机械毕业设计（论文）-食品用双螺杆挤出机主机的设计【全套图纸】.doc

I 摘 要 针对设计任务要求 进行了组合式食品双螺杆挤出机的设计 首先 进行 了总体方案的设计与选择 确定采用积木式螺杆和剖分式机筒 有利于提高生 产效率 降低挤出机的制造难度 然后 对挤出机的各组成子系统进行了设计 与计算 主要包括传动系统 加料系统和挤出系统等的设计 最后 对关键的 零部件进行了校核计算 总体上看 所设计的食品双螺杆挤出机 结构比较简单 有较好的进料特 性 正向输送特性 良好的混合和自洁性能 而且 生产效率也较高 关键词 组合式 双螺杆 自洁 全套图纸 加全套图纸 加 153893706 II Abstract According to the requirement design modular food twin screw extruder design First design and choose the overall scheme adopt block screw and cylinder profile fraction improve the production efficiency reduce the difficulty of the extruder manufacture then design and calculate the extruder subsystems mainly includes the transmission system charging system and extrusion system etc Finally check the key parts Overall the design of food twin screw extruder the structure is simple have good feeding characteristics transportation good mixing and self cleaning performance and the production efficiency is higher Keywords modular twin screw self cleaning I 目 录 摘 要 I Abstract II 第 1 章 绪 论 1 1 1 课题研究的意义 1 1 2 双螺杆挤出机的发展概况 1 1 3 双螺杆挤出机的组成 3 1 4 双螺杆挤出机的主要技术参数 3 第 2 章 总体方案确定 5 2 1 设计参数 5 2 2 整体方案的拟定 5 第 3 章 传动系统的设计 7 3 1 电动机的选择 7 3 1 1 选择电动机类型和结构形式 7 3 1 2 选择电动机的容量及转速 7 3 2 初步方案 8 3 2 1 转速图布置 8 3 2 2 传动系统和扭矩分配装置 10 3 3 计算传动系统装置的运动和动力参数 11 3 3 1 各轴输入功率 11 3 3 2 各轴输入转矩 12 3 3 3 齿轮的齿数 12 3 3 4 第五对齿轮的设计 12 3 3 5 第二对齿轮的设计 18 3 3 6 带轮的设计 23 3 3 7 轴的初步设计 27 3 3 8 轴的校核 28 第 4 章 挤出系统的设计 32 4 1 螺杆的设计 32 II 4 1 1 螺杆设计主要指标 32 4 1 2 螺杆主要参数的设计 33 4 2 螺杆轴承装置 36 4 2 1 螺杆轴向力的确定 37 4 2 2 螺杆的强度计算 37 4 2 3 轴承组的工作特点 39 4 2 4 套筒式串联推力轴承组 39 4 2 5 轴承设计原则 40 4 3 机筒设计 40 4 3 1 机筒元件的结构形式 41 4 3 2 机筒的材质 44 第 5 章 加热与冷却装置 45 5 1 加热装置 45 5 1 1 载体加热器 45 5 1 2 电阻加热 46 5 1 3 电感应加热器 46 5 2 冷却装置 47 结 论 48 致 谢 49 参考文献 50 III CONTENTS Abstract I Chapter 1 Introduction 1 1 1 The significance of the research 1 1 2 The development of twin screw extruder Overview 1 1 3 Composition of twin screw extruder 3 1 4 The main technical parameters of the twin screw extruder 3 Chapter 2 Overall program to determine 5 2 1 Design parameters 5 2 2 The formulation of the overall program 5 Chapter 3 Transmission 7 3 1 Motor selecting 7 3 1 1 Select motor type of nuclear structure 7 3 1 2 Select motor capacity and speed 7 3 2 Preliminary program 8 3 2 1 Speed Chart Layout 8 3 2 2 Torque transmission and distribution equipment 10 3 3 Calculate the movement and power transmission equipment parameters 11 