本科毕业设计论文--sj6025挤出机设计

摘要
塑料挤出机机筒，它是塑料加工过程中的主要设备之一。

一般挤出机由五大部分组成：挤出部分、传动部分、机头加热冷却系统、电气控制系统塑料是一种高分子合成材料，是当今社会发展的基础材料之一，它广泛应用于各种领域。

挤出部分是挤出机的主体部分，主要作用是：剪切、塑化、捏炼塑料，以一定的压力，均匀连续的向机头输送塑料。

由加料装置、螺杆、机筒、衬套等组成。

其中螺杆分为单头螺杆、双头螺杆和多头螺杆。

衬。

套材料一般为38MoAlA
C
r
传动系统的作用是驱动螺杆旋转和根据工艺要求调节螺杆的转速，传动系统由电动机和减速器组成。

机头是挤出机的成形部分，它的作用是使塑料由螺旋运动变为直线运动；在一定的压力下，将塑料挤压成各种所需形状的半成品。

加热冷却系统是为了使塑料很好的挤出，适时控制温度，以防止塑料温度过低或焦灼。

电气控制系统的作用是满足挤出工艺条件的需要，实现对基础机机筒割断温度、机体温度、螺杆转速、驱动扭矩或功率、轴向力等的控制和调节。

由温控、调速和检测装置组成。

挤出机的传动技术有齿轮变速、直流电机和其他方式等若干种。

国内外常用的是由电机通过减速装置带动螺杆进行无级调速传动，国外多用直流电机变速传动，而国内则多用整流子电机变速传动。

挤出机的基本工作过程：带状塑料加入加料口后，在旋转螺杆的作用下塑料被搓成团状沿螺杆槽滚动前进，因螺杆的剪切、压缩和搅拌作用塑料受到进一步塑化，温度和压力逐步提高，呈现出粘流状态，以一定的压力和温度通过机头，最后得到所需的一定形状的半成品。

关键词: 塑料挤出机; 螺杆; 机筒; 机头
Abstract
The plastic rod extruding machine abbreviation extrude (also name extruding press), it is an important implement of the plastic reclaiming process.
The extrude is made of five parts：the part of extruding;the part of passing;the head;the system of heading and cooling;the electrical control system.The major part of the extrude is the part extruding,it is the most use of shear ,rend and pinch the plastic,under fastness pressure,continuous send plastic to the head ,it made up of fill device ,screw ,barrel ,liner and so on,And the screw is disport of single screw ;double screw ;and component screw.The material of liner is 38CrMoAlA.
The part of passing is driving the screw rotation and basic the need of the art factitious process to adjustment the screw royal .The part of passing is made of electrical engineering and reducer.
The head is the extruding machine formed part .Its function is :Causes the sizing material to become the translation by the helical motion ;under the certain pressure ,extrudes the sizing materials which need the shape the half-finished product.
The system of heating and cooling is for the plastic well extrusion ,we control the temperate to prevent the temperate too low or born.
The electrical control system is for the need of press,control the
temperate of the barrel and the head ,the royal of the screw ,drive the torsion or power ,and adjustment the head ,the royal of the screw ,driver the torsion or power ,and adjustment the force of the axial ,is made of the temperate controller ,the speed adjustment system,and the device of test.
The extrude fundamental process is this:get the plastic to the filler,under the shear of the screw ,the plastic was made small ball,because of the screw’s shear pressure and stirring ,the plastic was farther re nd and plastic ,the temperate and the pressure get higher ,and the plastic get plastic flow,under fastness pressure though the head ,the last get the production you need.
Key words: Plastic extrude ; Screw ; Barrel ; Head
目录
第一章挤出机的主要性能参数 (4)
1.1 螺杆区域划分及材料 (4)
1.1.1 螺杆直径 (4)
1.1.2 螺杆长径比 (4)
1.1.3 转速与喂料方式的关系 (4)
1.2 挤出机功率 (5)
1.4 生产能力Q (6)
第二章电机的选择 (7)
第三章减速器设计计算 (7)
3.1 传动部分设计计算 (8)
3.1.1 传动比计算及分配 (8)
3.1.2 各轴转速 (8)
3.1.3 各轴功率 (9)
3.1.4 各轴转矩 (9)
3.2 齿轮设计 (10)
3.2.1 高速级齿轮传动 (10)
3.2.2 低速级齿轮传动 (15)
3.3 速比齿轮轴及其上轴承的设计、选择和校核 (20)
3.3.1 基本轴径的设计 (20)
3.4 各轴上联接齿轮的键的选取及校核 (35)
3.4.1低速级齿轮的键及其校核 (36)
3.4.2中间级齿轮的键及其校核 (37)
第四章螺杆的设计与校核 (38)
4.1 螺杆材料 (38)
4.2 螺杆形式 (38)
4.3 螺杆参数 (38)
4.4 螺杆结构 (39)
4.5 螺纹的断面形状 (39)
4.6 校核 (39)
第五章机筒的设计及强度校核 (40)
5.1 机筒结构设计及材料选择 (40)
5.2 机筒参数 (40)
5.3 校核 (40)
第六章其他零部件的设计与校核 (42)
6.1 螺杆与轴联接处的花键的选择与校核 (42)
6.1.1 花键挤压强度校核 (42)
6.2 推力轴承的选择与校核 (42)
6.2.1 校核 (43)
6.2.2 寿命计算 (43)
6.3 联轴器的选择与校核 (43)
6.4 螺杆与机筒的组合设计 (44)
6.5 机头的设计 (44)
6.6 温度控制 (44)
结语 (45)
参考文献 (46)
致谢 (47)
引言
1.1 论文的研究背景及意义
塑料是一种高分子合成材料，是当今社会发展的基础材料之一，它广泛应用于各种领域。

