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叶片式挤出机的设计毕业论文目录第一章 螺杆单元的设计 第二章 叶片塑化输运单元的设计 第三章 核心部件的强度校核 第四章 机头的设计 第五章 传动系统的设计 第六章 辅助部件的设计 第一章 螺杆单元的设计本次设计的叶片式挤出机，其加料段使用螺杆，均化段使用螺杆，塑化熔融单元使用叶片结构。下面首先讨论螺杆结构的设计过程：（一） 设计加料段和均化段螺杆： 螺杆直径Ds的确定：设计螺杆时，一般都根据所需要的生产能力来设计。在本次设计中，根据任务书的要求，螺杆的生产能力为32kg/h，螺杆的生产能力除与螺杆的直径有关外，还与螺杆转速，机头压力及其他几何参数有关。初步确定螺杆直径时，根据经验公式Q=Ds3n （1）来确定，式（1）中 Q生产能力（kg/h） 经验出料系数，取=0.0030.007。 Ds螺杆外直径（cm）。 n螺杆转速（转/分）。计算出的Ds值，不一定是整数，需要圆整，直径系列：30，45，65，90，120，150，200选取。在本次设计中，任务书中只给定了生产能力，初步取螺杆外径65mm,取0.005，由（1）可以算得n为23r/min. 对固体输送段输送能力的要求是：固体输送能力应稍高于或等于熔融段或均化段的工作能力。 在本次设计中，采用等距变深螺杆，加料段的主要几何参数有罗纹升角，加料段螺槽深度H1和加料段螺杆长度L1。螺纹升角的确定，从固体输送理论公式：ctg=DDbtg=tgb 1（塑料机械设计）得知，如果固体塞与螺杆之间没有摩擦（fs=0）和p=p0（p0为初压力），可以得到最大生产能力的最佳螺纹升角b是45，但实际上固体塞与螺杆是有摩擦的，并且有一定的压力，因而加料段的最佳螺纹升角不是45,若选取加料段螺杆的螺纹升程等于螺杆直径Ds，得到的螺纹升角是17042。 从以上分析可知，影响螺纹升角的因素很多，很难根据理论公式来计算最佳螺纹升角，根据经验选取螺纹升角为1720。 加料段的最后一个螺槽深度H1的确定，在理论上是随H1的增大，固体输送量增大。确定H1时，不仅要考虑螺杆的机械强度，还要考虑物料的物理压缩比大小，一般先确定均化段螺槽深度后，再由螺杆的几何压缩比来计算加料段的最后一个螺槽深度H1。 加料段长度L1的确定，加料段的长度理论上可由固体输送理论计算确定，但实际上影响的因素很多，难于由理论公式去计算，所以，通常根据高聚物的物理性能的分析，用经验数据区确定所需要的长度L1。熔点高，导热性差，热焓大的高聚物，加料段的长度要取长一些，反之取短一些。本次设计的叶片式挤出机是用来加工聚丙烯的，聚丙烯的熔融温度是174，密度为0.91g/cm3,又聚丙烯为结晶性聚合物。 根据经验数据取加料段长度L1占螺杆全长L的百分比如下： 结晶性高聚物：加料段L1=3050%L 熔融段L2=（35）Ds 均化段L3=2050%L由任务书的要求知：Q=32kg/h,取0.005，Ds首选65mm,由Q=Ds3n得n=23r/min。由上知熔融段L2=（35）Ds，取L2=4Ds=260mm,取L1=50%L, L3=24%L由L1+L2+L3=L得：L=1300mm,即L1=728mm, L3=312mm 一般先确定均化段始端螺槽深度H3后，再由螺杆几何压缩比来计算加料段的最后一个螺槽深度H1。根据经验 ：H3=（0.0250.06）Ds,取H3=0.046Ds=3，此挤出机用来加工聚丙烯pp,选几何压缩比i=3.8=H1H3 。所以H1=33.8=11.4mm螺纹断面形状的确定：采用矩形断面，r1和r2一般取0.51mm,r和R按下列范围选取。r=(1223) H3, R=(12)r由前面的论述知：H3=3，因此，当取r=23H3=2时，R=1.5r=3mm。e=0.080.12Ds 在此次设计中，取e=0.1Ds=6.5mm螺杆的螺纹头数：加料段使用单头螺纹，均化段使用单头螺纹。第二章 叶片塑化输运单元的设计 叶片式挤出机与传统挤出机的主要区别是其塑化输运单元为叶片结构，下面讨论该单元的工作原理和设计过程。(一） 叶片单元的工作原理： 叶片单元由定子，转子，侧面挡盘组成，定子与挡盘同心，转子与定子偏心，有偏心距e，转子同时又与加料段螺杆和均化段螺杆通过花键同心连接，并且随螺杆的转动而转动，有相同的转速，在挡盘上开有进料口和出料口，通过定子，转子及挡盘所构成封闭容积的变化来改变压力，从而实现进料与排料，同时完成对聚合物的加工。