3 3 1 The shaft input power 11 3 3 2 The shaft input torque 12 3 3 3 Gear teeth 12 3 3 4 Fifth gear design 12 3 3 5 The design of the second gear 18 3 3 6 Pulley design 23 3 3 7 Axis of the preliminary design 27 3 3 8 Checking of the axis 28 IV Chapter 4 Extrusion system 32 4 1 The structure of screw 32 4 1 1 Screw design main index 32 4 1 2 The main parameters of the design of screw 33 4 2 Screw bearing device 36 4 2 1 Determination of axial screw force 37 4 2 2 Screw the strength calculation 37 4 2 3 Bearing characteristics of group work 39 4 2 4 Telescopic Tandem Thrust Bearings 39 4 2 5 Bearing design principles 40 4 3 Barrel Design 40 4 3 1 Barrel structure components 41 4 3 2 Barrel structure components 44 Chapter 5 Heating and cooling equipment 45 5 1 Heating device 45 5 1 1 Carrier heater 45 5 1 2 Resistance heating 46 5 1 3 Induction heater 46 5 2 Cooling divice 47 Summary 48 Thanks 49 References 50 1 第 1 章 绪 论 1 1 课题研究的意义 挤出技术在食品工业上的应用越来越广泛 从较早的方便食品 休闲食品 到植物组织蛋白等领域 在一些发达国家 挤出技术的理论研究越来越完善 利用挤出技术改性蛋白质 研究淀粉 蛋白质等在挤出过程中的变化 并进一 步研究营养吸收等问题 工艺条件的不断完善和工艺设备的不断改进为挤出技 术的应用开辟了广阔的前景 随着聚合物加工业的发展 作为聚合物加工主要设备之一的双螺杆挤出机 在聚合物加工行业已得到 并将进一步得到越来越广泛的应用 而且在其他行 业将得到更多的应用 尤其在食品行业 双螺杆挤出机被广泛用于淀粉膨化食 品 蛋白挤压食品 膨化饲料的生产 还被用作特殊化学或生化反应器 1 人们已花费大量时间来研究挤压机 特别是单螺杆挤压机中物料输送情况 跟单螺杆挤压机相比 双螺杆挤压机有较好的进料特性和正向输送特性 良好 的混合和自洁性能 物料在机筒内的停留时间短以及对整个物料温度控制性能 良好等特点 所以在工业上具有广泛的应用 理想的挤压膨化与成型加工是采 用双螺杆挤压机 而发展的主流是同向旋转 完全啮合 梯形螺旋的双螺杆挤 压机 2 所以 双螺杆挤压机的设计对于发展我国的食品工业以及其它运用双 螺杆挤压技术的行业有着重要的意义 1 2 双螺杆挤出机的发展概况 双螺杆挤出机发展至今 已在聚合加工中居重要地位 而且大有应用越来 越广泛之势 双螺杆挤出机是随着聚合物加工业及食品加工业的发展而出现和 发展的 而在聚合物加工中真正应用的双螺杆挤出机是在 20 世纪 30 年代 首 先在意大利研制成功 第二次世界大战前后 双螺杆挤出机发展较快 现在双 螺杆挤出机是在 20 世纪 60 年代末和 70 年代初发展起来的 更准确的说 现 2 代啮合异向双螺杆挤出机是随 RPVC 制品的发展而发展的 啮合同向双螺杆 挤出机则是在聚合物改性的推动下发展的 3 在双螺杆挤出机的发展过程中 就制造方面而言 遇到的困难比单螺杆挤 出机多得多 除了螺杆元件及构型的研制外 最重要的就是止推轴承和传动箱 设计制造问题 因为双螺杆挤出机的两螺杆中心距确定后 其承受巨大轴向推 力的止推轴承的安装间隙有限 要设计制造出性能良好的能承受轴向和径向轴 承 及能均载的轴承组合结构是比较困难的 早期的推力轴承固定到足以提供 给双螺杆传动箱良好的机械可靠性 20 世纪 60 年代 开发出一种特别适用与 双螺杆挤出机应用的特殊推力轴承后 双螺杆挤出机的可靠性才可与单螺杆挤 出机相比 但双螺杆挤出机仍没有像单螺杆挤出机那样高能力的推力轴承 另 外 双螺杆挤出机传动箱的设计制造也比单螺杆挤出机的困难 复杂的多 要 在有限的中心距内传递很大的扭矩 并把这很大的扭矩相等的分配到两螺杆上 去 在设计 制造及材质选择 热处理上都遇到很多问题 1 自然 随着机械 设计水平 机械加工水平的提高及整体工业配套的发展 上述问题逐渐得到解 决 从而使双螺杆挤出机得到飞速发展 与西方国家 美 德 意 英 日等 相比 双螺杆挤出机在我国开始应 用较晚 大约在 20 世纪 70 年代初 只是到了 20 世纪 80 年代初才开始较多 的由国外引进 随着对双螺杆挤出机性能的加深 在 20 世纪 80 年代中期 双 螺杆挤出机在我国的应用范围和使用量扩大 通过引进国外技术 我国有的厂 家开始生产制造双螺杆挤出机 到 20 世纪 90 年代处 我国双螺杆挤出机的发 展很快 形成双螺杆挤出机制造热 至今 