1.2 国内外发展现状与研究水平
1.2.1 塑料挤出技术与挤出机的发展
塑料工业的迅速发展以及塑料制品应用范围的日益扩大，促使塑料挤出成型技术不断改善和创新。

目前塑料挤出技术的发展情况主要可以概括为以下几个方（1）成型工艺理论的发展
塑料成型工艺理论涉及到塑料本身的物理化学性质、力学性能以及加工过程中表现出来的流变特性等相关知识。

对于这些工艺的研究由过去单纯依靠人们的经验积累已转化为进行专业的理论和实验的研究。

例如，到目前为止，挤出成型相关的流动理论和数学模型已经基本建立，而且在实际生产中已经有所应用。

（2）成型方法和成型物料的改善
对于挤出成型来说，根据生产制品不同有不同成型方法。

成型物料由过去单一的粒状、粉状形态物料均可加工。

（3）成型的精密、微型化和超大型化
塑料制品的广泛应用也为塑料加工生产提出了更高的要求，目前塑料制品正朝着微型化和大型化两个方向发展，因此基础成型技术也出现微型化与大型化的特点。

微型方面，现有的精密挤出能将制品尺寸公差保持在0.01mm-0.001mm之间；大型方面，大型、超大型的挤出机都已出现并在生产中使用。

（4）成型模具的优化
由于具新材料的使用和模具加工技术的革新，是模具的加工成本降低、加工精度提高、使用寿命增长，并且使制品的表观质量得到提升。

此外，模具零部件的标准化程度越来越高，在国外一些发达的工业化国家，模具的标准化、专业化生产程度已达到70%以上，在我国尚有待发展。

（5）成型生产的自动化
随着计算机技术、通信技术和自动化技术的发展，塑料挤出生产的自动化逐渐成为发展趋势。

生产自动化离不开各种数字化控制的成型设备和先进的自动控制技术。

成型生产实现自动化后，对成型设备可以进行远距离监控和无人化操作。

成型设备可以根据系统发出的生产检测信号，对工艺条件进行实时的调整，从而保证生产的顺利进行。

实现自动化生产对降低工人劳动强度、改善生产环境、提高生产率、降低企业生产成本起到良好的效果。

塑料挤出技术和挤出机的发展情况对挤出机温度控制的研究具有指向作用。

从以上论述中可以看出，塑料挤出生产正向网络化、智能化、集中控制的方向发展，这与工业自动化的发展方向一致，也为挤出机温度控制新方法的实现奠定了挤出。

为了保证挤出成型过程的顺利进行，一班的挤出生产线都要由主机和辅机两部分组成。

主机部分，主要指塑料挤出机，包括传动系统、挤压系统、加热冷却系统；辅机部分包括冷却及定型装置、牵引装置、料斗加料装置、切割装置、收放线装置等。

下面以线缆外护套塑料挤出机生产线为例，介绍其主要组成部分的结构及功能。

线缆外护套塑料挤出生产线的结构示意图如图所示。

图1.1 线缆外护套塑料挤出生产线结构示意图
沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 设计初步方案
1.3 设计初步方案
本设计为SJ-60/25挤出机，制品可以为成品及半成品，选取的加工物料为“低密度聚乙烯”。

该挤出机适用于冷喂料的挤出，故相比之下塑料粘流态停留时间长，同时强烈的剪切产生的大量的热需要良好的冷却装置。

由于螺杆有较大的长颈比，同时承受剪切力和轴向力，本身还接受物料传来的热量，故螺杆材料应具有足够的强度和抗摩能力，较好的耐化学腐蚀性能，良好的机械加工和热处理及高温下不变形的性能，所以螺杆材料优先选取38MoAlA C r 。

螺杆要输送物料，所以螺杆的结构至关重要，根据有关知识及资料确定螺杆为单螺旋等距突变螺杆。

利用电机+减速机构+螺杆，使螺杆获得一定的转速和扭矩。

螺杆所承受的轴向力由螺杆与机筒间的轴向推力轴承传递，挤出机根据产品结构自行安装。

1.4 本次设计的挤出机设计布置
图1.2 电动机-减速机构-螺杆设计装置
第一章 挤出机的主要性能参数
本设计为SJ-60/25挤出机，选取的加工物料是“低密度聚乙烯”。

根据<<机械原理>>[2]可知本机设计的主要参数： 螺杆直径： D=60mm
螺杆长径比：25=D L 螺杆最高转速：min /130max r n = 最高产量：h kg Q /136max = 螺杆的几何压缩比：i=3
1.1 螺杆区域划分及材料
螺杆分为三部分:加料段、塑化段和挤出段。

机器的生产能力很大程度上取决于加料段的进料能力和挤出段的基础能力，胶料的混炼，塑炼质量则直接与塑化段的塑化能力有关。

选用38CrMoAlA 。

1.1.1 螺杆直径
本设计螺杆直径D=60mm
1.1.2 螺杆长径比
经分析，可知长径比 25=D L
1.1.3转速与喂料方式的关系
在无喂料辊自由喂料的情况下，过高的转速会使进料困难，或根本不能进料，
螺杆不能进料的临界转速临界n ， D n 424=临界可按胶料被螺杆带动旋转的离心力
与其重力相等的条件来确定。

螺杆转速是螺杆挤出机的重要参数，它影响挤出机的产量、功率消 耗、挤出质量等方面。

因为螺杆不能进料的临界转速为min /130max r n = 螺杆的工作转速min /)8126()7.02.0(max r n n -=-= 所以取min /75r n =
1.2挤出机功率
挤出机功率的大小主要取决于螺杆的几何尺寸与结构、螺杆转速、挤出压力、胶料粘机筒与螺杆的间隙以及挤出产量等。

挤出机的功率主要消耗在以下三个方面： （1）使胶料克服机头阻力；
（2）螺杆对胶料剪切摩擦作用使部分功率转化为热能，通常，大部分热能通过冷却水和机身周围空气带走，少量热能加热胶料使胶料温度升高。