因为叶片转子与定子有一定的偏心，定子是固定不变的，转子随螺杆的转动而不断转动，叶片在转子的巨型槽内滑动，当封闭腔的容积由小变大时，吸进物料，当封闭腔的容积由大变小时，排出物料。物料在叶片单元中，在正应力的主要作用下实现研磨，压实，排气，同时在定子外加热辅助作用下完成塑化熔融。物料在很短的热机械历程内完成塑化输运过程。随着封闭腔容积的周期性变化，物料在轴向受到周期性的正应力作用，同时由于流道在周向呈收敛状，物料将受到拉伸流场的作用，物料在此过程中受到周期性的正应力场和拉伸场的共同作用，使得物料在叶片塑化挤出机中的输送热历程短，塑化混合效率提高。(二）叶片单元的基本参数。 叶片单元的输送能力来源于各个封闭腔的容积变化，物料随着封闭腔的空间变化而发生进料或排料，因此封闭腔容积的表达式及叶片失径等是建立叶片塑化输运单元数学模型的基础，如图所示，下图为叶片与螺杆组合挤出机熔体输送工作原理图，当叶片OM与X轴的夹角为45时，叶片OM与叶片ON所组成的封闭空间MmNn处于空间最大位置，此时开始排出物料。当叶片OM与叶片ON运动到OD及OE时，此封闭空间EedD处于最小位置，此时开始进料。(1)叶片矢径： 对叶片单元来说，因为转子与定子之间存在一定的偏心量，叶片在转子槽内来回移动，因此，叶片矢径是随着转子的转动而不断变化的，如下图所示，由三角形关系得：cos=e2+-R22e即 =ecos+R2-e2sin2 （1）在上式中： R定子内壁直径 e转子圆心O与定子圆心A的偏心距 叶片与X轴的夹角由上式可知，当=0时，叶片矢径最大： max=R+e (2) 当=时，叶片矢径最小： min=R+e (3)与此同时，我们还能观察到定子与转子间叶片长度为： =ecos+R2-e2sin2-r (4)(2)叶片单元的偏心距e: 对于叶片单元，定子内壁圆心与转子圆心的偏心距是一个非常重要的参数，偏心距离e对叶片单元的塑化输运能力有直接的影响，当叶片转子与定子的半径一定时，叶片单元的偏心距eR-r。 当e=R-r时，定子与转子在间隙最小处重合，定子与转子的最大间隙为=2e,最小间隙=0。 当eR-r时，定子与转子在任意位置均有间隙存在，定子与转子的最大间隙为=R-r+e,最小间隙为=R-r-e。（3）叶片封闭腔容积： 叶片封闭腔是指两叶片与轴向挡板盘及转子，定子所形成的封闭空间，叶片单元的叶片腔容积总是在不断变化，且随转子的转动形成一定规律，如果先取定叶片数为4，则： V=BS=12B+22-r2d (5)将（1）代入2得： 2=e2cos2+R2-e2sin2+2ecosR2-e2sin2 (6)化简得：2=e2cos2+R2+2Recos1-12eR2sin2 (7)此时，叶片单元中含有4个封闭腔，当叶片与X轴夹角为时，轴向截面积为：S=4R2-r2+12e2sin2+Resin1-16eR2sin2+Recos1-16eR2cos2 (8)因此，封闭腔在叶片与X轴的夹角为时，封闭腔容积：V=BS=B4R2-r2+12e2sin2+Resin1-16ecosR2+Recos1-16ecosR2 (9)上式中： V叶片单元任意一封闭腔容积 S叶片单元任意一封闭腔轴向面积 B叶片长度 r叶片单元转子半径如果忽略叶片长度，则当=4时，有最大容积，最大容积为： Vmax=B4R2-r2+12e2+2Re-212e3R当=54时，有最小容积，最小容积为： Vmin=B4R2-r2+12e2-2Re+212e3R由以上论述可得，叶片单元每转的排料量为： V排=B22Re-26e3R又由任务书内容知，挤出机产量为32kg/h,由前面对螺杆的计算分析得螺杆的转速为23r/min。因此，在此，选叶片的叶片数为4，叶片单元的定子内径为68mm,而由上面的分析知，叶片单元输送物料的能力与转子半径无关，而与偏心距e有直接的关系，为了画图方便，取转子半径38mm,偏心距取4mm,叶片宽度B取40mm。第三章 核心部件的强度校核（一） 螺杆的强度计算 根据螺杆的连接方式，螺杆的连接形式类似悬臂梁，本次设计中，螺杆和传动轴配合的很紧密，螺杆主要受物料的压力p，克服物料的阻力所需的扭矩M和螺杆自重G的作用。