不但能生产啮合同向双螺杆挤出机 也能生产啮合异向平行和锥形双螺杆挤出机 所生产的双螺杆挤出机的规格已 由中小型开始向大型发展 并基本形成系列 制定了相应标准 年产几百台套 除特种类型和大规格的双螺杆挤出机尚未生产外 国产双螺杆挤出机以基本能 满足国内一般生产的需求 但就双螺杆挤出机的设计 制造水平和机器的整体 质量而言 与国外先进国家生产的双螺杆挤出机还有不少差距 这表现在独立 设计能力较弱 不少厂家的产品是测绘和仿制的 设计出水平较高的机种较少 机械制造水平 材质 热处理水平也有差距 轴承 电器 仪表配套还不健全 电器仪表质量也较差 不可靠 4 3 1 3 双螺杆挤出机的组成 不论何种双螺杆挤出机 其整体结构组成与单螺杆挤出机差不多 由主机 机头和辅助机组成 其中主机就是通常所说的双螺杆挤出机 在实际应用中 双螺杆挤出机必须配以机头和辅助机才能完成预定的任务 这就是所谓双螺杆 挤出机组 双螺杆挤出机 主机 是双螺杆挤出机组的核心组成部分 从总体 组成上看 双螺杆挤出机和单螺杆挤出机差不多 由传动系统 积压系统 加 热冷却系统系统 控制系统等组成 5 1 4 双螺杆挤出机的主要技术参数 螺杆直径 D 双螺杆挤出机的螺杆直径是一个基本而重要的参数 螺杆直径的大小在很大程度上反映了挤出机规格的大小 生产能力的大小 因 为挤出机的生产能力与螺杆直径的平方成正比 其他参数也都与它有关 6 中心距 双螺杆挤出机两螺杆之间的中心距是一个重要参量 从制定总 体方案到具体结构设计 决定了如下几何关系 并因而决定了有关的设计 参 数 传动系统输出轴 与螺杆相连 及有关齿轮的尺寸 推力轴承外径尺寸的大小 及最大的机头设计应取多大 螺杆的外径和根径 两螺杆的啮合程度 螺杆槽深度和螺杆挤出机的最大 理论输送量 长径比 L D 螺杆长度与螺杆直径的比值 这也是一个重要的参量 在一定程度上反映出双螺杆挤出机的规格及其性能 螺杆转速范围 这是一个 很重要的特征参数 在一定程度上反映了双螺杆挤出机的挤出能力和混炼能力 双螺杆挤出机的螺杆转速 除了像单螺杆挤出机那样取决于对挤出量的要求 被加工物的特征和最终制品的质量外 还受螺杆旋转方向的影响 挤出量 Q 挤出量就是所谓的产量 它是一个重要的参数它表征机 器生产能力大小 是用户选择双螺杆挤出机规格时的重要依据之一 最大理论 4 挤出量等于无机头压力下 单位时间内螺杆转速与一个 C 型小室 啮合型双 螺杆挤出机 体积的 2 倍的乘积在乘上螺纹头数 7 VnmQ 2max 式中 m 螺纹头数 n 螺杆转速 V 一个 C 型小室的体积 5 第 2 章 总体方案确定 2 1 设计参数 双螺杆挤出机的直径为 35mm 长径比 25 转速范围是 30 250rpm 双螺杆转动方向为同向 要求按已知条件设计出同向啮合双螺杆挤出1 41 机 2 2 整体方案的拟定 螺杆类挤出机的应用都是以机组式出现 挤出机组包括主机 即通常所说 的挤出机 机头和辅机 因此就双螺杆挤出机的设计而言 它可以包括主机 即通常所说的挤出机 机头和辅机的设计 也可以单指主机的设计 8 本 设计就是针对主机的设计 而双螺杆主机的设计应当包括挤出机的类型的确定 挤压系统的设计 传动系统的设计 加料冷却系统的设计 控制系统的设计 双螺杆挤出机的类型确定后 要进行整体设计 除了下面将要详细介绍的 双螺杆挤出机的主要技术参数的确定外 还应包括以下几个问题 是整体式还 是积木式 是开式还是闭式 整个主机是一阶还是二阶 如果是二阶 第一阶 第二阶是双螺杆挤出机 还是单螺杆挤出机 在挤压系统中要不要串接齿轮泵 机筒是整体封闭的 还是剖分的 这些问题带有全局性 它们会对双螺杆挤出 机的设计带来很大影响 必须根据需要及经济性 技术上的可行性来选择确定 下面就其中的几个问题进行简单讨论 9 开式设计和闭式设计 所谓开式设计 一般指双螺杆挤出机的挤压系统 冷却加热系统都裸露在外面 这种设计的优点是各部分出现故障时 检查 维 修及拆装比较方便 也一目了然 但有人觉得其外观比较零乱 啮合同向双螺 杆挤出机大多采用这种设计 所谓闭式 与开式设计相反 其挤压系统 冷却 加热系统的外面装有外罩 其余的部分有时也封闭起来 这种设计看上去外形 比较整齐 但检修不太方便 锥形双螺杆挤出机多采用这种结构 6 一阶机和二阶机 所谓一阶机 指主机只有一个挤压系统 包括一套螺杆 机筒和传动箱 而二阶 是指主机有两个挤压系统 包括两套螺杆 机筒和传 动箱 柔性串联起来组成主机 就目前见到的 用于成型制品的双螺杆组的主 机多是一阶的 如啮合平行异向旋转双螺杆挤出机和锥形双螺杆挤出机 用于 配混料造粒的啮合同向双螺杆挤出机有的情况下设计成二阶的 其第一阶用来 塑化 混合物料 第二阶用来建压 挤出造粒 很多情况下 第一阶一般用啮 合同向双螺杆挤出机 第二阶用单螺杆挤出机 若采用二阶式 有二阶一上一 下布置和水平成 T 型布置两种形式 整体式和积木式 一般啮合异向旋转双螺杆挤出机 也有例外 和锥形双 螺杆挤出机都是整体式 即其各大组成部分 螺杆 机筒 减速箱 在使用中 不再拆开进行重新组合安装 而国内外流行的啮合同向双螺杆挤出机设计成积 木式 即其机筒 螺杆由若干元件组成 可根据使用需要进行重新组合安装 有的厂家生产的双螺杆挤出机 除了其机筒 螺杆组合式外 其扭矩分配和齿 轮箱也做成积木式 通过更换扭矩分配器可以将双螺杆挤出机改变异向旋转或 同向旋转 去掉扭矩分配器 其齿轮箱还可与单螺杆挤出系统相接 组成单螺 杆挤出机 积木式啮合同向双螺杆挤出机在制造上也省工省时 降低成本 机 筒是封闭式和剖分式 有的双螺杆挤出机机筒由若干段组成 