和L工序约需3MIN，混和5工序约需2MIN,过分温和会影响产品质量与贮存寿命，混和工序保持在4550之间操作，若混和机连续使用则毋须每次加热，因为连续操作的摩擦热会使混和机温度升高。混和时加入的糖应为微细的糖粉，以消除口糙感，糖粉粒度要求在001MM005MM之间。切割混和好的胶团，每块4KG，并在30MIN60MIN内使其冷却。若成品要求为粒状，则进入造粒工序；若成品要求为片状，则进入压延切片工序。涂层有关软涂料的一些基本方法在盘内滚动的胶基中，芯上加上足够的粘性糖浆，确保所有部位均被糖浆所覆盖，并滚动直到均匀为止。加进足够的糖粉以吸干表层的水分。要避免糖粉放得过量，因为多余糖粉会与下批加入的粘性糖浆混和结块。糖粉粘度大小要求在0204MM，当达到要求厚度后，制品必须在盘内放置12H。粘性糖浆配方A葡萄糖基粘性糖浆将10KG糖溶于4KG水中煮沸到1075，然后加10KG80的葡萄糖浆右旋，不需加热，只需混和。B阿拉伯树胶基粘性糖浆将7KG的阿拉伯树胶溶于20KG水中，浸泡24H后再进行进滤将20KG的葡萄糖浆溶于7KG的水中煮沸到1075将10KG的阿拉伯树胶溶液倒入15KG的糖浆之中。一般广泛应用葡萄糖基粘性糖浆。为了使工作方便且缩短时间，气源必须进行严格的控制，使用的空气越冷越干焊，则涂层越方便。要在抛光之前获得更加光滑的表面，在最后一阶段可使用稀释的糖浆。抛光在准备抛光盘时要在其内表面粘贴一层帆布并且在其上覆上一层蜡基混和物，配方如下蜂蜡73，滑石9，巴西蜡或鲸脑油脂18。143挤压机生产口香糖的可行性80年代，研究人员开始把挤压机与生物，化学反应联系起来作为生化反应器研究，现已成为挤压技术进行工业应用的发展最新方向之一。挤压机作为生化反应器具有如下优点在生化反应中，可以使用少量的水分进行干法反应，反应后不必进行物料与水分的分离，同时反应过程中使用了少量的水分，因此可以节省大量的能源，减少了对环境的污染挤压机可以作为一台输送高粘度介质的稳压泵，保证反应过程的连续性，获得恒定的产量与其他反映器相比，挤压机的热交换面积相对较大，其作用相当于一台刮板式热交换器反应物在挤压机的停留时间分布窄，有利于获得反应均匀的产品可以根据反映的要求，通过改变挤压机结构参数和操作参数调整反映的程度；挤压机作生化反应器具有如下不足挤压机的容量有限，因此要求生化反应的时间要短，反应速度要快，才能获得经济，可行的反应过程挤压机作生化反应器受反应物的粘度限制，反应产物的粘度要求也要足够高，以保证物料的有效输送以经济的利用挤压机。通过对前人研究成果的分析，本课题用双螺杆挤压机作为生化反应器进行口香糖的研究。其间可能会产生及需解决的问题有挤压机内变化过程中以停留时间，温度，剪切率为主要系统参数进行研究分析，可不可行挤压机生产出来的口香糖用常温还是风机或其他办法冷却生产过程中的废气用何种方法解决，是否有污染问题口香糖在一定温度下将有粘壁现象，用何种方法解决物料在机筒中输送时会对机筒产生磨擦，能否避免或者减少其摩擦总之，本课题采用反向旋转型双螺杆挤压机生产口香糖的工艺是切实可行的。2食品挤压机挤压设备简介食品混炼成形的挤压机一般采用双螺杆挤压机，双螺杆挤压机的特征是两根平行的螺杆装置在具有8字形孔的机筒内，螺杆旋转，机筒加热，完成对物料的加工挤出。21双螺杆挤压机的工作原理211挤压原理强制输送双螺杆挤压机按螺杆旋转的方向不同，可分为同向旋转和反向旋转两大类，反向旋转的双螺杆挤压机又可分为向内和向外的两种。根据双螺杆的旋转方向，啮合程度和螺纹参数的不同，双螺杆的啮合部分可构成在横向和长度方向是全开的全闭的，或半开半闭，因而形成的C形小室可以是相互连通的，也可以是完全封闭的。理想的全啮合反向旋转的双螺杆的C形小室是完全封闭的，小室中的物料跟着小室一起前移，输送过程中不会产生倒流或滞流，因此具有最大的强力输送。为了减少物料和螺杆、机筒的摩擦力，使物料更容易螺旋输送，本设计采用向外反向旋转式双螺杆。混合作用图21反向旋转，物料在双螺杆螺槽中的流动情况由于反向旋转双螺杆在啮合处螺棱和螺槽的速度方向相同，但存在速度差，因此被螺纹带入啮合间隙的无聊将受到螺棱和螺槽间的挤压和研磨，使物料得到混合和混炼。自洁性能反向旋转的双螺杆，在啮合处螺纹和螺槽间，存在速度差，在相互擦离的过程中，相互剥离粘附在螺杆上的无聊，使螺杆得到自洁。压延效应向外反向旋转的螺杆挤压机，由于有使物料向上运动的趋势，因此没有明显的压延效应。