螺杆所受的径向压强P大小相等，方向相反，相互抵消。因此，在计算螺杆所受的力时，只考虑轴向压强P对螺杆的作用，即轴向压力。在此计算过程中，螺杆的纵向弯曲问题可以忽略不计，所以，螺杆的强度计算也就是压，扭，弯联合作用下的复合计算，但是，通常情况下螺杆根径处的承载能力最差。在计算螺杆强度时，可根据复合应力作用下螺杆根径断面的强度计算。(1) 由轴向力pz产生的压缩力cc可由下式计算：c=1.151.25pmax4Ds24ds2-do2 (10) =(1.151.25)pmaxDs2ds2-do2 (kg/cm2)式中，Ds螺杆外径（cm） ds螺杆最小断面的根径（cm） d0螺杆冷却水孔直径（cm） pmax即pz,pz=(1.1251.25)4Ds2p p=300500N/(cm) 取p=400N/(cm)（2）由扭矩Mt产生的剪应力=MtMs=37360Nmaxnmax16ds31-c4 =496000Nmaxnmaxds31-c4kg/cm2式中，ws扭矩断面模量（cm3） Nmax挤出机主电机最大传动功率（kw） nmax螺杆最高转速（r/min） 挤出机传动功率 cdods(2) 由螺杆自重产生的弯应力b=MbWb=GL232ds31-c4=L3Ds+ds2rds31-c4(kg/cm)式中，Mb螺杆自重产生的弯矩，（kg/cm） wb抗弯断面模量 L螺杆有效螺纹长度（cm） G螺杆自重（N） G=16Ds+ds2L r r螺杆材料的比重，钢材取r=7.8610-3(3) 螺杆的合成应力r钢材为塑性材料r=2+4（N/cm2）式中，=c+b但是，在实际中，螺杆自重引起的弯矩应力很小，所以可以忽略不计。经验算，r=2+4 螺杆强度符合要求。（二） 机筒的强度计算挤出机在工作时，机筒内部受熔料的压力作用，物料在机筒内产生的压力沿机筒轴向的分布很复杂。在此次设计中，机筒外径与内径之比大于1.1，因此可按厚壁圆筒理论进行强度计算。 机筒上每一点都处于三向应力状态，即径向力r，切向力，和轴向力z，根据厚壁圆筒理论，对于只受内压力作用的厚壁容器有r=prb2Rb2-rb21-Rb2r2N/cm2r=prb2Rb2-rb21+Rb2r2N/cm2式中， rb，Rb分别为机筒的内外半径（cm） r机筒厚度任意点的半径（cm）从上两式可知，在内壁r=rb处，径向及切向应力都达到最大值。即rmin=prb2Rb2-rb2(1-Rb2rb2)=-p(N/cm2)rmax=prb2Rb2-rb2(1+Rb2rb2)=p(Rb2+rb2)Rb2-rb2(N/cm2)在机筒的外表面（r=Rb），则得到最小应力值：rmin=prb2Rb2-rb2(1-Rb2rb2)=0rmax=prb2Rb2-rb2(1+Rb2rb2)=2pRb2Rb2-rb2(N/cm2)由轴向力引起的轴向拉应力在机筒全长上不变，即z=pzF=prb2(Rb2-rb2)=prb2Rb2-rb2(N/cm2)按第四强度理论最大变形能量理论计算，其强度条件为r=12r-r2+r-z2+z-r2经验算r，机筒强度符合要求。图 3-1 所示为叶片与单螺杆组合挤出机熔体输送工作原理示意图，当叶片 OB 与 X轴成 45夹角的时候，叶片 OB 与叶片 OC 所组成的封闭空间 BbcC 处于最大空间位置，即为排料开始位置，当叶片 OB 与叶片 OC 运动到 OD 以及 OE 时，此时封闭空间 EedD处于最小位置，即为进料开始位置。二 叶片矢径对于叶片单元来说，由于转子存在一定的偏心量，叶片在转子矩形槽内来回移动，所以叶片矢径是随转子旋转不断变化的。所以叶片矢径是随转子旋转不断变化的。如图 3-1 所示，由三角关系可得，cos=e2+-R22e=ecos+R2-e2sin2式中：R定子内壁直径；e转子圆心O与泵体圆心A的偏心距。 叶片与X轴夹角由上式可知，当=0时，叶片矢径最大三 叶片单元偏心距对于叶片单元来说，转子圆心与定子内壁圆心的偏心距离是一个非常重要的参数，其直接影响叶片单元的输送塑化能力。可以直观看到，如果叶片单元的定子和转子半径一定，那么叶片单元偏心距eR-r。当e=R-r时，此时定子与转子在最小间隙处重合，此时定子与转子的最大间隙仍为=2e, 而定子与转子的最小间隙为=0.当eR-r时，此时定子与转子在所有位置均有间隙存在，定子与转子的最大间隙为=R-r+e, 定子与转子的最小间隙为=R-r-e.