（3）传动系统的机械摩擦及效率消耗。

粘度、生产能力以及机筒内壁与螺杆螺棱顶部的间隙。

挤出机的功率消耗主要还是取决于螺杆的几何尺寸和结构形式、机头阻力、转速、胶料。

挤出机的设备功率可按以下经验公式计算。

10003n D L D k N ⋅⋅⋅= （1-1） 式中N---功率，kw ； k ---计算系数，5.52~6.73；
D ---螺杆直径，cm ；
L ---螺杆工作部分长度，cm ； n ---螺杆转速，r/min ；
所以N=（5.52~6.73）×63×25×75×10-5 =22.36-27.26
本机器传动装置即减速器设计为二级斜齿圆柱齿轮减速器，各连接处传动的机
械效率如下
97.099.099.0===齿轮轴承联轴器，，ηηη
904.097.099.099.02323=⨯⨯==轴承轴承联轴器总ηηηη （1-2） 26.2736.22-==ηN N 电 （1-3）
根据上述计算并与国内外同类机台的功率类确定本设计的挤出机的驱动功率为25KW 。

1.3 轴向力
因为F P 200=
42
D F π=
（1-4）
N D P 56524614.320042002
2=⨯⨯==π
1.4 生产能力Q
n D Q ⋅⋅=3β （1-5）
β→计算系数
β取0.003-0.007
n →转速
第二章电机的选择
(1) 交流热流子电动机无级调速
热流子电动机的运转稳定，调速比较准确，转速固定后负载变化影响小，但不论在结构上或在制造工艺上却较为复杂，且需要经常维修，电机运转时噪音大。

（2）齿轮箱有级调速。

（3）直流电动机无级调速：调速范围约为1:8-1:16，启动平稳，结构紧凑，实现自动化控制较容易，噪音低，目前已被较多采用。

查<<机械设计手册>>根据功率及转速等因素选择电动机。

所选电机参数如下：
电机型号：Y160L-4
额定功率：15kw
额定转速：1500r/min
电动机中心高：160mm
电机轴径：42mm
电机外伸轴长：110mm
（根据<<机械零件手册>>[5])
第三章 减速器设计计算
3.1 传动部分设计计算
3.1.1 传动比计算及分配
由所设计原始尺寸可得： 减速器总传动比
20751500n n ===螺杆总总I （3-1） 查<<机械设计课程设计手册>>第二版得： 21)5.13.1(I I -=
215.1I I = 则2
2215.1I I I I =⨯=总 所以7.3,6.521==I I
3.1.2 各轴转速
设传动装置从电机到工作机有三个轴，依次为I,II,III 轴。

min
/r I n n =； （3-2）
min /001r I n n =; min /112r I n n =；
min /223r I n n =； n 0 电动机满载转速
min /15000r n = （3-3）
321,,n n n 分别为I,II,III 轴的转速（单位r/min ）
3,21,I I I 分别为电动机至高速轴；I 至II 轴；II 至III 轴间的传动比
m i n
/150011500001r I n n === （3-4）
m i n /2686.51500112r I n n === m i n /727.3268223r I n n ===
3.1.3 各轴功率
kw P P d 7.1499.099.015联轴器1=⨯⨯=⋅⋅=轴承ηη
kw
P P 1.1497.099.07.1412=⨯⨯=⋅⋅=齿轮轴承ηη
kw 5.1397.099.01.1423=⨯⨯=⋅=齿轮轴承ηηP P （3-5） P d →电动机输出功率
kw N P d 15==驱 （3-6)
321,,P P P 各轴输入功率
3.1.4 各轴转矩
m N n P T d ⋅=⨯==50.951500159550955000
m N n P n P
T ⋅===59.939550955011111 m N n P T ⋅=⨯==44.5022681.1495509550222
m N n P T ⋅=⨯==95.17917251.139550
9550333 (3-7) 表1.2 传动部分参数表
轴号 功率 转速 转矩 传动公式 传动比 I 14.7 1500 93.59 联轴器轴承 5.6 II 14.1 268 502.44 齿轮轴承 5.6 III 13.5
72
1791.75
齿轮轴承
3.7
3.2 齿轮设计
3.2.1 高速级齿轮传动
kw 15=驱N ，min /15001r n =，6.51=I ，工作寿命15年，300天工作日，两班
制，带式输送机，平稳，转向不变。

(1)选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数
① 查<<机械设计>>表10-1选得大小齿轮的材料均为40Cr ,并经调制及表面淬火处，齿面硬度为48-55HRC 。