212挤压加工系统机筒挤压加热与冷却成型XXING图22典型食品挤压加工系统链图如图22所示,典型的挤压加工系统支链图,其中包括喂料装置、预调质装置、传动、挤压、加热与冷却、成型、切割、控制等部分组成。22总体结构设计螺杆挤压机总体结构对整机的性能有很大的影响，总体结构包括挤压系统，传动系统和驱动源的相互位置关系。由于这些关系的不同，构成了种种不同差别（见表21）表21总体结构设计分析表总体类型不同类型优点缺点卧式螺杆挤压机螺杆在空间呈水平放置，尺寸大小影响占地面积，对空间高度影响不大计量部分的螺杆和机筒易于磨损外观形式立式螺杆挤压机螺杆在空间呈竖直减速箱选型和结构设计受限制，空间高度要求高整体式螺杆挤压机结构紧凑不便于加工和装拆、维修联接形式分段式螺杆挤压机能够采用标准减速器，易于装拆、维修需专门设置螺杆轴承座及相应的润滑系统电机置于机器旁侧便于电机及机器维修占地面积大动力源和传动装置位置电机置于减速箱前部，挤压系统下部机器结构紧凑，外观整齐要求设计带等传动系统，传动效率低结论通过以上分析，结合本课题的实际情况，拟采用卧式分段式结构形式，动力源和传动装置位置选用电机置于减速箱前部，挤压系统下部。料仓喂料装置3双螺杆挤压机挤压设备设计31传动系统的设计及计算传动系统是挤压机的主要组成部分之一，它的作用是驱动螺杆，并使螺杆能在选定的工艺条件下如温度、压力和转速下获得所必须的扭矩且能均匀地旋转，以完成对物料的塑化和输送。311传动系统设计如图31所示初步确定挤压机传动路线312电动机的选用螺杆转速的调节是生产食品的一个关键性操作参数，因此在本设计中，我们将采用无级调速电机与有级减速机的组合。采用无级调速电机，主要是因为其工作特性曲线与挤压机的工作特性曲线很接近，如图32所示。采用它来作原动机，能够保证有较高的功率因素与效率COS06096，5060，且启动性能好，运行稳定，可得到较合理的使用。为使螺杆获得足够的转矩，电机调速不应太低，控制在1000R/MIN左右。采用有级减速机，承担大部分的传动比，可满足这一要求。为减小整机外形尺寸，使结构紧凑，电机置于下方，通过带轮传动带动减速机。带轮不仅可以分担一定的传动比，而且还可使整个系统传动稳定，并起到过载保护的作用。由前面电机选用YCT3154A电磁调速电机313传动比分配1总传动比实验研究表明，挤压机在螺杆转速40R/MIN左右时，为满足一定的螺杆输入转矩，初取电机工作转速N电机900R/MIN，挤压机工作转速N40R/MIN，则总传动比I总N电机N900402252带轮传动比由于设计中选用减速机，而分配箱内齿轮又受螺杆中心距限制，传动比不大，因而减速机将承担大部分的传动比，因此带轮传动比可取较小值。同时，这样也可减小机器尺寸和重量，便于安装。在设计中，我们初取带轮传动比IV2。3减速机选用参考13，按强度选用减速机。计算功率PCKAPPP1KW工况系数KA按轻微冲击查表1840得KA1减速机传递功率PT电N电MAX9550V2321320955009633403KW则计算计算功率PC11817933403KW选用ZLY140型电机7，其许用输入功率PP135KW，传动比I减10。4传动箱传动比根据上面的分配情况，I分配箱I总IVI减2252101125，即传动箱设计为减速器。设计成这一形式，一方面主要是受双螺杆中心距限制和出于水平平行布置时应避免齿轮与轴发生干涉的考虑，另一方面也是为了在有限的径向距离内增加齿轮的模数以提高其强度。314主要传动零部件设计计算和校核3141V带传动设计计算以下设计计算参考14。已知电机输出功率P232900955021864KW，小带轮转速N1N电900R/MIN，初定传动比IV2，载荷变动小，每天工作8H，要求中心距不超过800MM。表31V带传动设计计算计算项目计算内容计算结果定V带轮型号和带轮直径工作情况系数由表115KA11计算功率PCKAP1121864PC240504KW选带型号由图1115选C型小带轮直径由表116D1250MM大带轮直径D21D1IV10022502490MM设2式1115取D2490MM大带轮转速N21D1N1D21002250900490N2490R/MIN计算带长求DMDMD1D222504902DM370求D2D124902502120初取中心距750MM带长L0DM2A2A。