挤出机说明书

1、1双螺杆挤出机设计概述1.1双螺杆挤出机概述塑料挤出成型是在挤出机中通过加热、加压而使塑料以及熔融流动 状态连续通过口模成型的方法，或简称为挤塑。挤出成型是聚合物加工 中出现较早的一门技术，在19世纪初已有使用。挤出成型可加工的聚合 物种类很多，制品更是多种多样，成型过程也有许多差异比较常见的是 以固体块状加料挤出制品的过程。其挤出成型过程为:将颗粒状或粉状 的固体物料加入到挤出机的料斗中，挤出机的料筒外面有加热器，通过 热传导将加热器产生的热量传给料筒内的物料，温度上升，达到熔融温 度。机器运转，料筒内的螺杆转动，将物料向前输送，物料在运动过程中 与料筒、螺杆以及物料与物料之间相互摩擦、剪切

2、,产生大量的热，与热 传导共同作用使加入的物料不断熔融,熔融的物料被连续、稳定地输送 到具有一定形状的机头（或称口模）中。通过口模后，处于流动状态的物 料取近似口型的形状，再进入冷却定型装置，使物料一面固化，一面保持 既定的形状,在牵引装置的作用下，使制品连续地前进，并获得最终的制 品尺寸。最后永切割的方法截断制品，以便储存和运输。挤出成型加工的主要设备是挤出机，此外，还有机头口模及冷却定 型、牵引、切割、卷取等附属设备。其挤出制品都是连续的形体，在生 产及应用上都具有多方面的优点。据统计，在塑料制品成形加工中，挤 出成型制品的产量约占整个塑料制品的50%以上。所以，挤出成型在塑 料制品成型加

3、工工业中占有重要地位。塑料在挤出机内熔融塑化，通过口模成为所需要的形状，经冷却定 型而得到与口模断面形状相吻合的制品。挤出成型是塑料加工工业中最早的成型方法之一。早在19世纪初 期，挤出机就用于生产铅管、面条。早期的挤出机是柱塞式的，直到1936 年才研制成功电加热的单螺杆挤出机，这就是现代塑料挤出机的起源。同其他成型方式相比，挤出成型具有以下突出优点。1. 设备成本低，制造容易，因此投资少，见效快，占地面积小，生 产环境清洁。2. 生产效率高。挤出机的单机产量较高。特别适合于较长的尺寸的 制品。如制造较长的管材，板材、型材、薄膜等，而且产品质量均匀、 密实。其生产效率的提高比其它成型方法快。

4、3. 挤出成型可以实现连续化、自动化生产。生产操作简单，工艺控 制容易，产品质量稳定。4. 可以根据产品的不同要求，改变产品的断面形状。其产品为管材、 棒材、片材、板材、薄膜、电缆、单丝、中空制品及异型材等。5. 应用范围广。只要改变螺杆及辅机，就能适用于多种塑料及多种 工艺过程。例如，可以加工大多数热塑性塑料及部分热固性塑料，也能 用挤出法进行共混改性、塑化、造粒、脱水和着色等。6. 可以进行综合性生产。挤出机与压延机配合，可以喂料生产压延 薄膜，与油压机配合生产各种模压制品。随着聚合物加工业的发展，作为聚合物的主要加工设备之一的挤出 机得到了飞速发展，并以其优异的加工性能得到了越来越广泛的

5、应用。一套完整的挤出设备宙主机和相应的辅机以及其它控制系统组成。 通常这些组成部分统称为挤出机组。它主要包括挤出系统、传动系统和 加热冷却系统及控制系统。1. 挤岀系统它由料斗、螺杆和机筒组成，是挤出机工作的核心部 分。其作用是使塑料塑化成均匀的熔体，并在此过程中建立压力，再被 螺杆连续、定压、定温、定量地挤出机头。2. 传动系统 它曲电机、调速装置及传动装置组成。其作用是驱动 螺杆，并保证供给螺杆在工作过程中所需的扭矩和转速。3. 加热冷却系统它山温度控制设备组成。其作用是通过对机筒进 行加热和冷却，保证挤出系统的成型在工艺要求的温度范圉内进行。4. 控制系统 它主要由电器、仪表和执行机构组

6、成。其作用是调节 控制螺杆的转速、机筒温度、机头压力等。在挤出成型中，应用得最广的是单螺杆挤出机和双螺杆挤出机。双 螺杆挤出机是在挤出机机筒中并排地安装两根螺杆的一种挤出机，它是 在单螺杆挤出机的基础上发展起来的。最初的双螺杆挤出机是20世纪 30年代后期在意大利开发的。Roterto Colombo开发了同向旋转式双螺 杆挤出机，Carlo Pasqutti开发了异向旋转式双螺杆挤出机。单螺杆挤出机易于加工粒料，对粉料则不易加工。对那些形状不规 则的或是含湿度很大的悬浮料、乳剂料或分子量很高因而粘度很高的料 等，实际上无法加工。单螺杆挤出机对于加入无机填料的适应能力也是 差的，且混炼效果较差