叶片单元偏心距的取值对叶片单元的输送能力有很大影响,当e90mm的挤出机，K0.008。 又由前面的设计得知，本次设计的叶片式挤出机的加料段和均化段螺杆的直径Ds为65毫米，螺杆转速为23转/分，所以由式N=KDs2n计算得： N=3.43千瓦。 然而，本次设计的叶片式挤出机又与传统的螺杆挤出机有所不同，这主要表现为叶片式挤出机的叶片塑化输运单元，叶片塑化输运单元与传统的螺杆机械相比，除了能减小挤出机的体积外，还能减少物料在此单元中的热力程，减少功率损耗，下面通过计算来验证叶片式挤出机比传统螺杆挤出机需要更少的功率。在本次设计中，挤出机的加料段螺杆和均化段螺杆与传统的螺杆没有太大的区别，其主要差别在于叶片塑化输运单元。固体输送段所需要的总能量 设固体输送段的压力不升高，同时假设：（1） 螺杆和机筒的摩擦系数相等。（2） 螺杆和机筒的摩擦系数相等，但螺纹后缘与固体塞的摩擦不可忽略。（3） 螺杆和固体塞间的摩擦可以忽略。（4） 螺杆和机筒之间的摩擦系数相等，但螺纹侧壁与固体塞得摩擦可以忽略。本次设计中，螺杆的几何参数为：机筒内径：Db=6.54厘米螺杆根部直径：Ds=5.5厘米螺纹导程：L=6.5厘米螺纹宽度：e=0.65毫米螺槽深度；H=（Db-Ds）/2=0.52厘米平均直径；D=Db-H=6.02厘米螺杆的螺纹头数：i=1fb，fs，ff分别为物料和机筒，螺根和螺旋面间的摩擦系数。=90-b由塑料机械设计中的公式（1-2-77）得 （r）=arctg1D w（r）=1icos（r）-e这样，根据以上所讨论的螺杆参数，便可得 b= arctgLDs=arctg(6.53.146.5)=1738 S= arctgLDs= arctg(6.53.145.5)=2036 = arctgLD= arctg(6.53.146.02)=1856因此可得：bSsin0.3030.3240.351cos0.9520.9450.936tan0.3170.3420.375cot3.1542.9232.667wb=Lcosb-e=6.50.952-0.65=5.53厘米w=Lcos-e=6.50.945-0.65=5.49厘米ws=Lcoss-e=6.50.936-0.65=5.43厘米假设螺杆是静止的，机筒相对于螺杆以vb的速度运动，则机筒作用在以下图中微单元体上的摩擦力pfb乘固体塞与机筒的接触面积，即pfbwbdzb（此处缺一图）在上式中，wb在机筒表面上的螺槽宽度 dzb在机筒表面上沿螺槽方向上的微增量螺杆和机筒等各组成部分所消耗的能量传入螺杆固体输送段的总能量消耗于：机筒表面，螺杆根径处表面及螺棱上因摩擦作用而消耗的能量。同时，压力升高也要消耗其中的一部分能量。1 物料与机筒表面因摩擦作用而消耗的能量ewbewb可由机筒与固体塞表面的摩擦力乘以两表面间的相对速度：vbsinbsinb+其沿z方向的微增量上的能量消耗为：dewb=Dbnfbwbsinbsinb+pdzb积分上式可得：emb=Dbnfbwbpmzbsinbsinb+=3.146.54235.530.3031=791w2两螺棱侧面上所消耗的能量ewf同上所述，ewf可用两螺棱侧面上的摩擦力乘以固体塞在螺棱上的平均速度求得：ewf=Dbnfbwbpmzb2Hsinbsin+fbwbsincos+DbDcossin+fswssinbcos1-cotstanDsDsinsinb+sinbsin=780w3物料与螺杆根径表面的摩擦作用而消耗的能量ews同上，ews可用固体塞与螺杆根径表面的摩擦力pfswsdzs与固体塞在螺杆根部上的速度的乘积来求取，用同样的方法可得：ems=Dbnfsswbpmzbsinsinb+sinbsinstanbtansr1=3.146.54235.530.3030.3030.3510.3170.375=577w式中，r1=1-eLcoss1-eLcosb4由于压力升高而消耗的能量ewp当固体塞在螺杆中的压力升高时，塞子上将积累能量，此能量可用塞子的流速与所受压力的乘积来量度，即dewp=Qsdp同理，通过数学演算可得：ewp=DbnHwsinsinb+sinbsinpmlnpp0 =3.146.54230.3035.490.9520.935=699w明显，固体输送段的总能量应等于推动螺杆固体输送段所需要的总能量，即ew=ewb+ews+ewf+ewp=1366w=1.366kw (二)叶片塑化输运单元所消耗的功率：因为驱动叶片单元的扭矩是决定叶片单元所能产生最大压差和输送不同物料熔体能力的参数，所以所需扭矩是衡量叶片单元比较重要的性能指标。