② 精度等级选取为7级
③ 选小齿轮齿数为241=Z 则1732412=⨯=I Z ④ 初选螺旋角︒=14β (2) 按齿面接触强度设计 根据机械设计公式10-21试算:
[]3
2
1
1)
(12H E H d t t Z Z T k d δμμεφα
⨯+⨯
≥ （3-8）
① 确定公式内的各计算数值 a.初选3.1=t K
b.由图10-30选取区域系数433.2=H Z
c.由图10-26差得78.1,9.0,88.02121=+===εεεεεα （3-9）
d.小齿轮传递的转矩：mm N T ⋅⨯=41104.9
e.查表10-7选取齿宽系数8.0=d φ
f.由表10-6查得材料的弹性影响系数：218.189MPa Z E =
g.由图10-21e 查得齿轮的接触疲劳强度极限：
M P a H H H 11703lim 2lim 1lim ===σσσ
h. 由式10-13计算应力循环大小：
N jL n N h 9111048.6)1530082(115006060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯== （3-10）
N I N N 99
1121016.16.51048.6⨯=⨯==
i.由图10-19查得接触疲劳寿命系数：
02
.1,9.021==HN HN K K （3-11）
j.计算接触疲劳许用力：（取失效概率为10%，安全系数S=1） 由图10-21得：
[]M P a
S
K H HN H 9901
11009.01lim 11=⨯==δσ （3-12）
[][][][]MPa
MPa S
K H H H
H HN H 1056211229902
11221
1100
02.12
12
lim 22=+=+==⨯=
+=δδδ
δδ
② 计算：
a.试算小齿轮分度圆直径
mm
d t 76.33)10568.189433.2(2.712.778.18.010359.93.123
2
41=⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯≥ （3-13）
b.计算圆周速度
c.计算齿宽b 及模数nt m mm d b t d 01.2776.338.01=⨯=⋅=φ （3-14）
=
=
11c o s Z d m t nt β
mm 36.12414cos 76.33=︒ （3-15） mm m h nt 07.336.125.225.2=⨯==
79
.807.301.27==h b
d.计算纵向重合度
52.125.0248.0318.0tan 318.01=⨯⨯⨯==βφεβZ d (3-16)
e.计算载荷系数K 由表10-2查得使用系数
1=A K
根据V=2.62，7级精度，由图10-8查得动载系数 16.1=V K 由表10-3查得 2.1==ααF H K K
由表10-4用插值法查得7级精度小齿轮相对支撑点非对称布置时 288
.1≈βH K
故载荷系数
73
.1288.12.112.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαH H V A K K K K K (3-17)
另由图10-13
25
.1=βF K
f.按实际的载荷系数校正所算的分度圆的直径，由式10-10a 得：
mm K K
d d t
t 74.363.173
.176.333
311=⨯== (3-18)
g.计算模数n m
mm
Z d m n 48.12414cos 74.36cos 11=︒
⨯==
β
(3-19） （3）按齿根弯曲疲劳强度设计
由式10-17得：
[]
3
1
21cos 2F S F d n Y Y Z Y KT m δφβ
α
αβ⨯
≥
(3-20)
① 确定计算参数 a .计算载荷系数
74
.125.12.116.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαF F V A K K K K K (3-21)
b .由图10-20d 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限： MPa FE FE 62021==δδ
c .由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 88.0,85.021==FN FN K K
d .计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由式10-12得； []MPa
S
K FE FE F 4.3764.162085.0111=⨯==δδ (3-22)
[]==S
K FE FE F 2
22δδM P a 7.3894.162088.0=⨯
e .根据纵向重合度527.1=βε由图10-28查得螺旋角影响系数 88.0=βY
f .计算当量齿数
27
.26cos 31
1==
βZ Z V (3-23)
55.189cos 173
cos 3
322===
ββZ Z V
g .查取齿形系数
由表10-5查得14.2,65.221==ααF F Y Y h . 查取应力校正系数
由表10-5查得83.1,58.121==ααS F Y Y i .计算大小齿轮的[]
F S F Y Y δα
α
(3-24)
并加以比较
[]0111238.02
1
1=F S F Y Y δαα
[]0100
.07.38938
.114.22
2
2=⨯=
F S F Y Y δαα
则小齿轮的数值大 ② 设计计算
mm m n 57.10111238.078.1248.088.010359.974.1232
4
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥
取mm d mm m n 37,21==
95.192
14cos 37cos 11=︒⨯==
n m d Z β 取112206.5,201121=⨯=⋅==Z I Z Z （4) 几何尺寸计算 ①计算中心距
mm
m Z Z a n 08.13614cos 22
)11220(cos 2)(21=︒⨯⨯+=+=
β (3-25)
将中心距调整为168mm
②按圆整后的中心距修正螺旋角
︒
=⨯⨯+=+=07.1413722
)11220(arccos 2)(arccos
21a m Z Z n β (3-26)
因β值改变不多，故参数ββαεZ K ,,等不必修改。

③计算大、小齿轮的分度圆直径
mm 2.4107.14cos 220cos 11=︒⨯==
βn m Z d (3-27)
mm m Z d n 9.23007.14cos 2
112cos 22=︒⨯==
β
④计算齿轮宽度
mm d b d 96.322.418.01=⨯==φ
圆整后取mm b mm b 35,3012==
3.2.2 低速级齿轮传动
,7.3min,/26822==I r n 工作寿命15年，300天工作日，两班制，带式输送机，平稳，转向不变。

（1） 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数
① 查<<机械设计>>表10-1选得大小齿轮的材料均为40Cr ，并经调质及表面淬火处理，齿面硬度为48-55HRC 。