7、。与单螺杆挤出机相比，双螺杆挤出机具有一系列的优点，如双螺杆 挤出机可以用在混炼、排气、脱水、造粒粉料直接挤出以及玻璃纤维或 其他填料的填充增强改性等方面。据资料介绍，近年来西欧工业国家的 双螺杆挤出机的数量已达到挤出机台数的40%左右。特别是在成型加工 中，应用更多、更广。例如，在管材和造粒中儿乎全部使用双螺杆挤出 札 在板材和型材的成型中，双螺杆挤出机约占8090%。尤其对RPVC 粉料、LDPE塑料的加工，双螺杆挤出机更是具有极大的优越性。因为其 剪切速率较低（主要指异向旋转的双螺杆挤出机）、自洁性好、在机筒 中物料停留时间短。此外，双螺杆挤出机还具有剪切力大、传热面积大、 计量准确、回

8、流少、供料性能好、混炼效果好、塑化效果好等优点。tl 前，双螺杆挤出机主要用作成型加工、预塑混炼、聚合反应以及废料处 理方面。近儿年来，我国在双螺杆挤出机的生产和应用方面同样也都得 到了迅速的发展。目前，双螺杆有许多种类型，其主要可以分为：1. 从螺杆轴线是否平行可分为平行式和锥形式双螺杆；前者两根螺 杆的轴线互相平行，后者两螺杆的轴线相交成一角度。平行双螺杆挤出 机相比较于锥形双螺杆基础机的优点是：平行双螺杆挤出机具有压延长 度较大，压延有强烈的塑化与均化能力的效果，而且螺村半均工径小， 转速较低，因此，平均剪切速率也较低，压延频率高，有效停留时间并 不低于锥形螺杆。推荐精选2. 从两根螺杆

9、的相对位置乂可以分为啮合型和非啮合型，啮合型乂 可以分为部分啮合和全啮合型。非啮合型的一根螺杆的螺棱不伸到另一 根螺杆的螺槽中去，而非啮合型则是两根螺杆的轴线分开的距离小于两 根螺杆外半径之和，即一根螺杆的螺棱插到列一根螺杆的螺槽中去。根 据啮合程度（即一根螺杆的螺棱插到另一根螺杆的螺槽中的深浅程度）, 啮合型乂可以分为部分啮合和全啮合型。3. 从螺杆旋转方向的不同，可以分为同向旋转与反向旋转。顾名思 义，同向旋转双螺杆挤出机的两根螺杆的旋转方向相同，异向旋转双螺 杆挤出机的两根螺杆的旋转方向相反。它可以是向内旋转或向外旋转。1.2挤出机整体方案设计近年来，双螺杆挤出机得到了迅速的发展，但山于

10、双螺杆挤出机的 复朵性和种类的多样性，以及双螺杆理论的不成熟，所以至今还没看到 有关双螺杆挤出机参数设计和结构设讣的比较系统的文献，因此对双螺 杆挤出机的设计更多地只能停留在经验设计的水平上。当然，经验设计 是必须服从挤出工程的基本规律的，所以山此所进行的有关双螺杆挤出 机的设计是具有一定的科学性与理论性的。双螺杆挤出机的应用，都是以机组的的形式出现。挤出机组包括主 机（即通常说的挤出机）、机头和辅机。因而就双螺杆挤出机的总体设 计而言，它可以包括主机（螺杆挤出机）、机头和辅机的设计，也可以 单指主机的设计。因此双螺杆挤出机的设计应当包括双螺杆挤出机类型 的确定、整体方案的确定、主要技术参数的

11、确定、挤压系统的设计、传 动系统的设讣、机头的设计、加料系统的设汁以及双螺杆挤出机辅助系 统的设计等。1.2.1开式设计和闭式设计的选择所谓开式设计，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，也一忖了然。啮合同向双螺杆挤出机大多采用这种设计。所 谓闭式设计，其挤压、冷却加热系统的外面都有罩子，其余各部分有时 也封闭起来。这种设汁看上去外形比较整齐，但检修不太方便。所以本 设计中釆用开式设计。1.2.2 一阶机和二阶机的选择所谓一阶机，是指主机只有一个挤压系统，包括一套螺杆、机筒和 传动箱；而二阶机是指主机有两个挤压系

12、统，包括两套螺杆、机筒和传 动箱，柔性串起来组成主机。就忖前见到、用于成型制品的双螺杆挤出 机组的主机多是一阶的，如啮合平行异向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惜况下设计成二阶 的，其第一阶用来塑化、混合物料，第二阶用来建压、挤出造粒。本设 计中以釆用一阶式为宜。1.2.3整体式和积木式的选择一般啮合异向旋转的双螺杆挤出机（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 再拆开并进行重新组合安装。国外流行的啮合同向双螺杆挤出机绝大多 数都设计成积木式的，即其机筒、螺杆有若干组件组成，可根据使用需 要进行重新组