叶片单元的主要功能是提高流经叶片单元高聚物熔体的压力。因此在此过程中消耗的能量主要用于两个方面：熔体流动和建压。驱动叶片单元所需要的扭矩可用下式来表示：T=Tp+Tv=qp+nr，式中，T叶片单元驱动轴的总扭矩， Tp用于升压的扭矩，其数值与叶片单元的排量q和压差p有关。 nr 叶片的转速， 叶片单元在一定转速下熔体的粘度。 Tv因熔料的粘性摩擦所消耗的扭矩，在确定了叶片单元的排量、最高转速和最大压差及熔体粘度后，就可以计算叶片单元的额定扭矩T。将T 代入常用公式：NP=Tnr9550m上式中 NP功率（kw） T扭矩(Nm) nr转速r/min m机械效率通过上式即得到叶片单元所需的驱动功率。由上可得叶片单元的功耗为： NP=TN9550m=Qpnr+ nr29550m=0.56kw上式中：Q理论产量， P 叶片单元压差从以上叶片单元驱动功率的表达式可以看出：在不考虑熔料粘性摩擦消耗的能量时，叶片单元所需的驱动功率是随着叶片单元的机械效率的提高而降低，随叶片单元的最大理论产量和进出口压差的增大而增大。（三）螺杆均化段所需要的总功率:熔体在均化段均化和输送所需的传动功率主要包括以下几个方面；（1） 在螺杆的螺槽中剪切物料所消耗的功。（2） 在螺杆和机筒的间隙中剪切物料所需要的功。（3） 使熔融塑料升压，克服向前输送物料时的各种阻力所需要的功。螺杆工作时对螺槽和间隙中剪切物料所需的功为：dN=dN1+dN2=3Db3n21H3dL+Qdcos2dp+2Db2n2e2tandL当螺杆的尺寸和物料黏度不变时：N=3Db3n21L3H3+Qbpcos2+2Db2n2e2L3tan=1.09kw式中，N螺杆工作时均化段所需功率 1螺槽中的有效黏度 2间隙中的有效黏度 间隙，本次设计中，间隙=0.4cm 1=0.085 2=0.016由上面的论述可以初选电机Y160M2-8，该电机的额定功率为5.5kw ,转速为720r/min，功率因数为0.84，最大转矩为2.0。挤出机的转速要求及调速范围 对一台挤出机而言，其速度要求有两个方面，一是有一定的调速范围，二是能无级调速，前者是针对挤出机应具有适应各种加工情况提出来的，后者是为了控制挤出质量及与辅机的配合一致。在生产实际中，为了达到对产品产量和质量的控制，除可通过控制温度，压力等条件来实现外，其中一个重要的方面是靠改变螺杆的转速控制的，挤出机在启动时其机头压力有时会超过正常值，因此在开机时，螺杆的速度先由慢渐渐增至工作速度。综合以上几种情况，要求挤出机的螺杆转速能够在一定的范围内可以随意加以改变。挤出机的调速范围也就是指螺杆的最高转速与最低转速之比。挤出机的转速范围直接影响到所能加工物料和制品的范围，机器的生产率，功率的消耗，制品的质量，设备的成本和操作是否方便等，因此，挤出机转速范围的确定是很重要的，在设计时，应根据加工工艺要求及机台的使用场合而定。本次设计中，确定调速范围为1：8。二 减速箱的设计减速器是在电机和工作机之间的独立传动部件，一般以齿轮，涡轮蜗杆等传动部件装在铸造或焊接的刚性箱体中而构成。本次设计中，螺杆工作时的转速为23r/min，但是电机的转速为720r/min,为了让螺杆正常工作，需要通过减速箱来减速。下面详细讨论减速箱的设计过程。因为螺杆转速n=23r/min，电机转速为720r/min。所以i31.3。因此采用二级圆柱齿轮减速器。传动形式如下图所示： 图挤出机输出功率Pw：Pw=3.43 kW传动装置总效率aa=0.9720.9940.9923=0.8894=097为每对齿轮啮合传动的效率的效率,=0.99为滚动轴承的效率, =0.992为联轴器的效率。