有的是整体的 但机筒均不能打开分成两半 它们是封闭的 因此 想要了解挤出的过程中物 料沿螺杆的输送 混合 反映情况 只有停转将机筒通水骤冷 然后把螺杆抽 出来才能看清 为了克服上述缺点及操作方便 人们把双螺杆挤出机的机筒做 成剖分式 停车冷却靠液压系统或手动机械打开 观察取样 进行研究 挤出 机在工作前 再靠液压系统或手动机械合起来 此外 为清洗螺杆方便 采用了机筒快速移出装置和快速移出螺杆装置 另一个影响双螺杆挤出机整体方案的确定是在某些机组上将要采用的加料系统 一般双螺杆挤出机和锥形双螺杆挤出机大多采用计量加料 其计量加料系统对 挤出机组整体设计不会有多大影响 但对某些设有多组加料系统的配混料啮合 同向双螺杆挤出机 将会有多个加料口和加料装置 侧加料装置 它们的联 合使用和布置将对双螺杆挤出机的整体布置带来影响 7 第 3 章 传动系统的设计 3 1 电动机的选择 3 1 1 选择电动机类型和结构形式 根据挤压机的应用特点 宜选择 Y 系列 IP44 三相异步电动机 其结 构简单 工作可靠 价格低廉 维护方便 是应用最广泛的类型 3 1 2 选择电动机的容量及转速 根据概略计算 选择 11kW 容量的电机 电机常用的转速有 3000 1500 1000 750r min 经过分析传动装置及电 动机的性能 尺寸 重量和价格等综合因素 最后选择 1500r min 的电动机 电动机型号 Y160M 4 其主要性能如表 3 1 所示 表 3 1 电动机型号及相关性能参数 满载时 转 速 电 流 效 率 功率因 素 型号 额 定 功 率 k W r minA cos 堵转电流 额定电流 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y160M 411146022 6880 847 02 22 3 8 图 3 1 电机外型图 电机主要外型和安装尺寸如下 表 3 2 电机外形尺寸 中心 高 H 外形尺寸 L AC 2 AD HD 低脚安装 尺寸 AB 地脚螺栓 孔直径 K 轴伸尺寸 DE 装键部位 尺寸 FGD 160600 325 2 255 385 25210 154280 1440 3 2 初步方案 3 2 1 转速图布置 根据技术要求 调速范围 30 250rpm 机械 8 级调速 选取最1 41 低转速 25rpm 3 1 min 2511 146058 4 x E n U n 总 11 607x 9 11 6072 607333 11111 实现 8 级转速主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合 1 8 2 4 2 8 4 2 3 8 2 2 2 方案 1 2 可节省一根轴 但是 其中一个传动组内有四个变速传动副 增大了该轴的轴向尺寸 这种方案不宜采用 故方案 3 可取 确定变速组扩大顺序 1 8 21 22 24 2 8 22 21 24 3 8 21 24 22 4 8 24 21 22 5 8 24 22 21 6 8 2 2 21 根据级指比数分配要 前密后疏 的原则 10 应选用第一种方案 绘制转速图如下 r min 图 3 2 转速图 2 607 10 3 2 2传动系统和扭矩分配装置 图 3 3 传动系统方案一 图 3 4 传动系统方案二 11 由于方案一大带轮太大 放在上方突出箱体的部分不美观 而方案二中传 动系统太长 而且浪费材料 11 综合这两种方案得出以下方案 图 3 5 传动系统方案 3 3 计算传动系统装置的运动和动力参数 3 3 1 各轴输入功率 kW78 1098 0 11 01 PPI kW56 1098 0 78 10 12 III PP kW35 1098 0 56 10 23 IIIII PP kW15 1098 0 35 10 34 IIIIV PP 12 3 3 2 各轴输入转矩 555 1 1 555 2 555 3 3 555 4 4 10 78 95 5 1095 5 101 838 10 N mm 560 10 56 95 5 1095 5 103 6 10 N mm 200 10 35 95 5 1095 5 104 85 10 N mm 71 10 15 95 5 1095 5 103 46 10 N mm 100 I II 2 III IV P T n P T n P T n P T n 3 3 3 齿轮的齿数 转速范围 30 250rpm 6 1 411 06 通过查表可知输出轴的 8 级转速分别为 25r min 35 5 r min 50 r min 71 r min 100 r min 140 r min 200 r min 280 r min 结构式 124 8222 故满足要求 2 1 4 2 1 413 958r 2333 112233445566 11111 iiiiii 基本组 齿数和 SZ 84 Z1 28 Z1 56 Z2 22 Z2 62 第一扩大组 齿数和 SZ 92 Z3 38 Z3 54 Z4 31 Z4 61 第二扩大组 齿数和 SZ 102 Z5 60 Z5 42 Z6 27 Z6 75 3 3 4 第五对齿轮的设计 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 13 1 选用直齿圆柱齿轮 2 螺杆挤出机为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 GN10095 88 3 材料选择 由 机械设计 12 表 10 