式11237027501202750L026816MM基准长度由图114LD2800MM求中心距和包角中心距AA0LDL0/2式113750280026816/2续表3180920MM取A800MM小轮包角1180D2D160A式114180490250573800116281120求带根数带速VD1N16010002501320601000V17278M/S传动比IV1D2D1100249025019208带根数由表133P06635KW；由表135KA096由表132KL095；由表134P0096KWZPCP0P0KKL式1122240504663506909609536取Z4根求轴上载荷张紧力F0500PC25KAVZKAQV250024050425096172784096017172782F032987N轴上载荷FQ2ZF0SIN22432987SIN162812FQ2609323N材料与结构带轮结构小带轮采用实体式，大带轮设计成轮辐式，具体外形结构略带轮材料大、小带轮均采用HT200铸造3142传动箱斜齿圆柱轮传动设计计算传动箱的传动形式如上图所示，大齿轮带动一小齿轮，小齿轮再带动另一小齿轮，因大、小齿轮传动尺寸受限制，为提高齿轮强度，大小齿轮设计成齿轮轴形式，且大、小齿轮均采用合金钢20CR，渗碳淬火低温回火，硬度5662HRC取60HRC。本设计中采用硬齿面斜齿轮啮合闭式传动，其主要失效形式为齿面的疲劳断裂和磨损，因此其计算原则是先进行接触疲劳强度计算，然后再按弯曲疲劳强度进行校核。以下，我们参考14进行齿轮传动的设计计算与强度校核。已知单个小齿轮输入功率P21864V减速机轴承齿轮21864096095099098193457KW，转速N240R/MIN，传动比II总IVI减225192081011713，单向转动，载荷变化小，转动较平稳，工作时间8小时/天，该机器预计寿命5年，齿轮非对称分布,精度6级。表32齿轮传动的设计计算与校核计算项目计算内容计算结果确定主要几何尺寸1初步估算大齿轮直径D2由于双螺杆中心距为80MM，两大齿轮设计成一样，所以大齿轮分度圆直径为D280MM模数MN由于是硬齿面传动，为提高齿轮强度取法向模数MN3大齿轮齿数Z2初估螺旋角15，则大齿轮齿数Z2D2COSMN80COS1525929续表32圆整取Z226小齿轮齿数Z1Z1Z2I26117132219圆整取Z122中心距AMNZ1Z22COS322262COS15738MM圆整取A75MM校核螺旋角ARCCOSMNZ1Z22AARCCOS3222627518066，符合法向啮合角N取N20分度圆直径D1、D2D1MNZ1COS322COS118066D16875MMD2MNZ2COS326COS15359D28125MM所以双螺杆中心距为AD28125MMA8125MM齿宽B为提高配比齿轮的承载能力，取B20MN20360为提高齿轮的承载能力取B70MM所以取B172MMB270M传动比IIZ2Z12622I11818大齿轮转速N24501011818N2380775R/MIN圆周速度VD2N260100031428125380775601000V0162M/S齿面接触疲劳强度校核使用系数KA由表32132KA135动载系数KV由于KVKBKAK2（Z1V100）（U2/（U21）1/2其中K1、K2由表32133K1133K200087FT2T2/D22461880/81251136935NKAFTB13511369357021927N/MM100N/MM所以KV11332192700087（260162100）（117132/（1171321）1/21222KV105齿间载荷分配系数KH由表32136，KH11齿向载荷分配系数KH由表32134，KH111018D212104B11101870/8125212104701541弹性系数ZE由表32137ZE1898MPA1/2节点区域系数ZH由图32113ZH223重合度系数Z由图32114188321Z11Z2COOS180661547BSIN/MN70SIN18066（31423）20791故取1，所以Z411/2式123111/2115471/20804Z0804螺旋角系数ZZCOS1/2COS180661/2式1232Z098接触最小安全系数SHMIN由表32140SHMIN10总工作时间THTH5300802TH2400H应力循环次数NLNL260N2TH6013807752400NL2548316106续表32NL1NL2I54831610611713NL164224106接触寿命系数ZN由图32130ZN1ZN2113许用接触应力HH1H2HLIMZN/SHMIN式12111500113