② 精度等级选取为7级 ③ 选小齿轮齿数为
8.125347.334
1221=⨯=⨯==Z I Z Z
④ 初选螺旋角︒=14β （2） 按齿面接触强度设计
根据<<机械设计公式>>10-21试算：
[]3
2
1
1)
(12H E H d t t Z Z T k d δμ
μεφα
⨯+⨯
≥ (3-28) ① 确定公式内的各计算数值： a.初选3.1=t K
b.由图10-30选取区域系数433.2=H Z
c.由图10-26差得72.1,92.0,8.02121=+===εεεεε
d.小齿轮传递的转矩：mm N T ⋅⨯=521002.5
e.查表10-7选取齿宽系数8.0=d φ
f.由表10-6查得材料的弹性影响系数：
218.189
M P a Z E = g .由图10-21e 查得齿轮的接触疲劳强度极限：
MPa H H H 11703lim 2lim 1lim ===σσσ h.由式10-13计算应力循环次数：
721102.7)1530082(12686060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N 7
7
2121096.17.3102.7⨯=⨯==I N N
i .由图10-19查得接触疲劳寿命系数： 11.1,02.121==HN HN K K
j.计算接触疲劳许用力：（取失效概率为10%，安全系数S=1） 由式10-21得：
[]MPa
S
K H HN H 11221
110002.11lim 11=⨯==δδ
[][][][]M P a
M P a S
K H H H H HN H 5.11712122111222
122111100
11.12
12
lim 22=+=+==⨯=
+=δδδδδ ② 计算：
a.试算小齿轮分度圆直径
mm
d t 35.56)5.11718.189433.2(7.317.378.18.01002.53.123
2
51=⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯≥
(3-29) b.计算圆周速度
s
m n d V t /79.01000
60268
35.5614.31000602
1=⨯⨯⨯=
⨯=
π
(3-30)
c.计算齿宽b 及模数nt m
mm d b t d 08.4535.568.01=⨯=⋅=φ
=
=
1
1c o s Z d m t nt βmm 61.13414cos 35.56=︒
mm 62.361.125.225.2=⨯==nt m h
45.1262.308.45==h b d.计算纵向重合度
︒=︒⨯⨯⨯==16.214tan 348.0318.0tan 318.01βφεβZ d e.计算载荷系数K
由表10-2查得使用系数1=A K
根据V=1.02，7级精度，由图10-8查得动载系数04.1=V K 由表10-3查2.1==ααF H K K
由表10-4用插值法查得7级精度小齿轮相对支撑点非对称布置时
305
.1≈βH K 故载荷系数
63
.1305.12.104.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαH H V A K K K K K (3-31)
另由图10-13查得28.1=βF K
f.实际的载荷系数校正所算的分度圆的直径，由式10-10a 得：
==311t
t K K
d d mm 8.593.163
.135.563
=⨯ (3-32)
g.计算模数n m
mm 71.13414cos 8.59cos 11=︒
⨯==
Z d m n β
（3）按齿根弯曲疲劳强度设计 由式10-17得：
[]
3
1
21c o s 2F S F d n Y Y Z Y KT m δφβ
α
αβ⨯≥
(3-33)
① 确定计算参数 a.计算载荷系数
63
.1295.12.104.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαF F V A K K K K K (3-34)
b.由图10-20d 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限:MPa FE FE 62021==δδ
c.由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数91.0,88.021==FN FN K K
d.计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由式10-12得；
[]MPa S K FE FE F 7.3894.162088.0111=⨯==δδ
[]==S K FE FE F 222δδMPa
4304.162091.0=⨯
e.根据纵向重合度527.1=βε由图10-28查得螺旋角影响系数88.0=βY
f.计算当量齿数
25.3714cos 34
cos 3311=︒==
βZ Z V
24.13814cos 8
.125cos 3322=︒==
βZ Z V (3-35)
g.查取齿形系数 由表10-5查得
14.2,65.221==ααF F Y Y
h.查取应力校正系数 由表10-5查得
83.1,58.121==ααS S Y Y i.计算大小齿轮的
[]
F S F Y Y δα
α并加以比较
[]0107
.07.38958
.165.21
1
1=⨯=F S F Y Y δαα (3-36)
[]0091
.043083
.114.22
2
2=⨯=
F S F Y Y δαα
则小齿轮的数值大 ② 设计计算
18.10103.072.1348.094
.088.010359.963.12322
4=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥n m
(3-37) 取mm d mm m n 8.59,21==
0.292
14cos 8.59cos 11=︒
⨯==
n m d Z β 取108297.3,291221=⨯=⋅==Z I Z Z (4)几何尺寸计算 ① 计算中心距 mm m Z Z a n 24.14114cos 22
)10829(cos 2)(21=︒⨯⨯+=+=
β
(3-38)
将中心距圆整为142mm
② 按圆整后的中心距修正螺旋角 ︒=⨯⨯+=+=9.1514222
)10829(arccos 2)(arccos
21a m Z Z n β
(3-39)
因β值改变不多，故参数βαεK ,，βZ 等不必修改。

③ 计算大、小齿轮的分度圆直径
mm 41.609.15cos 2
29cos 11=︒⨯==
βn m Z d (3-40)
mm m Z d n 2259.15cos 2
108cos 22=︒
⨯==
β ④ 计算齿轮宽度
mm d b d 33.4841.608.01=⨯==φ (3-41)
圆整后取mm b mm b 50,4512==
3.3 速比齿轮轴及其上轴承的设计、选择和校核
3.3.1 基本轴径的设计
按扭转强度来估计轴的直径
[]T T T d n P W T ττ≤≈=32.0/9550000 (3-42) 对于实心轴3
0n p
A d ≥
对于空心轴3
4
0)
1(p
β-≥n A d ,通常取β=0.5-0.6 (1) 高速轴（I)轴的轴径设计 a.材料选择为40Cr
b.查<<机械设计手册>>第三版，第二卷，第六篇6-1-2选取A 0=110
[]MPa A T 88.35110
2.09550000
2.095500003
3
=⨯==τ
(3-43)
mm n P A d 5.231500
7.1411033
11
01=⨯=≥ 由于连接联轴器的轴段上有一个键槽，轴径应增大 mm d 7.24%)51(5.231=+⨯≥
取d 1=30mm
（2) 中间轴（II 轴)的轴径设计 a.材料选择为40Cr
b.查机械设计手册第三版，第二卷，第六篇6-1-2选取A 0=99,则 []MPa A T 21.49992.09550000
2.095500003
30
=⨯==
τ
mm n P A d 13.37268
1.149933
2202=⨯=≥ 由于连接联轴器的轴段上有一个双键槽，轴径应增大7% mm d mm d 40,7.39%)71(13.3722==+⨯≥ (3) 中间轴（III 轴)的轴径设计 a.材料选择为40Cr
b.查机械设计手册第三版，第二卷，第六篇6-1-2选取A 0=115,则 mm n P A d 6.6572
5.1311533
3303=⨯=≥
(3-44)
由于连接联轴器的轴段上有一个双键槽，轴径应增 mm d 1.70%)71(6.653=+⨯≥
取d 3=80mm
3.3.2轴的校核、选取轴承及所选轴承的校核
（1）高速轴的校核及所选轴承的校核 ① 第I 轴的转矩为：
mm N T ⋅⨯=410359.9 齿轮I 的圆周力：
N
d T F t 34
111097.75.2310359.922⨯=⨯⨯== 径向力：
N F F n
t r 33111099.29.15cos 20tan 1097.7cos tan ⨯=︒︒
⨯
⨯=⋅
=β
βα
(3-45)
轴向力矩：
mm N d F M a a ⋅⨯=⨯⨯=⋅
=431111059.422
.411023.22 （3-46）
计算支撑反力
图3.1 支撑反力水平受力图
R av N
4331082.36
.3753.2931099.22/2.411023.2⨯=⨯⨯+⨯⨯=
图3.2 支撑反力垂直受力图
6.3753.82211
1⋅+⋅-=
r a bV F d F R
N
4
331034.16
.3753
.821099.222.411023.2⨯=⨯⨯+⨯⨯-=
图3.3
弯矩分析图
水平弯矩：
mm N R M aH H ⋅⨯=⋅=5101.53.82 (3-47)
垂直弯矩：
mm N R M aV V ⋅⨯=⋅=511014.33.82 (3-48)
mm N R M bV V ⋅⨯=⋅=521093.33.293 合成弯矩：
()()
mm
N M M M V H ⋅⨯=⨯+⨯=+=52
5252
12
11057.91014.3101.5 (3-49)
()()
mm
N M M M V H ⋅⨯=⨯+⨯=
+=62
52
52
22
21008.11093.3101.5
按脉动循环处理，取α=0.6
()()()
mm
N T M M ca ⋅⨯=⨯⨯+⨯=
+=62
32
52
12
111094.61036.96.01057.9α
按弯扭合成应力校核轴的强度由于I 截面是轴上承受最大计算弯矩的截面，II 截面承受的计算弯矩不是最大，但是其轴径最小，故需要校核I 、II 截面的强度，I 截面的计算应力为
()MPa W M ca ca 925.2363.1331.01094.63
6
1=⨯⨯==σ (3-50) 因齿轮轴的材料为40Cr 钢，调质处理，又机械设计基础表17-2，查得许用弯曲应力
[]M P a
601=-σ
[]
1-<σσcm
所以安全。