1 常用齿轮材料及其力学特征 选择小齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者硬度差为 40HBS 4 小齿轮齿数 Z5 42 大齿轮齿数 Z5 60 2 按齿面接触强度设计 由 机械设计 12 设计公式 10 9a 进行计算 即 3 2 2 5 3 1 2 32 tE dH kTZu d u 1 确定公式中的各计算值 1 试选载荷系数 Kt 1 3 2 计算小齿轮传递转矩 55 95 5 1095 5 1010 15 280N mm 4 55 TP n 5 3 46 10 N mm 3 由 机械设计 12 表 10 7 选取齿宽系数 1 d 4 由 机械设计 12 表 10 6 查得材料的弹性影响系数 5 1 2 189 8MPa E Z 5 由 机械设计 12 图 10 21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限 大齿轮的接触疲劳极限 lim5 600MPa H lim5 550MPa H 6 由 机械设计 12 式 10 13 计算应力循环次数 9 55 98 5 6060 280 12 8 300 151 2096 10 1 2096 10 1 418 579 10 h Nn jL N 7 由 机械设计 12 图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 5 0 94 HN K 5 0 93 HN K 14 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由 机械设计 12 式 10 12 得 0 93 600MPa558MPa 0 94 550MPa517MPa lim5 HN5 H 5 HN5 lim5 H 5 K S K S 2 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 t d 5 H 3 2 5 3 2 5 5 517 8 189 41 1 141 1 1 1046 3 3 1 32 2 1 32 2 H E d t S Z u u f kT d 108 97mm 2 计算圆周速度v 108 9 280 1 598m s 60 100060 1000 55 5 d n v 3 计算齿宽 b 1 108 97108 97mm d 55t b d 4 计算齿宽与齿高之比 b h 模数 108 94 422 594mm t55t5 m d z 15 齿高 2 252 25 2 5945 8365mm 5t5 hm 108 97 5 836518 67 55 b h 5 计算载荷系数 根据 7 级精度 由 机械设计 12 图 10 8 查得动载荷系1 598m s 5 v 数 5 1 07 v K 直齿轮 假设 由 机械设计 12 书中表 10 3 查得100 bFK tA mN 1 2 HF KK 由 机械设计 12 表 10 2 查得使用系数 1 A K 由 机械设计 12 表 10 4 查得 7 级精度 小齿轮相对支撑非对称布置时 223 1 120 18 1 0 60 23 10 Hdd Kb 将数据代入后得 223 1 120 18 1 0 6 1 10 23 10108 971 433 H K 由 查 机械设计 12 图 10 13 得 55 18 67bh 5 1 433 H K 5 1 36 F K 故载荷系数 55555 1 1 07 1 2 1 4331 83917 AVHH KKKKK 6 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 由 机械设计 12 式 10 10a 得 3 108 971 83917 1 3122 33mm 3 5t 5t d dK K 7 计算模数 m 122 33 422 912mm 555 m d z 16 3 按齿根弯曲强度设计 由 机械设计 12 式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 3 3 1 3 2 1 2 FS dF Y YKT m z 1 确定公式内的各计算数值 1 由 机械设计 12 图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 5 500MPa FE 5 380MPa FE 2 由 机械设计 12 图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 5 0 89 FN K 5 0 91 FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 由 机械设计 12 式 10 2 得 55 5 55 5 0 89 500 317 857MPa 1 4 0 91 380 247MPa 1 4 FNFE F FNFE F K S K S 4 计算载荷系数 K 5 1 1 12 1 2 1 361 8278 AVFF KK K KK 5 查取齿形系数 由 机械设计 12 表 10 4 查得 5 5 2 45 2 32 F F YY 6 查取应力校正系数 由 机械设计 12 表 10 5 可查得 5 5 1 65 1 70 S S YY 7 计算大 小齿轮的 并加以比较 FS F Y Y 17 55 5 55 5 2 45 1 65 0 013010356 317 857 