/10H1H21695MPA验算HZEZHZZ2KAKVKFKFFT/BD2U1/U1/2式1229189822308040980213512213276111136935/708125117131/117131/299643MPAH11695MPA满足接触疲劳强度要求齿根弯曲疲劳强度校核齿形系数YFSZV1Z1/（COS3）22/（COS318066）25ZV2Z2/（COS3）26/（COS318066）30由图32116YFS1382，YFS2385应力修正系数YSTYST1YST22重合度系数YAV188321/ZV11/ZV2COS188321/251/30COS1806615795Y025075/AV式1218025075/15795Y07248螺旋角系数YYMIN1025式12361025107519671，按1计算Y1/120118066/1200849YMINY0849齿间载荷分配系数KFKFKH11齿向载荷分配系数KFKFKH145弯曲疲劳极限FLIM由图32129FLIM1FLIM2600MPA弯曲最小安全系数SFLIMSFLIM125弯曲寿命系数YNT由图32131YNT1YNT210尺寸系数YX由图32134YX10应力修正系数YST取YST2相对齿根圆角表面状况系数YRREIT由图32135取YRREIT104相对齿根圆角敏感系数YREIT由图32139取YREIT10许用弯曲应力FFFLIMYSTYNTYXYRREITYREIT/SFMIN式1219600211041010/125F1F29984MPA验算F2KAKVKFKFFTYFS2YNT2YY/BMN式1233135122213276111136935385072480849/703F210298MPAF1F1F2YFS1YNT1/YFS2YNT210298382103851010217MPAF110217MPAF2弯曲疲劳强度足够将上述计算得到的大、小齿轮几何尺寸列于表中，如表33所示，供设计使用。表33分配箱齿轮传动几何参数表MNNDMMDAMMDFMMAMMB大齿轮812587257375小齿轮3MM2018768757475618070723143轴强度校核计算由于受到中心距限制，设计得到的从动轴即齿轮轴与主动轴相比轴径较小，而齿轮大小接近，可认为啮合时受力相近，相比之下从动轴的强度很有进行校核。另外由于螺杆旋转，使物料向前输送的同时，螺杆相应受到向后的巨大推力，传至从动轴。因此，相比之下从动轴受力较复杂，更有进行强度校核的必要。从动轴主要结构形式如图15A所示。为简化计算，在校核时我们暂且忽略螺杆对从动轴的轴向压力，不考虑其对轴强度校核计算的影响。由于设计成齿轮轴形式，因此轴材料亦为20CR，热处理方法采用渗碳淬火低温回火，查12，得B835MPA，S540MPA。表34以下是参考14，进行从动轴强度校核的具体计算过程计算项目计算内容计算结果按许用弯曲应力校核计算齿轮受力圆周力FT2T2D224618808125FT1136935N径向力FRFTTANNCOS1136935TAN20COS18066FR4353152N轴向力FAFTTAN1136935TAN18066FA370861N作齿轮轴受力图见图15B计算支座反力水平面YZ反力由MBX0，得FAY43531526637086181252132FAY103519N其中负号表示与图中所示方向相反，以下若无特别说明，等同。由MAX0，得FBY4353152663708618125/2132FBY3317957N垂直面XZ反力由MBY0，得FAXFBXFT25684675N作水平面YZ受力图见图12C作垂直面XZ受力图见图12E计算各平面弯矩水平面YZ弯矩MCX左10351966MCX左6832254NMM这里，弯矩前的负号表示与图上对应的纵坐标正向相反，以下同。