13、合安装。也有的厂家生产的双螺杆挤出机，除了其机筒、 螺杆是组合式外，其扭距分配器和齿轮箱做成积木式，通过更换扭距分 配器可以将双螺杆挤出机改变成异向旋转或同向旋转；去掉扭距分配 器，其齿轮箱还可以与单螺杆挤压系统相接，组成单螺杆挤出机。本设 计中采用整体式设计。1.2.4封闭式机筒与剖分式机筒的选择双螺杆挤出机的机筒有的是整体式的，有的是山若干段组成，但机 筒均不能打开分成两段，它们是封闭的。因此，要想了解挤出过程中物 料沿螺杆的输送、混合、反应情况，只有停转将机筒通过水骤冷，然后 把螺杆抽出来才能看清楚。这样很不方便，有时为了会破坏过程反应的原貌。为了克服上述缺点，人们把双螺杆挤出机的机筒做

14、 成剖分式，停车冷却后靠液压系统或手动机械打开，观察取样，进行研 究。挤出机再工作前，再翥液压系统或手动机械合起来。本设计釆用封 闭式设计。1.2.5挤压系统的选择对某些大型同向双螺杆挤出机造粒机组（有时是挤出片材挤出机 组），为了高效、节能、精确地控制挤出机熔体的压力以保证制品的尺 寸精度，在挤压系统末串接熔体齿轮泵，山双螺杆完成塑化、混炼，山 齿轮泵建立、控制挤出压力。串联齿轮泵后会给整个双螺杆主机得整体 设计带来了重大影响。所以本设计中没有使用审接齿轮泵的设计。另一个影响双螺杆挤出机整体方案确定的是在某些机组上将要采 用的加料系统。一般双螺杆挤出机大多采用计量加料，对大多数情况下 得双螺

15、杆挤出机（如啮合异向双螺杆挤出机和锥形双螺杆挤出机），其 计量加料系统对挤出机组整体设讣不会有多大影响，但对某些没有多组 分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，它们得联合使用和布置将对双螺杆挤出机的整体布置带来影响。2挤出系统设计双螺杆挤出机的挤压系统是双螺杆挤出机的核心部分。其作用是把 加入的固体物料熔融塑化、混合，为口模提供定温、定压、定量的容体, 并将在这一过程中产生的气体排除，最后通过口模，得到合乎质量要求 的制品。双螺杆挤出机的挤压系统主要山螺杆、机筒组成。因此，双螺杆挤 出机挤压系统的设计实际上就是螺杆、机筒的设计。2. 1螺杆设计螺杆设讣包括螺杆参

16、数的确定，螺杆结构设讣和螺杆材质选择等。 螺杆设计的核心问题就是设计出的螺杆应具有优异的混合能力和其它 的特定能力(如脱挥发分)。螺杆参数包括螺杆直径、螺杆长径比、螺杆导程(升角)、螺纹和 螺槽的断面形状、螺棱厚度、四个间隙等。2.1.2螺杆参数参考异向双螺杆挤出机基本参数(JB/T 6491-2001),以及本课题 设计挤出机所需要的挤出量20kg/h可选择以下一组参数：1. 螺杆直径D二45mm2. 螺杆长径比L/D二1630,在这里选择183. 螺杆导程 螺纹导程t二45mm,升角二17。4. 螺杆和螺槽的断面形状，采用常用于小型螺杆的梯形 螺棱顶面厚度e= (0. 180. 12) D

17、6.四个间隙2. 2机筒设计机筒和螺杆共同组成了挤出机的挤压系统，完成对塑料的固体输 送、熔融和定压定量输送作用。机筒的结构形式关系到热量传送的稳定 性和均匀性。并且对于一些新型的挤压系统来说，机筒在加料段上的结 构形式也影响到固体输送效率。机筒的机械加工和使用寿命也影响到整 个挤压系统的工作性能。因此，机筒在挤压系统中是仅次于螺杆的重要 零件。普通机筒的结构类型有整体式，分段式和双金属式。一般的异向旋 转双螺杆挤出机采用的是整体式机筒。而本次设计中的螺杆釆用的是整 体式，因此机筒也相应的采用整体式机筒。3传动系统设计双螺杆挤出机的传动系统是双螺杆挤出机的重要组成部分。它的重 要性表现在它所完