电动机输出功率Pd：Pd=3.85 kw （一）确定传动装置参数1、总传动比和分配传动比（1）总传动比由选定的电动机转速n电和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为n电/n720/23 31.3（2）分配传动装置传动比i式中分别为一级齿轮和二级齿轮的传动比=1.3联合两式，得 =6.37 =4.92、计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速：n电720r/min720/6.37 113r/min/113/4.9 =23 r/min（2）各轴输入功率：5.50.9925.456 kW15.4560.970.995.24 kW25.240.970.995.032 kW（3）电动机轴的输出转矩：=9550pdn电 =95505.5/720=72.9 Nm所以： 72.3Nm442.8 Nm2089Nm运动和动力参数结果如下表所示轴转速(r/min)功率(kw)转矩(N.m)电动机轴7205.572.9轴7205.45672.3轴1135.24442.8轴235.0322089表2-2（二） 齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算。1、齿轮材料，热处理及精度：挤出机为一般的工作机器，速度不高。齿轮选用软齿面即可。采用直齿圆柱齿轮（1）齿轮材料及热处理：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮，280HBS；高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 ，240HBS。 （2）初选小齿轮齿数Z=24，大齿轮齿数Z=iZ=6.3724=152.8取Z=153（3）齿轮精度：按GB/T1009588，选择7级。2、按齿面接触强度初步设计齿轮传动的主要尺寸：（1）确定各参数的值:试选载荷系数=1.3计算应力值环数N=60nj =607201（283003）=0.8310 hN=0.8310/6.37=1.310h 查10-19图得接触疲劳寿命系数：K=1.0 K=1.05由图1021d 按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度=550MPa取失效概率为1%,安全系数S=1,得:=1.0600=600 =1.05550=577.5许用接触应力带入较小值。查表10-6得材料弹性影响系数： =189.8MP由表10-7选取齿宽系数: =1小齿轮传递的转矩：T=7.2310N.mm（2）设计计算试算小齿轮分度圆直径d，代入较小值，=48.94mm计算圆周速度：1.84m/s计算齿宽b：b=48.94 mm计算齿宽与高之比：模数：= d/Z1=2.03mm齿高h:h=2.25=2.252.03=4.56 =49.69/4.6575=10.73计算载荷系数K根据V=2.5m/s,7级精度，查表得：使用系数=1；动载系数K=1.07。由表10-3 得：K=1查表10-4得K=1.41746查图10-13得: K=1.325故载荷系数:按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：d=d=46.64计算模数m：m= d/=46.64/24=1.94mm3、按齿根弯曲疲劳强度设计：由弯曲强度的设计公式（1）确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩72.3Nm由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa由图1018取弯曲疲劳寿命系数 =0.87,=0.9按对称布置，由表查得计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：=310.71MPa=244.29MPa载荷系数K查取齿形系数和应力校正系数查表10-5得：齿形系数：， 应力校正系数： 计算大小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大.选用大齿轮的数值。（2）设计计算：计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.0mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=52.31来计算应有的齿数。