b.校核：
图3.4 轴承径向支反力
N
F R t aH 31102.66.3753
.293⨯=⋅= (3-51)
N F R t bH
411075.16.3753.82⨯=⋅=
6
.3753
.293211
1⋅+⋅=
r a aV F d F R
N 333
1082.36
.3753.2931099.22/2.411023.2⨯=⨯⨯+⨯⨯=
合成支反力
2
2
aV aH a R R R +=
N
4331034.16
.3753
.821099.222.411023.2⨯=⨯⨯+⨯⨯-=
N
R R R bV bH b 42
21049.1⨯=+=
所产生的派生轴向力由<<机械设计基础>>表16-12得Y R
S 2=
由<<机械设计基础>>查得
N C Y e r 302000,4.1,42.0===
(3-52)
N Y R S b 34
2103.54.121049.12⨯=⨯⨯==
112S F S a <+,所以左紧右松
N F S A a 3
331211053.71023.2103.5⨯=⨯+⨯=+=
N S A 322103.5⨯== 计算当量动载荷P:
e R A a <=⨯⨯=14.0104.51053.743
1，故取X 1=0.1，Y 1=0 (3-53)
故取X 2=0.3，Y 2=0.7
由<<机械设计基础>>式16-5，得
e R A b <=⨯⨯=36.01049.1103.54
3
2
2
2222A Y R X P +=
N
4
3
41074.2103.57.01049.13.0⨯=⨯⨯+⨯⨯=
计算轴承寿命，选取与其轴承寿命为h L h 2000010=,因为P 1<P 2,所以按P 2计算，由机械设计基础式16-3，查表16-8和表16-9，得
有
,5.1,0.1==p t f f
ε
⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=p t f C f n L 60103020006h h
L 103
10
46
360781074.25.13020000.115006010>=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯=
故合格。

（2）中间轴的校核及所选轴承的校核
①II 轴的转矩为mm N m N T ⋅⨯=⋅=51002.544.502 轴的受力如图所示
N A Y R X P 3
3411111104.51053.70104.51.0⨯=⨯⨯+⨯⨯=+=
图3.5 中间轴的受力
中间轴大齿轮：
圆周力：N F F F t a t 331121023.29.15tan 1097.7tan ⨯=︒⨯⨯===β (3-54)
轴向力：N F F F t a a 331121023.29.15tan 1097.7tan ⨯=︒⨯⨯===β 径向力：N F F F n t r r 33
1121099.29.15cos 20tan 1097.7cos tan ⨯=︒
︒
⨯⨯=⋅==β
α
轴向力矩：mm N d F F a r ⋅⨯=⨯⨯=⋅
=532231057.229
.2301023.22
圆周力：N d T
F r 45
3
31026.180
1002.522⨯=⨯⨯==
轴向力：N F F t a 4433105.39.15tan 1026.1tan ⨯=︒⨯⨯=⋅=β 径向力：N F F n
t r 333107.4cos tan ⨯=⋅=
β
α
轴向力矩：mm N d F M a a ⋅⨯=⨯⨯=⋅=53333104.12
80
105.32 计算支撑反力：
由水平受力图(c),得：
4015.13930432⋅+⋅=
t t aH F F R
N
5431036.2401
5
.1391026.13041023.2⨯=⨯⨯+⨯⨯=
4015
.2619732⋅+⋅=
t t bH F F R
=
4015
.2611026.1971023.243⨯⨯+⨯⨯
N
51049.1⨯=
由垂直受力图（d ），得：
4015
.139107.4280105.33041099.229.2301023.23333⨯⨯+⨯⨯+⨯⨯-⨯⨯=
av R
N
3100.35⨯=
N F F F R aV r r bV 3
333321052.01023.2107.41099.2⨯-=⨯-⨯+⨯-=-+-=
画出矩图，扭矩图，计算弯矩：
图3.6 弯矩、扭矩示意图
水平弯矩:
mm N R M aH H ⋅⨯=⨯⨯=⋅=7511077.1751036.275 (3-55)
mm N R M bH H ⋅⨯=⨯⨯=⋅=7521049.110010479.1100 垂直弯矩:
mm N R M aV V ⋅⨯=⨯⨯=⋅=5
31
1063.2751035.075
mm N d F d F F R M a a r bV V ⋅⨯=⋅
-⋅
-⋅+⋅=52
23
3321018.222
5.164304
mm N R M bV V ⋅⨯=⨯⨯=⋅-=433102.51001052.0100
mm
N d F d F F R M a a r aV V ⋅⨯-=⋅
-⋅-⋅+⋅=52
23
3241055.2225.1645.261
合成弯矩：
mm N M M M V H ⋅⨯=+=52
32231048.1 mm N M M M V H ⋅⨯=+=52
42
241071.4
按脉动循环处理，α=0.6
mm N T M M ca ⋅⨯=+=522331036.3)(α mm N T M M ca ⋅⨯=+=522441059.5)(α
由图知I 剖面计算弯矩最大，但直径不是最大，II 剖面直径最小，计算弯矩较大，所以这两个剖面比较危险，因此校核这两个剖面。