MCX右331795766MCX右218985162NMM垂直面XZ弯矩MCY568467566MCY37518855NMM作水平面YZ弯矩图见图12D作垂直面XZ弯矩图见图12F合成弯矩MC左MCX左2MCY21/2续表34683225423751885521/2MC左39412421NMMMC右MCX右2MCY21/221898516223751885521/2MC右455664347NMM作合成弯矩图见图12G作转矩图见图12H计算当量弯矩许用应力用插值法由表163查得0B1335MPA，1B77625MPA应力校正系数1B0B7762513350581当量弯矩MC左MC左2T221/2394124212058146188021/2MC左476809017NMMMC右MC右2T221/21089365049NMMMC右52881277NMMMA右T2058146188026835228NMM作当量弯矩图见图32校核轴径C处轴径DCMC右011B1/35288127701776251/34084MM8125MM强度足够，安全表35安全系数校核判断危险截面初步分析、四个截面都有较大的应力和应力集中，但相比之下、两处的应力较大，且应力集中较明显，又由当量弯矩图可知，弯矩，故以截面为例进行安全系数的校核。轴材料为20CR，渗碳处理，由表32所列公式计算疲劳极限对称循环疲劳极限1B041B0418351B34235MPA1030B03083512505MPA脉动循环疲劳极限0B171B17342350B581995MPA014114250503507MPA等效系数21B0B121710176210121410429截面上的应力弯矩MFAX2FAY24421/256846752331795723121/2M20404587NMM弯曲应力幅AMW289613496601503A23169MPA弯曲平均应力M0M0扭转切应力T2WT46188002503184752MPA扭转切应力幅和平均切应力AM21847522AM92376MPA应力集中系数有效应力集中系数在此截面处，有轴径变化，过渡圆角R5MM，由DD7375501515，R5055001续表35和B835MPA，从附录表1中查出K162，K1295表面状态系数从附录表5中查得0663RA63，B835MPA尺寸系数从附录表6中查得073，078按靠近应力集中处最小直径42MM查得安全系数弯曲安全系数设为无限寿命，KN1，由式165得SKN1BKAM134235162231690663073S4414扭转安全系数SKN1KAM125051295923760663078042992376S9245复合安全系数SSSS2S21/24414924544142924521/23984S1315截面强度足够，安全FAXAYFBXBYFATFRFBX56847NFT1369NFAX56847NFBY31795NFAY103519NFA370836NR45125图32齿轮从动轴结构与受力分析图3144从动轴轴承布置与校核计算A径向轴承在设计从动轴时，基于径向力和轴向力分别由径向轴承和推力轴承承担的考虑，同时由于两轴中心距较小，限制了径向轴承的外径，故本设计中选用强度和尺寸要求都很好的双列滚针轴承NA6908,以下我们参考14对其进行动载荷校核计算。表36动载荷校核计算计算项目计算内容计算结果冲击载荷系数FD查表187按轻微冲击选取FD11径向力FR由图33，分别计算A、B两处轴承承受的径向力FRAFAX2FAY21/2568467521351921/2FRA5778161NFRBFBX2FBY21/25684675233179521/2FRB6582121NFRBFRA，故取FRFRB6582121NFR6582121N当量动载荷PPFDXFRYFA式18511165821210P7240333N预期寿命LH1年，LH13008LH2400H计算额定动载荷CRCRPLHN1667010/3式1887240333240040166701/3CR129745N基本额定动载荷CR查手册14CR628KN结论CRCR，双列滚针轴承NA6907的选取从计算角度上看，应是完全合格的。但我们同时也看到轴承承受的轴向力还是相当大的，且因轴承而异，差别较大，因此为提高轴承的使用寿命，一方面要加大对轴承的润滑效果，另一方面也可尝试A、B两处轴承的定期互换，以利于轴承承载能力的充分发挥。B止推轴承由于双螺杆挤压机的螺杆在旋转过程中，受到很大的轴向推力作用，因此止推轴承布置形式的选取就显得非常关键。在本设计中，我们参考了10图33中止推轴承的布置方式。在这种结构中，推力轴承组后设置碟形弹簧垫圈，使螺杆传过来的轴向力，先由推力轴承组承受，当轴向力增大时，碟形弹簧被压缩，使前轴承与支撑座之间的间隙消失，前、后轴承共同承受轴向力。另外，碟性弹簧还能起到缓冲、吸收轴向载荷冲击和保护轴承的作用。推力轴承组由3组推力球轴承51306和4种不同形式的套筒共同组成。如图33所示。