于是有: 取z=26得大齿轮齿数：z=6.3726=165.6取z=1654、几何尺寸计算：（1）计算大小齿轮的分度圆直径：（2）计算中心距：a= =191（3）计算齿轮宽度：取，（二）低速级齿轮传动的设计计算1、齿轮材料，热处理及精度：（1）选用软齿面，采用直齿圆柱齿轮，低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为280HBS；低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为240HBS。按GB/T100951998，选择7级精度。（2）试取小齿轮齿数=23，Z=iZ=4.923=112.7 取Z=1122、按齿面接触强度初步设计齿轮传动的主要尺寸：（1）确定各参数的值:试选=1.3计算应力值环数查10-19图得：K=1.07、K=1.1 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,由图1021d 按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度=550MPa得:=1.07600=642 =1.1550=605 许用接触应力应带入较小值。查表10-6得： =189.8MP 表10-7得齿宽系数: =1=4.42105 N.mm（2）设计计算试算小齿轮的分度圆直径d，代入中较小值，得：=89.05mm计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽bb=89.05mm计算模数计算齿宽与高之比齿高h：h=2.25 =2.253.87=8.710.2mm计算载荷系数K使用系数=1根据V=1.0625m/s，7级精度, 查表10-8得：动载系数K=1.06, 表10-3 得K=1查表10-4得K的计算公式:由插值法求的K=1.4245查图10-13得: K=1.4故载荷系数:按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=93.5计算模数m3、按齿根弯曲疲劳强度初步设计齿轮传动的主要尺寸由弯曲强度的设计公式（1）确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa。由图1018取弯曲疲劳寿命系数=0.88，=0.9按对称布置，由表查得计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4载荷系数K由表10-5查取齿形系数和应力校正系数齿形系数 应力校正系数 计算大小齿轮的大齿轮的数值大，选用大齿轮的数据.（2）设计计算计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=93.5来计算应有的齿数。于是由:，取，取 （3）几何尺寸计算计算大.小齿轮的分度圆直径计算中心距 计算齿轮宽度 取，四、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构保证齿轮佳合质量。减速器箱体结构尺寸如下表：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚10箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺栓直径20地脚螺栓数目查手册4轴承旁联接螺栓直径16箱盖与箱座联接螺栓直径=（0.50.6）10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表426、22、16，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表424、14箱体外壁至轴承座端面距离=+（812）40大齿轮顶圆与内机壁距离1.220齿轮端面与内机壁距离15机盖，机座肋厚m1、m9、9表4-1五、轴的设计（一）低速轴的设计1、输出轴上的功率，转速，转矩：2、求作用在齿轮上的力：已知低速级大齿轮的分度圆直径为=267 3、初步确定轴的最小直径：选取轴的材料为45钢,调质处理,取。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。4、轴的结构设计：（1）选取联轴器：查课本,选取计