I 剖面的计算应力为： MPa W M ca ca 57.33
==
σ (3-56) II 剖面的计算应力为: MPa W
M ca ca 54.24
==
σ 因此齿轮的材料为40Cr 钢，调质处理，由<<机械设计基础>>表17-2，查得 []MPa 601=-σ
[]1-<σσca ，故安全。

②a.中间轴承的选择：mm D mm d 160,752==，
b.校核：
计算轴承径向支反力
图3.7 轴承径向支反力
由上可知：
N F F R t t bH 3321076.84015
.26197⨯=⋅+⋅=
(3-57)
N F F F R aV r r bV 3
321052.0⨯-=-+-= 合成支反力：
N R R R bV aH a 32
2
1008.6⨯=+=
N R R R aV bH b 32
2
1077.8⨯=+=
所产生的派生轴向力由<<机械设计基础>>表16-12，得Y
R S 2= 由<<机械设计手册>>查得
N C Y e r 562000,7.1,35.0=== (3-58)
N Y R S a
511079.12⨯==
N Y R
S b 521058.22⨯==
求轴承的轴向载荷A ：
N F F F a a A 3231027.1⨯=-=
13
21085.3S S F A >⨯=+
所以右紧左松。

故取 N S A N A 322311058.2,1032.2⨯==⨯= 计算当量动载荷P ：
e R A a >=⨯⨯=37.010
08.61023.23
3
1,故取3.1,3.011==Y X e R A b <=⨯⨯=29.01077.81058.23
3
2,故取0,122==Y X
由<<机械设计基础>>式16-5，得
N A Y R X P a 3
331111
1006.81058.23.11008.63.0⨯=⨯⨯+⨯⨯=+=
N A Y R X P b 33322221077.81058.201077.81⨯=⨯⨯+⨯⨯=+= 计算轴承寿命
选取预期轴承寿命h L h 2000010=
因为12P P >,所以按2P 计算，由<<机械设计基础>>式16-3，查表16-8和表16-9， 得5.1,0.1==p t f f ，有
h
p t h L h P f C f n L 106
367546010>=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=ε
（3）低速轴的校核及所选轴承的校核
①第三轴的转矩为：
mm N T ⋅⨯=6
1079.1 (3-59)
低速轴大齿轮： 圆周力：N d T
F F t t 46
3
34105.641
.6010
97.122⨯=⨯⨯===
轴向力：N F F F t a r 443441082.19.15tan 105.6tan ⨯=︒⨯⨯===β 径向力：N F F n
t r 4331044.2cos tan ⨯=⋅=β
α
轴向力矩：mm N d F M a a ⋅⨯=⨯⨯=⋅=644441054.12
2251037.12
（1） 计算支撑反力
ah R bh R
图3.8 支撑反力水平力分析
由水平受力图（III ），得 =⋅=391
5
.1364t aH F R N 41027.2⨯ (3-60)
N F R bH
44t 1023.4391
5.254⨯=⋅=
图3.9 支撑反力垂直受力分析
391
5.1362
44
4⋅+⋅=
-r a aV F d F R
N
4
44
1053.4391
5
.1361082.122251082.1⨯-=⨯⨯+⨯⨯-
=
4
r aV bV F R R +=
N 4441071.2-1082.11053.4-(⨯=⨯+⨯=）
（2） 画弯矩图，扭矩图，计算弯矩:
图3.10 轴III 水平弯矩图
水平弯矩:mm N R M H H ⋅⨯=⋅=6b 1077.55.136 垂直弯矩: mm N R M aV V ⋅⨯-=⋅=711016.15.254
mm N R M bH V ⋅⨯-=⨯⨯-=⋅=6
42
1069.35.1361071.25.136
图3.11 轴III 合成弯矩图
合成弯矩：
mm N M M M V H ⋅⨯=+=72
12
11029.1 (3-61)
mm N M M M V H ⋅=⨯=+=62
2221085.6
按脉动循环处理，取α=0.6
mm
N T M M ca ⋅⨯=+=622
111009.4)(α
（3）按弯扭合成应力校核轴的强度
受最大计算弯矩的截面，II 截面承受的计算弯矩不是最大，但是其轴径较小，故需要校核I 、II 截面的强度 I 截面的计算应力为
MPa W M ca ca 15.32351.01009.436
11=⨯⨯==σ
(3-62)
II 截面的计算应力为
MPa W M ca ca 0.12201.01007.13
622
=⨯⨯==σ 因此轮轴的材料为40r C 钢，调质处理，由<<机械设计基础>>表17-2，查得 []MPa 601=-σ
[]1-<σσca ，故安全。

