橡胶冷喂料挤出机项目设计方案.doc

橡胶冷喂料挤出机项目设计方案第一章 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；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=12014=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：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150mm=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,2=3=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=6mm,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)nk10-5 KW （1-1） 式中 D=120mm=12cm L/D=14 n临=424/(D-1/2)r/min=122.398r/min （1-2） n=(0.1-0.7)n临 n取40r/min K=0.005-0.067， K取0.06 故N=1231440610-5 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 Pd=Pw/a 式中pw=58.06 KWa =132 33=0.9630.9930.97=0.84Pd=69.12KW 故取75 KW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：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=88%1.2.3螺杆的强度校核剪应力的计算： N/mm2 Mn=9550000Nmax/nmax Nmax电机最大功率 nmax螺杆最大转速 取0.7-0.8Mn=955000090/500.7=17190000 N.mmWn=/16d13 (1-4)d1为螺杆根径 为内孔径/螺纹根径d1为120-218=84mm 取40Wn=/16843 (1-（40/84）4)=110337 mm3=17190000/110337=136 N/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=200F1 F1 为螺杆外径投形面积 cm2 =200/4122 =22608NF=/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/2 G为螺杆伸出的重量N，L为伸出长度，=7.9103 Kg/m3G=/8(D2+Ds2)L/D127.910-3 =3.14/8(144+72.56)14127.910-3 =111.77Kg Mmax=111.771680/2=93887 N.mmWz=/32(d13(1-4)=3.14/32843(1-4)=1/2Wn=55169mm3G=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 /ns ns=3 s=835=835/3=278.33 N/mm2 故螺杆满足要求。55沈阳化工大学学士学位设计说明书 第二章 机筒设计第二章 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，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。 2-4 m3/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.c t2-t1=2Q机 =QN-Q机头-Q胶-Q散-Q螺 （2-1）式中 QN=860N(65-85)% Kcal/hQN=8609070%=4.2104cal/h Q机头=0Q胶=G C胶（t出-t进）Kcal/h （2-2）G=D3n=3.841.2350=332 Kg/hC胶=0.45 Kcal/kg.C t出取120 t进取24C胶=0.4596332=14342 Kcal/hQ散=F（t机-t介） Kcal/h （2-3）F=dl=2003.1412014=1.06m2=1.02（t机-t介）/-4=3.97 Kcal/Kg .Q散=1.063.9746=194 Kcal/hQ螺=G冷螺C冷（t出-t进）Kcal/h （2-4）G冷螺=2.5103 Kg/h C冷=1 Kcal/Kg . t出-t进=2Q螺=2.510312=5.0103 Kg/h Q机 =QN-Q机头-Q胶-Q散-Q螺 （2-5） =4.2104-0-14542-134-5000 =10.2103 Kcal/h G=10.2103/（12）=5.1103Kg/h体积流量为5.1103 m3/hG冷机筒=G-G冷螺=5.1-2.5=2.6 m3/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衬套外内径比 K=152/120=1.261.1外套外内径比 K=240/152=1.581.1机筒衬套和外套都属于厚壁圆筒 胶料压力P=107Pa a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=-107Pat=PR22+R12)/(R22-R12) （2-6）=1071202+602)/(1202-602)=1.7107Pa2衬套与外套结合面处：r=PR12/(R22-R12)(1-R22/r2) （2-7）=1073600/10800(1-1202/762)=-5106Pat=PR12/(R22-R12)(1+R22/r2)=1.2107Pa3:外套轴向应力：z=PR12/(R22-R12) （2-8）=1073600/10800=3.3106Pa2.2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=206103 N/mm2E2=150103 N/mm2N1=0.3N2=0.25Pk=0.046/2X76/150(1202+762)/(1202-762+0.25)+2X76/206(762+602)/(762-602)-0.3 =7.7 N/mm21衬套内壁处：r=0t=-2r2/(r2-R12)Pk =2762/(762-602)7.7 =-40.88N/mm22衬套外壁处：r=-Pk=-7.7 N/mm2t=-(r2+R12)/(r2-R12)Pk =- (3600+5776)/(5776-3600)Pk =-3.3 N/mm2外套内壁处：r=-Pk=-7.7 N/mm2t=(R22+r2)/(R22-r2）Pk =20176/86247.7 =18 N/mm24.