18、成的功能在双螺杆挤出机中致关重要，也表现在其设 计、制造难度和成本在整台机器中占的比重。双螺杆挤出机传动系统的作用是在设定的工艺条件下，向两根螺杆 提供合适的转速范用、稳定而均匀的速度、足够且均匀相等的扭矩（功 率）。并能承受完成挤出过程所产生的巨大的螺杆轴向力。双螺杆挤出机的传动系统主要山驱动电机（联轴器）、齿轮箱（包 括扭矩分配和减速部分）等组成。与单螺杆挤出机相比，双螺杆挤出机传动系统的设计、制造要困难 的多。这是因为，一方面，双螺杆挤出机比单螺杆挤出机承受的扭矩要 大得多，而且这么大的扭矩是在有限的中心距内传递，且扭矩的传递和 减速交织在一起的。另一方面，挤出过程在螺杆末端产生的轴向力

19、很大, 该轴向力需要止推轴承来承受。按一般情况，轴向力越大，所需的止推 轴承的外径越大，但在两螺杆中心距已限定的情况下，不可能任意选择 大外径的止推轴承，这就要求另想办法一一譬如采用止推轴承串来解决 这个问题。但这是比较困难的。另外抵消齿轮传动的径向力，防止螺杆 弯曲，提高齿轮的承载能力和传动精度，也是双螺杆传动设计不同于单 螺杆挤出机之处。双螺杆传动箱的散热和润滑也比单螺杆挤出机重要、 复杂得多。3. 1主驱动电动机选型双螺杆挤出机所用电机的选择如下。双螺杆挤出机中常用的电机有直流电机、交流变频调速电机、滑差 电机、整流子电机等。其中以直流电机和交流变频调速电机用的最多。直流电机系统：可实现

20、无级调速，且调速范圉宽，启动较平稳。以 国产Z2系列电机为例，当改变电枢电压时，其转速可自同步转速 （1500r/min）往下调1： 8；当改变激磁电压时，转速可往上调1： 2, 因此其最大调速范围可达1： 16o图21所示为直流电机的外特性曲线。山图可以看出改变电枢电压时 可以得到恒扭矩调速：改变激磁电压时可以得到恒功率调速，此时随着 转速升高其功率不变，但扭矩相应地减少。但国产的Z2、Z3系列直流 电机，在其转速低于(100200) r/min时，工作不稳定，而且这时电 机冷却风扇冷却性能下降。20世纪80年代以后生产的Z4系列电机则比 Z2、Z3系列直流电机性能好得多，其低速性能稳定，因

21、而在双螺杆挤出 机中得到广泛采用。Mn/1500300/i二8i二2n/(r/min)恒热源恒功率调速图3.1直流电机外特性曲线根据图3. 1可知，选用功率为55KW的直流电动机已可以满足需要, 所以本设汁中所釆用的主驱动电动机型号为Z4-180-41,功率为55KW, 额定电压为440V,转速为1510r/ min,并带有冷却鼓风机和热保护装 置，采用三相全控桥双闭环无级调速，另外还带有测速发电机。3. 2减速箱设计双螺杆挤出机的传动箱山两大部分即减速部分和扭矩分配部分组 成。这两部分的功能虽有不同，但它们紧密联系，有时还相互制约。根 据LI前流行的结构看，其设计布置大致有两种方案，一种是将

22、减速部分 和扭矩分配部分很明显的分开，即所谓的分离式；另一种是将二者和在 一起。在本设计中，选用分离式，因螺杆的转速范围为40400r/min , 而电动机的转速为1510 r/min,所以要求减速箱的总传动比为： 1:1510/144 = 1:10.5o根据所选电机的功率、转速、电机伸出端的直径和减速箱轴的直径 选择联轴器的型号为HL4竺士，减速箱通过弹性柱销联轴器与直KC45x84流电动机相连，采用三级斜齿传动，使总传动比与所要求的传动比吻合。 另外，减速箱润滑油采用150号极压齿轮油，一次加油量为25升。为 了防止油量过热，箱内悬有蛇形冷却管，冷却方式为水循环式。具体设 计及校核略。3.

23、 3分配箱设计在设计过程中，实现规定的螺杆转速（范围）、扭矩均匀分配、轴 承合理布置的前提下，通过传动方案的确定和结构设讣，采取措施，降 低齿轮载荷，抵消或减少传动齿轮的径向载荷，传递更大的功率和轴向 力，提高轴承的寿命，装配维修方便。设计、加工的难点在于螺杆中心 距限定的狭少的空间。因而必须调动一切可能的手段，寻找特殊的结构 形式、材料和热处理工艺来实现上述的目标。与锥形双螺杆挤出机相比，平行双螺杆挤出机螺杆尾部空间比较 小，不能平行地放下两根传动轴。本设计中两螺杆异向旋转，为达到这一目的，大致设想如下：动力由减速箱输出轴齿轮输入到分配箱的一根轴上，这根轴的齿轮 齿数与主轴相等，且与一根主轴