a.低速轴承的选择mm D mm d 200,1102==
b.校核
（1）计算支撑反力
图3.12 轴III 轴承受力图
N F R t aH 441027.23915
.136⨯=⋅=
(3-63）
N F d F R r a aV
3444109.8391
5
.1362⨯-=⋅+⋅-=-
N F R R t aV bV 4
41061.5⨯=+= 合成支反力：
N R R R bV aH a 42
2
1027.2⨯=+=
N R R R aV bH b 42
2
1023.4⨯=+=
所产生的派生轴向力由<<机械设计基础>>表16-12，得Y
R
S 2= 由<<机械设计手册>>查得N C Y e r 908000,4.1,42.0===
N Y R S a
31101.82⨯==
N Y R
S b 421051.12⨯==
142S F S a >+所一右紧左松
取N S A N A 422411051.1,1012.3⨯==⨯= (2）计算当量动载荷
P:e R A a >=⨯⨯=37.11027.21012.34
4
1,故取4.1,4.011==Y X
e R A b <=⨯⨯=36.010
23.41051.14
4
2,故取0,122==Y X 由<<机械设计基础>>式16-5，得
1111A Y R X P
a +=
N
4
4
41020.71012.34.11027.21.0⨯=⨯⨯+⨯⨯=
22222A Y R X P
+=
N
4
441023.41051.101023.41⨯=⨯⨯+⨯⨯=
(3）计算轴承寿命
选取预期轴承寿命为h L h 2000010=' （3-64）
因为21P P >,所以按1P 计算，由机械设计基础式16-3，查表16-8和16-9，得 5.1,0.1==p t f f ，有
ε
⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=
P f C f n L p t h 60106
'
103
10
46
3041391023.45.19080000.115006010h
L >=⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯=
（3-65)
故合格。

3.4 各轴上联接齿轮的键的选取及校核
3.4.1低速级齿轮的键及其校核 （1）选用普通平键A 型
其中:L=56mm,b=28mm,h=16mm,t=10,4.61=t
（2）校核
对于平键通常只按工作面上的挤压应力进行条件性强度校核，通过条件为
[]MPa p
120=σ按压力强度校核：l
h
D T
p
22⋅=
σ
(3-66)
T →转矩
D →轴的直径D=110mm h →键高h=16mm
l →键的工作长度，本设计采用双键联接，相隔180°布置，l=125mm ，所以
M P a
l h D T
p 64.1172
2=⋅=
σ 3.4.2中间级齿轮的键及其校核
（1）选用普通平键A 型
其中9.4,5.7,12,20,281=====t mm t mm h mm b mm L （2)校核：
对于平键通常只按工作面上的挤压应力进行条件性强度校核，通过条件为 MPa p 120=σ 按压力强度校核：l h D T p ⋅⋅=22σ
T →转矩
D →轴的直径 D=60mm
h →键高h=12mm
l →键的工作长度，本设计采用双键连接，相隔180°布置，l=56mm
所以MPa
l h D T p 36.130562126010314.12226=⨯⨯⨯⨯=⋅⋅=σ (3-67)
[]MPa
p p 120=<σσ
所以平键合格。

第四章螺杆的设计与校核
4.1 螺杆材料
螺杆材料应具有足够的强度和抗磨能力，较好的耐化学腐蚀性能，良好的机械加工和热处理以及在高温下不变形的性能。

螺杆材料优先选用
38,
AlA
M
C
o
r
AlA
M
C
o
r
38制造的螺杆，其氮化深度一般为0.3-0.6，硬度可达740HV。

当它经渗氮处理后会在螺杆表面形成，压应力，故疲劳极限能提高25%-35%，耐腐蚀性也有显著提高。

4.2 螺杆形式
本设计为25
/
60
SJ挤出机，加工物料为低密度聚乙烯。

查取有关资料确定螺杆形式为：等距突变（3-5D）型单螺杆。

4.3 螺杆参数
a、螺杆直径D=60mm
b、螺杆长径比L/D=25螺杆长L=1750mm
c、螺杆的螺纹开程I=70mm
d、螺杆的螺纹升角θ取18°
e、螺棱宽度e=（0.08-0.12D）取e=5mm
4.4 螺杆结构
螺杆工作部分大体分为加料段、熔融段、均化段。

(1) 加料段
此段的作用是咬入和往前输送物料。

从加料口供入的物料，由于旋转螺杆的作用，物料被咬入螺槽内，并形成一定大小的塑团，这些塑团边转动边前进。

5.1137525%65-%30-==L L 加，本设计电机最大功率
Kw N 30max = min /1500max r n =
→y 机械传动效率（y 取0.7-0.9）
，取y=0.8所以 9740097400max max ==y n N
M n cm Kg ⋅=⨯⨯4.15588.0150030
(4-3)
最大剪应力:n n W M
=max τ加料段初始位置最容易扭断，则抗扭截面模量近似为：
2
max /89.1007.1434
.1558cm N W M n n ===
τ （4-4）
（2）压应力计算y σ
kg
F P 35334
15
14.32002002
=⨯⨯== (4-5)
cm Kg F P y /201514.3435332=⨯⨯==
σ
实际上螺杆自重引起的弯曲应力比剪切应力和压应力小得多，故可忽略不计，这样按第三强度理论公式计算：
2
22/57.294cm N y s =+=τσσ (4-6)
查得[][]σσσ<=s MPa ,163 因此螺杆强度合格。

第五章 机筒的设计及强度校核
5.1 机筒结构设计及材料选择
机筒一般由衬套和机身组成。

衬套在此结构中，为了减小塑料与机筒的摩擦，并隔离冷却水与塑料，在机筒与螺杆间嵌入了一个衬套，用MoALA C r 38制成，具有较好的耐磨和耐腐蚀性。

但现在的冷却技术比较成熟，所以不采用衬套结构。

机身材料选取ZG270-500。

为了加工方便，机筒采用分段式，通过法兰联接。

5.2 机筒参数
机筒的壁厚
P
Pa P mm
r mm R mm R r
-=⨯====σ,1037.839,100,70621 mm N E mm N E /1080.1,/1006.23
231⨯=⨯=
3.0,28.021==μμ
5.3 校核
（1）机筒内壁处的工作应力：
P=8.37×610Pa （5-1） 26/37.81037.8mm N Pa P r -=⨯-=-=σ。