2 32 1 70 0 016326463 247 FS F FS F YY YY 大齿轮的数值大 9 设计计算 5 3 2 2 1 82784 3 4605 10 0 0163264632 27073 1 42 m 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于有齿根弯曲强度 计算的模数 由于齿轮 m 的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力 而齿 面接触疲劳强度的承能力 仅与齿轮直径 即模数与齿数的乘积 有关 可取 由弯曲强度算得的模数 2 27073 并就近圆整为标准值 m 2 5 4 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 42 2 5105mm 60 2 5150mm 55 55 d z m d z m 2 计算中心距 2105 150 2127 5mm 5 5 a d d 5 验算 5 22 3 46 10 6590 48N 105 1 6590 48 60 47N mm100N mm 108 97 t At T F d K F b 合适 18 3 3 5 第二对齿轮的设计 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 选用直齿圆柱齿轮 2 螺杆挤出机为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 GN10095 88 3 材料选择 由 机械设计 12 表 10 1 常用齿轮材料及其力学特征 选 择小齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者硬度差为 40HBS 4 小齿轮齿数 Z5 22 大齿轮齿数 Z5 62 2 按齿面接触强度设计 由 机械设计 12 设计公式 10 9a 进行计算 即 3 4 2 3 3 1 2 32 tE dH kTZu d u 1 确定公式中的各计算值 1 试选载荷系数 Kt 1 3 2 计算小齿轮传递转矩 555 95 5 1095 5 1010 78 560N mm1 838 10 N mm 212 TP n 3 由 机械设计 12 表 10 7 选取齿宽系数 1 d 4 由 机械设计 12 表 10 6 查得材料的弹性影响系数 2 1 2 189 8 E ZMPa 5 由 机械设计 12 图 10 21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限 小齿轮的接触疲劳极限 lim2 600MPa H lim2 550MPa H 6 由 机械设计 12 式 10 3 计算应力循环次数 9 22 99 2 6060 500 12 8 300 152 16 10 2 16 10 1 411 0865 10 h Nn jL N 7 由 机械设计 12 图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 19 2 0 94 HN K 2 0 93 HN K 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由 机械设计 12 式 10 12 得 lim2 2 2 2lim2 2 0 92 600552MPa 0 93 550511 5MPa H HN H HNH H K MPa S K MPa S 3 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 5 t d H 2 2 5 1 33 2 11 3 1 84 102 81 1 189 8 2 322 32 12 81511 5 tE t dH kTZu d u 77 518mm 2 计算圆周速度v 77 518 560 2 273m s 60 100060 1000 2t2 2 d n v 3 计算齿宽 b 1 77 51877 518mm 2d2t b d 4 计算齿宽与齿高之比 b h 20 模数 77 518 223 523mm t22t2 m d z 齿高 2 252 25 3 5237 956mm 2t2 hm 22 77 518 7 9569 743bh 5 计算载荷系数 根据 7 级精度 由 机械设计 12 图 10 8 查得动载荷系2 273m s 2 v 数 2 1 07 v K 直齿轮 假设 由 机械设计 12 书中表 10 3 查得100N m At K F b 1 2 HF KK 由 机械设计 12 表 10 2 查得使用系数 1 A K 由 机械设计 12 表 10 4 查得 7 级精度 小齿轮相对支撑非对称布置时 223 1 120 18 1 0 60 23 10 Hdd Kb 将数据代入后得 223 1 120 18 1 0 6 110 23 1077 5181 426 H K 由 查 机械设计 12 图 10 13 得 22 9 743bh 2 1 426 H K 2 1 33 F K 故载荷系数 22222 1 1 09 1 2 1 4261 865 AVHH KKKKK 6 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 由 机械设计 12 式 10 10a 得 mm427 873 1865 1 518 77 33 2 tt KKd 7 计算模数 m 21 