24、外啮合同时与大齿轮内啮合，从而带动 与此大齿轮内啮合的另一主轴转动。这样，两根主轴以相同的角速度异 向旋转，同时也使得分配箱尾部空间增大。双螺杆挤出机分配箱的设计所涉及的问题很多，要想设计好分配 箱，除了应具有扎实的机械设计理论和知识外，更需要有丰富的实践设 计经验，下面仅以双螺杆挤出机中U前最流行的分离式传动箱的结构设 计中的儿个主要问题进行讨论。3. 3. 1分配箱的总体结构设计1双螺杆中心距与分配箱设计中齿轮、轴与轴承之间的关系对于全啮合双螺杆挤出机，一旦两根轴的外径、根径（或螺槽深度） 初步确定，则为两螺杆提供转速和扭矩的传动箱中与两螺杆相连的输出 轴之间的中心距也就确定了。现以一般分

25、离式传动箱轴承、齿轮、轴之 间的儿何关系，来讨论传动箱结构参数之间的关系。图3.2表示出了分 离式传动系统齿轮、轴、轴承的布置。图3. 2分离式传动系统齿轮、轴、轴承布置支持两输出轴的径向轴承有如下关系：心=% +】3.1一根轴的外径与另一根轴上所装齿轮的外径之间应满足以下关系：A =+ 心）+ 亠3.2齿顶圆直径：心=?（Z +2力；）3.3或da = mZx + 2h： + 2X, - 2AK）3. 4以上各式中Amin-双螺杆最小中心距A双螺杆实际中心距Dzc所选径向轴承外径dz螺杆驱动轴直径 1两根螺杆上两个径向轴承外径之间的径向间隙A2一根螺杆驱动轴外径与另一根螺杆驱动轴上齿轮顶圆之

26、间的 间隙da一赤顶圆直径m齿轮模数Zi齿数h一齿顶高系数Xi齿轮变位系数Y齿顶高变位系数由以上关系可见，中心距A对其它儿何参数的限制，特别是对齿轮承载 能力的关键参数m、Z的限制。2、双螺杆中心距的确定与齿轮参数的选择山同组的同学已初选定了螺杆直径及螺槽深度，进而给出了双螺杆 中心距的可选范围，但尚不能将中心距最后确定。道理很明显，因为双 螺杆直径、槽深、中心距的设汁是从双螺杆挤出机的主要参数、规格和 螺杆儿何学出发的，而传动箱齿轮传动的设计要考虑齿轮儿何学及受 力、结构设计，二者不一定完全一致。对分离式的传动箱的设计而言，一般是根据初步的受力分析，算出 轴径再结构化，同时根据轴承系列规格圆

27、整（对轴承寿命与轴径强度核 算平衡），进而轴承组合设讣。根据式3.1先确定出两螺杆驱动轴的最小 中心距Amin （即两螺杆最小中心距）。式中A 1主要考虑轴承定位及箱体 的结构，一般取并随轴承直径的增大而适当增大。然后根据 式3.2初定扭矩分配齿轮的齿顶圆直径dao而驱动轴的轴径dz主要受所 选外径dzc的限制，一般取（IzWc。确定间隙人2时主要考虑一根轴上 的齿顶圆与另一根轴径不发生干涉的情况下，使轴径最大，这样螺杆驱 动轴可获得最大刚度和强度。在初定的范围内，根据传递功率（扭矩） 对齿轮进行强度计算（校核其接触强度和弯曲强度），最后确定出齿轮 参数m、Z、Xi。并在强度允许的范圉内对dz

28、进行调整，同时根据实际 情况对初定的Amin进行适当调整、增大。经反复优选后，得到较佳的齿 轮参数及所对应的合适中心距。这样的设汁过程可以在尽可能小的双螺 杆中心距下进行，以求设计出较大输出扭矩的传动箱，一旦传动箱的中 心距确定，再反过来最后确定双螺杆的外径和槽深。在以上设计中，要对扭矩分配齿轮进行强度计算，这不可避免地用 到所谓齿宽系数（即齿轮轴向宽度与分度圆直径之比，B/心）。III 于扭矩分配齿轮径向尺寸受到限制，而乂要传递比一般传动中大得多的 扭矩，为了满足强度要求，除采用优质材料和提高加工精度外，还有一 个可行的途径，就是增加齿宽系数，即增加齿宽。有的资料介绍，齿宽 的取值范围可为3

29、三1.2A,或B = 2O/Z7 （A为螺杆中心距，m为模数）。 但齿宽系数也不能过大，否则，若传动箱的加工精度不高和轴的刚度不 够，实际上沿齿宽两齿不会均匀接触，反而对齿轮的实际承载不利。由上述的讨论可以看出，在齿轮箱的设计中，采用双啮合齿轮传动 的效果要比在齿宽系数上打主意要好得多，采用双啮合传动可大大降低 齿轮载荷。这里要附带讨论一个问题，即关于用一个传动箱来适应不同螺杆直 径和螺槽深度的双螺杆挤压系统的问题。前以述及，在双螺杆中心距一 定的情况下，根据挤出过程和加工物料的需要以及双螺杆挤出机的发展 趋势，可以设计成普通型、深糙型和浅槽型儿种类型的双螺杆。与传动 箱的设计、制造和使用联系