图推力轴承组示意图图33推力轴承示意图本设计中，从动轴选用推力球轴承51306和51308共同承受轴向力，查手册12，得轴承51306CR1428KN；轴承51308CR2552KN。CR1CR2，故只须对轴承51306进行动载荷校核计算，具体过程如下。表37推力球轴承动载荷校核计算计算项目计算内容计算结果螺杆推力FFPD24P为模头压力，设P8MPA831428524F454019N齿轮啮合的轴向力FA上面计算已知FA370861N实际作用的轴向力FAFAFFA24540193708612FA20846645N冲击载荷系数FD同上FD11当量动载荷PPFDXFRYFA式185110120846645P22931309N预期寿命LH同上LH2400H计算额定动载荷CRCRPLHN1667010/3式188229313092400401667010/3CR41103KN结论CRCR，合格。3145键的选择和强度校核从上面的计算我们可以看出，从动轴所受的转矩是相当大的。考虑到轴径较小，转速较低，用一般平键可能强度不够，无法传递转矩，因此在设计中我们采用了轴端矩形花键联接的形式。与普通平键相比，矩形花键具有定心精度高、应力集中较小、承载能力较大、传动稳定等优点，这也是我们对螺杆转动的要求和期望。根据实际轴径情况，查手册13，本设计中花键规格确定为626326，键长60MM。以下我们将按静联接方式校核花键强度。表38花键强度校核计算项目计算内容计算结果齿数Z已知Z6齿面工作高度HHDD232262H3MM齿的接触长度L已知取L60MM载荷不均匀系数KK0708取K07平均半径RMRMDD432264RM145MM许用挤压应力P表72P100140MPA传递转矩T已知TT2461880NMM挤压应力PPTKZHLRM式73461880076360145P42135MPA结论PP，花键强度足够，安全以上计算参考14的有关内容。与从动轴相比，主动轴承受的转矩更大约为从动轴的两倍，因此键的联接强度更不容忽视。由于主动轴的输入端与标准减速器的输出端选用联轴器联接，因此采用平键。为保证传动的可靠性和安全性，本设计中采用了双键形式，相隔180布置。本设计中键的规格为1056，键高H8MM，下面我们参考手册13，进行强度校核。表39键的强度校核计算项目计算内容计算结果传递转矩TTFTD11136935D1T1136935D1NMM键与轮毂接触高度KKH282K4MM键的工作长度LLLB5610L46MM挤压应力PP2T15D1KL双键按15个键21136935D115D1446P8238MPA许用挤压应力P表73P200250MPA结论PP，键强度足够，安全3146螺杆推力的传递和拉杆强度校核螺杆推力的传递是挤压机传动系统设计中最亟须解决的问题之一。本设计中，物料压力的传递路线是这样的一方面，物料对螺杆的推力由螺杆出发，依次经过套筒联轴器套筒轴承支架，传至传动箱内的从动轴上，再通过推力轴承，传到传动箱箱体，而传动箱又通过拉杆固接于机架；另一方面，物料对模头的压力通过端盖传至机筒，由于机筒通过螺栓固接于机架，这样就形成了一个“封闭力系”。通过上面的分析，我们看到物料对螺杆的推力最终是通过拉杆传递到机架上的，全部轴力都作用于拉杆，这就对拉杆的强度提出了很高的要求。本设计中，拉杆螺纹规格为M30，数目为4，安装时预紧。以下是对拉杆抗拉强度进行校核计算的过程视拉杆为螺栓，静载荷14。表310拉杆抗拉强度的校核计算项目计算内容计算结果计算拉杆受力端盖承受最大压力上面计算已知FQ454019N拉杆工作载荷FFQZ4540194式613F11350475N剩余预紧力F02F0211350475见631节F2270095N拉杆最大拉力F0FF113504752270095式65F01362057N计算拉杆应力拉杆直径已知D30MM螺纹段几何尺寸查手册15得D126211MM，D227727MMP35MM，H0866P3031MM拉杆危险截面面积ACD1H624262113031624AC519050MM2选择拉杆材料45钢选择拉杆性能等级46级，则B4100400MPAS06B06400S240MPA安全系数查表63SS25拉杆许用应力SSSS24025S96MPA拉杆应力F0AC136205751905026241MPA结论S，拉杆强度足够安全32辅助零部件设计计算321加料系统设计计算为了将物料不断的供给挤压系统，必须在挤压机上设有喂料系统，加料装置的设计适当与否，对挤压机的产量，产品的品质等有直接的关系。喂料基本要求按照设计实际需要及具体条件来决定装置设计