mm973 322427 87 222 zdm 3 按齿根弯曲强度设计 由 机械设计 12 式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 1 3 2 1 2 FS dF Y YKT m z 1 确定公式内的各计算数值 1 由 机械设计 12 图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa 500 2 FE380 2 FE 2 由 机械设计 12 图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 2 0 87 FN K 2 0 89 FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 由 机械设计 12 式 10 2 得 22 2 22 2 0 87 500 310 714 1 4 0 89 380 241 571 1 4 FNFE F FNFE F K MPa S K MPa S 4 计算载荷系数 K 2 1 1 12 1 2 1 331 78752 AVFF KK K KK 5 查取齿形系数 由 机械设计 12 表 10 4 查得 2 2 2 76 2 28 F F YY 6 查取应力校正系数 由 机械设计 12 表 10 5 可查得 22 1 56 1 73 SS YY 7 计算大 小齿轮的 并加以比较 FS F Y Y 22 22 2 22 2 2 76 1 56 0 013857116 310 714 2 28 1 73 0 016328118 241 571 FS F FS F YY YY 大齿轮的数值大 8 设计计算 5 3 2 2 1 78752 1 838 10 0 0163261182 80913 1 22 m 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于有齿根弯曲强度 计算的模数 由于齿轮 m 的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力 而齿 面接触疲劳强度的承能力 仅与齿轮直径 即模数与齿数的乘积 有关 可取 由弯曲强度算得的模数 2 80913 并就近圆整为标准值 m 3 4 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 22 366mm 62 3186mm 22 22 d z m d z m 2 计算中心距 266 186 2126mm 2 2 a d d 5 验算 5 22 1 838 10 5569 69N 66 1 5569 69 84 38N mm100N mm 66 t At T F d K F b 合适 23 3 3 6 带轮的设计 1 确定计算功率 ca P 计算功率是根据传递的功率 P 并考虑到载荷性质和每天运转时间等 ca P 因素影响而确定的 即 3 5 PKP Aca 由 机械设计 12 表 8 7 查得工作情况系数1 1 A K 故 kW ca P 1 12111 1 2 选择带型 根据计算功率和小带轮转速 n1由 机械设计 12 由表 8 10 选定普通 ca P V 带的带型为 A 型 3 确定带轮的基准直径和 1 d d 2 d d 1 初选小带轮直径 根据 V 带截型 参考 机械设计 12 表 8 6 及 1 d d 表 8 8 选取 为了提高 V 带的寿命 选取 1 mindd dd 125mm 1 d d 2 验算带的速度 根据 机械设计 12 式 8 13 来计算带的速度 v 带速不宜过低或过高 并应使 max vv 125 1460 9 425m s35m s 60 100060 1000 1 d1 d n v 3 计算从动轮的基准直径 为滑动率 2 d d0 02 24 21 2 607 dd 1 d d1 125 1 410 98300 02mm u 由 机械设计 12 表 8 8 圆整取 315mm 2 d d 4 确定中心距 a 和带的基准长度 d L 初定中心距 a0 取 即 1212 0 0 72 dddd ddadd 0 0 0 7 1253152 125315 308880 a a 初选mm 则450 0 a 12 12 2 0 0 2 24 dd ddd dd Ladd a 2 125315 2 4501253151403 206mm 24 450 根据由 机械设计 12 表 8 2 中选取和由相近的 V 带的基准长度 d L d L 取 d L1400mm d L 再根据来计算实际中心距 d L 1400 1403 206 450448 5mm 22 dd 0 L L aa 5 验算主动轮上的包角 1 根据 机械设计 12 式 8 6 及包角的要求 由式 8 7 可知 小带轮 上的包角小于大带轮上的包角 应保证 25 21 1 315 125 18057 518057 5155 64120 22 dd dd 故 满足要求 6 确定带的根数 z 3 6 0aL Pca z PP K K 由 机械设计 12 表 8 5 查得 包角系数 0 93 a K 由 机械设计 12 表 8 2 查得 长度系数 0 93 L K 由 机械设计 12 表 8 4a 查得 单根 V 带的基本额定功率 0 4 06PkW 由 机械设计 12 表 8 4b 查得 单根 V 带额定功率的增量 0 0 56PkW 根 12 1 3 023 4 060 560 93 