外套外壁处：r=0t=2r2/(R22-r2 )Pk =27676/(14400-5776)7.7 =10.3 N/mm22.3合成应力的计算如图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)21/2 （2-10）r=-107Pa =-110 N/mm2t=1.7107+(-40.88)=-23.88 N/mm2z=0=278.3 N/mm2xd=1/2(-10+23.88)2+(-23.88-0)2+(10)21/2=20.77 满足强度要求 (2)外套内壁：xd=1/2(r-t)2+(t-z)2+(z-r)21/2 （2-11）r=-5-7.7=-12.7 N/mm2t=12+18=30 N/mm2z=3.3 N/mm2xd=1/2(-12.7-30)2+(30-3.3)2+(3.3+12.7)21/2=37.96 N/mm2=65 N/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，每处都均布得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=6/42022/6=628N 取 650NQp1=Qp-(Cm/Cm+Cb)FQp=Qp1+(Cm/Cm+Cb)Fd650+0.253768 3475NQp取3475N螺栓受总拉力Q=Qp+(Cm/Cm+Cb)FQ=34765+0.253768 =4409N满足强度要求条件为：d1 （2-12）螺栓查资料的=s/s=120 N/mm2 d1 17.8 mm所以机筒上各处螺栓取M20沈阳化工大学学士学位设计说明书 第三章 销钉设计第三章 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，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HB250-280.3.2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7.8mmh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13.43k计算系数6 8.7mm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沈阳化工大学学士学位设计说明书 第四章 齿轮减速器的设计 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=5.13.9=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=50 rpm 螺杆nIII=50 rpm各轴的输出功率：2=0.98 3=0.96 4=0.99I轴：PI=Pd 4=900.99=89.1KwII 轴：PII=Pd0112=Pd432 =900.990.980.96=83.82KwIII 轴：PIII=Pd011213 =Pd43222 =900.990.980.980.960.96 =78.86Kw螺杆：PIII2=78.860.96=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=955090/1000=859.5 N.MI轴：TI=Tdi001=Tdi04=859.510.99=850.9N.MII 轴：TII=TIi112=Tdi04i123 =859.510.995.10.980.96=4082.7N.MIII 轴：TIII=TIIi223=Tdi04i123i223 =859.510.995.10.980.960.963.9 =14980.N.MT螺= TIII 2=149800.98=14680N.M V：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=850.90.98=833.9N.MII 轴：TII1=TII2=4082.70.98=4001.0 N.MIII 轴：TIII1=TII2=149800.98=14680.4 N.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T N.m转速 n(rpm)传动比 i 效率 输入输出输入输出电机轴90859.91000 10.99I轴89.1 87.32850.9833.91000 5.10.94II 轴83.8282.144082.74001.0196 3.90.94III 轴78.8677.281498014680.450 10.98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=6010001103008 =1.4109N2=N1/i1=0.27109ZN1=1.0 ZN2=1.1 ZX1=ZX2=1 Zw=1.6 ZlvR=0.92Hlim1=Hlim2=690MpaH1=Hlim1/SHmin ZN1Zx1ZwZLVR （4-1）=634.8 Mpa H2=Hlim1/SHmin ZN2ZX2ZWZLVR=690/1.01.11.00.92=698.38 Mpa按齿面接触强度确定中心距T1=833.9N.M =8.3105n.mm初选螺旋角 =11Z=0.991初取KtZ2Et =1.0 ZE=189.8 a=0.4 i=5.1端面压力角 t= =20.1686基圆螺旋角 b= =10.3214ZH= =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) =2295cos11/46.1 =23.72 Z2=uZ1=23.725.1=120.9 取Z1=24 Z2=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)/2295 =10.56接近11不用修正 齿轮分度圆直径 d1=mnZ1/cos =424/cos10.56 =97.654mm d2=mnZ2/cos =492.358 mm 圆周速度 V =d1n1/60103 =3.1497.654100/60103 =5.11 故采用8级精度验算齿面接触疲劳强度 KA=1.0 VZ/100=5.1124/100=1.23 KV=1.17 齿宽 b=aa=0.4295=118 b/d1=118/97.654=1.208 K=1.23 K=1.2K=KAKKVK=1.01.171.231.2 =1.727计算重合度： 齿顶圆直径：da1=d1+2ham=97.654+241=105.654 da2=492.338+2ham=500.338端面压力角：t=arctan(tann/cos)=20.3181齿轮基圆直径:db1=d1cost=97.654cos20.3181 =91.578mm db2=d2cost=492.338cos20.3181 =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/(3.144)=1.722Z=0.768Z=0.991基圆螺旋角：b =arctan(tancost) （4-2） =tan10.56cos20.3181 =arctan(0.1860.938) =9.897 ZH=2.46计算齿面接触应力：H=ZHZEZZ （4-3） =2.46189.80.7680.991=621.8 Mpa 634.8 Mpa 安全验算齿根弯曲疲劳强度：Flim1=Flim2=290MpaYN1=YN2=1.0 m=45 Yx1=Yx2=1.0YST=2.0 SFmin=1.4 （4-4） F1=F2=414MpaZV1=Z1/cos3=24/cos310.56=25ZV2=Z2/cos3=121/cos310.56=127YFa1=2.56 YFa2=2.30 Ysa1=1.65 Ysa2=1.81Y=1- =0.912 Y=0.25+0.75cos310.56/1.695 =0.670计算齿根弯曲应力：F1=YFa1Ysa1YY （4-5） =161.286290 Mpa 安全F2=F1（Ysa2YFa2/YFa1Ysa1） （4-6） =161.286（2.201.81/2.561.65） =152.046290Mpa 