30、起来，为减小设讣、制造差别不大但规格繁 多的传动箱，提高效益，提高系列化水平，可以在同一个中心距下，设 计制造出具有最大输出扭矩的齿轮传动箱，分别与普通型、深槽型和浅 槽型挤出机的挤压系统相配，配套出中心距相等、螺干直径、螺槽深度 不等的三种规格的双螺杆挤出机，以适应用户对不同规格和类型的双螺 杆挤出机的需求。这是一种经济的、减小设计制造传动箱工作量的有效 方法。这些方法早已在国外某些著名双螺杆挤出机生产厂家得到采用。在本设计中齿轮的材料采用40Cr合金，轮齿表面经调质处理。下 面将对其进行有关的计算及设计。3. 3. 2齿轮轴的设计齿轮设计齿轮传动设计参数的选择力角Q的选择山机械原理可知，增

31、大压力角a ,轮齿的齿厚及节点处的齿廓曲率 半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。为了 设计、制造、检验及使用的方便，GB1356-88中对一般用途的齿轮传动 规定的标准压力角a二20。另外我国航空齿轮传动标准还规定了 a =25。的 标准压力角。但增大压力角并不一定都对传动有利。对重合度接近2的 高速齿轮传动，推荐釆用齿顶高系数为11.2,压力角为16。8。的齿 轮，这样做可增加轮齿的柔性，降低噪声和动载荷。（2）齿数的选择若保持齿轮传动的中心距不变，增加齿数，除能增大重合度、改善 传动的平稳性外，还可减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节 省制造费用。另外，降低齿高

32、还能减小滑动速度，减少磨损及减小胶合 可能性。但模数小了，齿厚随之减薄，则要降低轮齿的弯曲强度。不过 在一定的齿数范圉内，尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时， 以齿数多一些为好。（3）齿宽系数d的选择载荷一定时，齿宽系数大，可减少齿轮的直径或中心距，能在一定 程度上减轻整个传动的重量，但却增大了轴向尺寸，增加了载荷沿齿宽 分布不均匀性，设计时,必须合理选择，一般圆柱齿轮的齿宽系数可参考表36选用。其中, 闭式传动，支承刚性好，d可取大值：开式传动，齿轮一般悬臂布置, 轴的刚性差，d可取小值，故齿宽系数应取得适当。对于外啮合齿轮 传动：(3.5)式中，a为齿宽系数，计算时可先选定后，再用式

33、（3.5）计算出相 应的*受力分析在直齿圆柱齿轮传动中，作用于齿面上的法向载荷Fn仍垂直于齿 面。如图36工所示为一对直齿圆柱齿轮，若略去齿面间的摩擦力，Fn 可分解为两个相互垂直的分力：沿半径方向的径向力和切于分度圆 上的圆周力人。各力的方向如图36所示；各力的大小= Fjga(N)cosant (N) Ji cosa(3.6)T =955x10&?(Nm)式中，1一为主动齿轮传递的名义转矩（N mm）；di为主动齿轮的分度圆直径（mm）；a分度圆压力角，对标准直齿轮，J二20 ；玖一为主动轮传递的功率（KW）；m为主动齿轮的转速（r/mm）；计算载荷由式（3.6）计算的F和Fn等均是作用在

34、轮齿上的名义载荷。在实 际工作中，还应考虑下列因素的影响：山于原动机和工作机的振动和冲 击，轮齿啮合过程中产生的动载荷；山于制造安装误差或受载后齿轮产 生的弹性变形以及轴、轴承、箱体的变形等原因，使的载荷沿齿宽方向 分布不均、同时啮合的各轮齿间载荷分布不均等。为此，应将名义载荷 乘以载荷系数，修正为计算载荷，进行齿轮的强度讣算时，按计算载荷 进行计算。= KF （3.7）(3.8)其中，K = KAK,KaKu式中，K为载荷系数;K为使用系数；忆为动载系数；弘为齿向载荷分布系数；为齿间载荷分布系数。1）使用系数瓦用来考虑原动机和工作机的工作特性等引起的动 力过载对齿轮受载的影响。其值可查表31