0 93 z 7 确定带的预紧力 0 F 3 7 2 0 2 5 5001 ca a P Fqv zvK 由 机械设计 12 表 8 4 查得 V 带单位长度的质量q0 12kg m 2 12 12 5 50010 12 9 425391 05kN 3 9 425 0 93 0 F 8 计算带传动作用在轴上的力 P F 为了设计安装带轮的轴和轴承 必须确定带传动作用在轴上的力 P F 26 如果不考虑带的两边的拉力差 则压轴力可以近似地按带的两边的预紧力 的合力来计算 如图 3 8 所示 P F 图 3 8 带传动作用在轴上力示意图 11 000 2cos2cos2sin 2222 P FzFzFzF 故 kN53 2292sin05 39132sin2 2 42 155 20 1 zFFp 小带轮的结构 尺寸 技术要求如图 3 9 所示 13 图 3 9 小带轮 27 3 3 7 轴的初步设计 轴径尺寸的确定受到多方面的制约 首先必须确保传动扭矩的安全和强度 要求 其次还受到螺杆中心距的限制 如果轴径太大 则会发生干涉 14 3 8 3 P dC n 式中 C 为安全系数 45 钢 C 112 40Cr C 97 依据此公式初定第三根轴轴径 P 约取 10 35kW n 取 200r min 则 3 10 35 97 36 147mm 200 dd 而根据两根螺杆标准中心距为 31mm 显然该轴径偏大 依据此方法定中 心距显然不合适 为了确保各条件均实现则不妨反向推理 由 3 P dC n 得 3 d Pn c 即如果该轴保证kW 即也符合设计要求 即为可行 代入 d 35mm 则 11 P kW 33 35 2009 93 97 d Pn c 则 d 可定在 35mm 左右 现决定各轴径尺寸如下 轴 d 35mm 轴 d 40mm 花键 Z 8 36 40 轴 d 45mm 轴 d 50mm 花键 Z 8 46 50 28 3 3 8 轴的校核 1 求轴上的载荷 5 5 5 3 6 10 N mm 22 3 6 10 1056857 143N 22 3 6 10 1405142 857N 6857 143202495 796N 5142 857201871 847N t1t1 t2t2 r1t1 r2t2 T F T d F T d F Ftg tg F Ftg tg 水平方向 1212 212 0 0 0 124 5124 5663150 ttHNHN AttNH FFFFF MFFF 解得 2134 861N 2259 91N HN1 HN2 F F 垂直方向 1212 212 0 0 0 124 5124 5663150 rrHVHV ArrNV FFFFF MFFF 解得 418 23N 1959 0971N HV1 HV2 F F 2 计算弯矩并作出弯矩图和扭矩图 水平方向 124 52134 861 124 5265790 195N mm 124 52259 91 124 5281358 795N mm HCHN1 HDHN2 M F M F 垂直方向 124 5418 234 124 552970 133N mm 124 51959 097 124 5243907 527N mm VCHV1 CDHV2 M F M F 22 HV M M M 22 52970 133265790 195271017 089N mm C M 29 22 243907 527281358 795372362 261N mm D M 30 图 3 10 弯矩图和扭矩图 3 校核轴的强度 已知轴的弯矩后 可针对某些危险截面 即弯矩和扭矩大而轴径可能不足 的截面 作弯矩合成强度校核计算 15 按第三强度理论计算应力 3 9 22 2 222 1 4 4 2 ca ca r MaT MaT WWW 31 2 4 22 32 4 2 3933 32 372362 261 100 6 3 6 10 36 104036108 7 1032 40 10 ca dDdDdzb W D MPa 7 66 由 机械设计 12 表 15 1 查得MPa 70 1 故 即该轴满足要求 1ca 32 第 4 章 挤出系统的设计 4 1 螺杆的设计 4 1 1 螺杆设计主要指标 生产能力 功率损耗 挤压物的质量 螺杆的加工制造容易 事业寿命长 是螺杆设计的主要指标 螺杆是挤出机的心脏 是塑化 输送物料的最重要部件 其结构性能直接 影响着生产 混合质量 能量消耗 普通螺杆结构类型按螺槽容积大小是否变 化可分为两种形式 一种是渐变型螺杆 渐变形螺杆由加料段开始均化方向螺 杆螺槽容积逐渐减少 螺槽容积减少一般有三种形式 a 螺槽等深变距型 螺杆 b 螺槽等距变距型螺杆 c 螺槽变距变深型螺杆 在这三种形式 中 因等距变深型螺杆加工容易所以应用广泛 另一种是突变型螺杆 突变型 螺杆加料段和均化段均为等距螺纹 但两段螺纹的深度不同 其深度过度在较 短的熔融段上完成 熔融段长度一般仅为 1 2 D 突变型螺杆适用与加工 黏度低 具有熔点突变的物料 16 普通型螺杆的确定 主根据物料的物理性能 本机主要应用于食品加工行 业 物料属于非结晶型高聚物 随温度变化有玻璃态 高弹态和粘流态 从高 弹态到粘流态的温度不是一个确定温度点 而是一个较大的温度范围 所以 其加工螺杆应选用螺槽等深变距型渐变螺杆 17 33 4 1 2 螺杆主要参数的设计 图 4 1 熔融段一部分螺杆结构 1 螺杆直径的确定 s D 在本设计中螺杆直径为已知参数 s D35mm s D 2 长径比的确定 s L D 在本设计中长径比为已