安全 主要参数如下：d1=97.654mm d2=492.338mm da1= 105.654mm da2=500.338mmdf1=d1-2(ha+c)mn=87.657mm df2=d1-2(ha+c)mn =482.338mma=1/2(d1+d2)=294.5=295mm齿宽 b2=b=118mm b1=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162-185 HBS之间计算寿命：N1=60njLh=601103008196=2.82108N2=2.82108/3.9=7.2107Zx1=Zx2=1.0 取SHmin=1.0 Zw=1.0 ZLVR=0.92ZN1=1.1 ZN2=1.18 Hlim1=690Mpa Hlim2=490MpaH1=Hlim1/SHminZN1Zx1ZwZLVR （4-7） =6901.11.00.92=698.3MpaH2=(440/1.0)1.00.921.18=477.7MpaH1 H2 取H=H2=477.7Mpa T1=4001000N.mm 初定螺旋角=12Z=0.989初取KtZ2t=1.0 ZE=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） = =2.45 a(u+1)3 （4-9） 517.4 取520mm Mn=3.64-10.4 取6 Z1=2acos/mn(u+1) =2520cos12/64.9 =34.6 Z2=UZ1=3.934.6=134.9 Z1取35 Z2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=635/cos11.2547 =214.118mmd2=mnZ2/cos=6135/cos11.2547 =825.882mm周围速度V=d1n1/60103 =3.14214.118196.1/60103 =2.2m/s 取8级精度验算齿面接触疲劳强度：KA=1.0 UZ1/100=2.2035/100=0.77m/sKV=1.05 b=a.a=0.4520=208b/d1=208/214.118=0.971 k=1.08K=1.2 K=KAkKKV=11.21.081.05=1.361计算重合度 齿顶圆直径：da1=d1+2ha*m=214.118+216=226.118mm da2=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=214.118cos20.3618 =200.739mm Db2=d2cos=925.882cos20.3618 =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=1/2Z1(tanat1-tant)+Z2(tanat2-tant) （4-10） =1/235(0.591-0.371)+135(0.414-0.371) =1/23.145.18+5.81 =1.750=bsin/mn=208sin11.2547/3.146 （4-11） =2.15Z=0.756Z=0.990基圆螺旋角：b=arctan(tancost) （4-12） =arctan(tan11.254cos20.3618) =10.5733ZH= = =2.46计算齿面接触应力：H=ZHZEZZ （4-13） =2.46189.80.7560.99=416.6 Mpa 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） =23.144001000/(208214.1186)2.461.651.6540.906 =87.04H 414Mpa 安全 F2=F1YFa2YSa2/YFa1YSa1 （4-15） =2.221.82/(2.461.65)87.04 =86.64217Mpa 安全低级传动齿轮主要参数：d1=214.118mm d2=825.882mm da1= 226.118mm da2=837.882mmdf1=214.118-21.256=199.118mm df2=810.882mma=1/2(d1+d2)=520mm齿宽 b2=b=208mm b1=b2+(5-10)=216mmZ1=35 Z2=135U=3.9 =11.25474.3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40Cr A=100 P=89.1Kw n=1000rpm d=45 II ：中间轴 材料为45号钢 A=110 P=83.82Kw n=196rpmd=83III： 低速轴 材料为45号钢 A=110 P=78.86Kw n=50rpm d=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=455%+45=47.25mmII 轴：d2=835%+83=87.15mmIII 轴：d3=1285%+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10 2取123即去104 取 12内壁长L=3744.3.2轴的具体结构设计I高速轴：dI1=97.654 bI1=126 轴径大于47，所以只能做齿轮轴。轴承选7310E 内径50 T =29.25结构简图如下图4.2 高速轴结构简图II 轴：d12=492.338 b12=118 dII1=214.118 bII1=216 轴承选3318E 内径90 T=46.5 根据轴径 判断键槽 2618结构简图如下图图4.3 II轴结构简图III 轴：dII2=825.882 bII2=208轴承选2007928 内径140 外径190 T =32 键槽为3620 结构尺寸入下图图4.4 III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=8.3105N.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=2833900/97.654=1.7104NFa=Fttg=1.7104tg10.56=3.2103NFr=Fttg/cos =1.71040.364/0.983 =6.3103N 水平面：F1+F2=1.7104F1451=Ft359.5F1=17000359.5/451=1.4104NF2=3103NM=d1/2Fa=97.654/26.3103=3.1105N.mmMH1=MH2=F191.5=F2359.5=1078500N.mm垂直面：F11+F21=Fr=6300NF11-451-Fr359.5=3.1105N.mmF11=6300359.5+3.1105/451=5709NF21=591NMV1=91.55709=522374N.mmMV2=591359.5=212465N.mm转矩：T=833900N.mm计算合成弯矩: M1 （4-17） Mca1 （4-18） =1.29106N.mmMca2 =1.20106N.mmMca3=0.6T=0.6833900=5.0105N.mm有Mca图可知:危险面在II上Mca=1.29106N.mm直径60 W=/32 d13=3.14603/32=21195mm2ca=Mca/W =1.29106/2.12104 =61MpaH=70Mpa ca -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 d1