35、得到。2）动载系数K.用来考虑齿轮副在啮合过程中，因啮合误差所引起 的内部附加动载荷对齿轮受载的影响。直齿圆柱齿轮传动，可取Kv 二1.051.4；斜齿圆柱齿轮传动，因传动平稳，可取K =1. 021.2。齿 轮精度底、转速高时取大值；反之，取小值。3）齿向载荷分布系数K-用以考虑由于轴的变形和齿轮制造误差 等引起载荷沿齿宽方向分布不均匀的影响。当两轮之一为软齿面时，取 K讦11.2：当两轮均为硬齿面时,取K严1. 11.35；当宽径比较小、 齿轮在两支承中间对称布置、轴的刚性大时，取小值反之取大值。4）齿间载荷分布系数K.用以考虑同时啮合的各对轮齿间载荷分布不均匀的影响。直齿圆柱齿轮传动，可

36、取匚二11.2；斜齿圆柱齿 轮传动，齿轮精度高于7级，KF11. 2,齿轮精度低于7级，Ku=l. 21.4；当齿轮制造精度低、硬齿面时，取大值；当精度高、软齿面时， 取小值。轮齿弯曲疲劳强度计算为了防止轮齿折断，轮齿的弯曲条件为crF %（3.9）式中，Of为齿根弯曲应力（MPa）;Ofp为许用弯曲疲劳应力（MPd）。计算Of时，首先要确定齿根危险截面，其次要确定作用在齿轮上 的载荷作用点。齿根危险截面：将轮齿视为悬臂梁，作与齿轮对称中线成30。角并 与齿根过渡曲线相切的切线，通过两切点作平行于齿轮轴线的截面，此 截面即为齿根危险截面。载荷作用点：啮合过程中，轮齿上的载荷作用点是变化的，应将

37、其 中使齿根产主最大弯矩者作为讣算时的作用点。轮齿在双齿对啮合区中 E点（图3-9 71）啮合时，力臂最大，但此时有两对共同承担载荷，齿 根所受弯矩不是最大：轮齿在单齿对啮合区上界点D啮合时，力臂虽较 前者小，但仅一对齿轮承担总载荷，因此，齿根所受弯矩最大，应以该 点作为计算时的载荷作用点。但由于按此点计算较为复杂，为简化起见, 一般可将齿顶作为载荷的作用点，并引入重合度系数，将力作用于齿 顶时产生的齿根应力折算为力作用于单齿对啮合区上界点时产生的齿 根应力。图312所示，略去齿面间的摩擦力，将F移至轮齿的对称线上, 并分解为切向分力Fncos Cl Fa和径向分力Fsin a FaO且向分力

38、使齿根产生 弯曲应力和剪应力，径向分力使齿根产生压应力。山于剪应力和压应力 比弯曲应力小得多，且齿根弯曲疲劳裂纹首先发生在拉伸侧，故齿根弯 曲疲劳强度效核时应按危险截面拉伸侧的弯曲应力进行讣算。其弯曲应 力为=巴=竺沁=迥.坐凹半（泌）（39）W bSp /6bd,m （SF /m） cosa式中，hF为弯曲力臂；Sf为危险截面厚度；b为齿宽；Q Fa为载荷作用角。6（/?r /m）cosar令冷=匚（3. 10）rt （SF Ini） cosa考虑齿根应力集中和危险截面上的压应力和剪应力的影响，引入应 力修正系数Ysj计入重合度系数后，得轮齿弯曲疲劳强度条件为(MPa) (3.11)b厂学N

39、Y =兰4Q吃Ye S % bd、m屮 dWM式（3.11）所示得弯曲疲劳强度条件，还可写成（3.12）的形式。 设计时，用此式可以计算出齿轮的模数。即心半込（mm）（3.2）式中，0肝为许用弯曲疲劳应力（MPd）。丫允为载荷作用于齿顶时的齿行系数;重合度系数Y,是将力的作用点 由齿顶转移到单齿对啮合区上界点的系数。当52时，取Y=0.65 0. 85, z大时，大，Y,取小值；反之，取大值。因大、小齿轮的陰、Y*不相等，所以它们的弯曲应力是不相等的。 材料和热处理方式不同时，其许用弯曲应力也不相等，故进行轮齿弯曲 强度效核时，大、小齿轮应分别计算。齿面接触疲劳强度计算为了防止齿面出现疲劳点蚀

40、，齿面接触疲劳条件为b JHP（3.13）式中，ox为接触应力（MPa）；O HP为许用接触应力（MP&）。一对渐开线圆柱齿轮在C点啮合时(图3-10 (a)171),其齿面接触状况可近似认为与以P 、-为半径的两圆柱体的接触应力o h可近似地用下式进行计算:(3. 14)轮齿在啮合过程中，齿廓接触点是不断变化的，因此，齿廓的曲率 半径也将随着啮合位置的不同而变化(图3-10 (b)l7,)o对于重合度 l1时，啮合过程中，将会有儿对齿同时参与啮合，单位接触线长 度可取为：L = b/乙1乙为重合度系数，是用以考虑因重合度增加，接 触线长度增加，接触应力降低的影响系数。对于直齿圆柱齿轮传动，一

41、 般可取乙=0.850. 92,齿数多时， 大乙取小值;反之，取大值。将式(3. 14)中的F改为轮齿上的计算载荷Fn(Fm二KFJ。考虑齿数 比“=乞=$,百=化芈，并将P、一和L值代入式(3.14),简化Zcos a后得Y bdyii(MPa)(3. 16)式中，Z/ =!二称为节点区域系数，考虑节点齿廓形状对接 ycos* atga触应力得影响，其值可在图3-11171中查得；ZE = i；称为材料系数（yjMPa ）,可由表321,1e2 查得。于是，直齿圆柱齿轮的齿面接触疲劳强度条件为|2口(“1) bdu-6ip(3. 17)式中，。貯为许用接触疲劳应力（MPa）。令齿宽系数申厂匕

42、，将b = Wd心代入上式，得齿面接触疲劳强度条 （1件的令一表达形式：”1 Z/fZZ(mm)(3. 18)式（3.17）和式（3.18）适用于标准和变位直齿圆柱齿轮传动。设计时，用式（3.18）可计算出齿轮的分度圆直径。“ + ”号用于外啮合, “一”号用于内啮合，在该设讣中选“-”号。提高齿轮接触疲劳强度的主要措施：加大齿轮直径d或中心矩&、 适当增大齿宽b、釆用正角度变位齿轮传动和提高齿轮精度等级，均可 减小齿面接触应力；改善齿轮材料和热处理方式（提高齿面碾度），可 以提高许用接触应力。hp值。具体计算（1）选精度等级.材料及齿数1）考虑到本设计中分配箱所要传递的功率较大，故两啮合齿轮

43、都 选用硬齿面。山表33选得大、小齿轮的材料均为40Cr,并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRCo2）选取精度等级。因采用表面淬火，轮齿的变形不大，不需磨削, 故初选7级精度（GB1009588）。3）选取两齿轮的齿数Z产26, Z2=78o按齿面接触强度设计 按式（3.18）试算，即mm1）确定公式内的各计算数值&、因为是电动机驱动，工作机载荷平稳，查表31，可取瓦二1； 因齿轮速度不高，取K =1.05； 乂因对称布置，轴的刚性大，取心二1. 1,Ka=1.4,则K二KKK/KfI. 62b、由图311选取区域系数Zh二2. 450。c、由图 1026查得 ai = 0：二0. 86

44、 ,则 ,=“+ 心二 1. 72。d、计算齿轮传递的转矩T: = 95. 5X 105X P/m = 95.5X103X55X 90%/144 = 3 . 31X105 N mm（设减速箱的总效率为90%）e、由表36选取齿宽系数d二1.0。f、由表32查得材料的弹性影响系数Z二189. 8、，丽7 :重合 度系数ZFmin2）计算试算小齿轮分度圆直径也，山计算公式得f 2xl.6x3.31xl062cL I x xv132.450x189.8x0.8720=S2.3mm计算齿宽b及模数按表373取标准模数m a=3. 25mm,则3 25亍(78 - 26) = 845劲圆整后取：aSSm

45、mo修正其它值：=mnZ = 3.25 x 26mm = 88awwb = Mi = 10x88 = 88/72/7/取 b2=88mm, bi=b：+ (5 10) = (88+6)mm=94mmo计算圆周速度V-切=60 x1000严 84.5xl44_ os?必 60x10003）验算轮齿弯曲强度条件。按式（317力）验算轮齿的弯曲强度条件。 计算当量齿数：cos】cos 72c=27Jcos J2= 247cos 18查图 314C7：,得 Y聞二2.56, Y&2.24;查图 315,得 YsaFl. 62, YSal=l. 77o 取 Y=0.7, Y产0. 9。 计算弯曲应力：2

46、K1网叫x 2.56x 1.62x0.7 x 0.9MPa2xl.6x3.31xl063.25x94x88=102.93MP y2KTbdx224xl77x07x09MPa2xl.6x3.31xl063.25x94x88二轴的设计及校核 该设计中，设计轴的程序是：（1）选择轴的合适材料；（2）初步估算轴的直径；（3）进行轴系零、部件的结构设计；（4）进行强度计算；（5）进行刚度计算；（6）验算轴承；（7）根据汁算结果修改设汁；（8）绘制轴的零件工作图。轴设讣常用的约束条件有: 物理约束： 刚度条件：y 、轴的材料及选取 用作轴的材料的种类很多,轴的工作能力主要取决于它的强度、刚度、临界转速等物理约束， 轴的形状主要取决于轴上零件的定位、固定、加工需求等约束。因此， 轴设计的主要任务是根据工作要求并考虑制造工艺因素，选择合适的材 料，进行结构设计，使其满足于各种物理约束条件。强度条件：b、轴的强度校核计算轴的计算通常都是在初步完成结构设计后进行校核计算，