1、廣東工業大學成型設備課程設計（說明書）單螺桿擠出機傳動系統設計年級:2011級材加2班學號:3111006711姓名：黃海峰專業：材料成型與控制工程指導老師：張老婿二零一四年六月院系材料與能源學院專業材料成型與控制工程年級2011級材加2班姓名黃海峰題目單螺桿擠出機傳動系統設計指導教師評語指導教師（簽章）評閱人評語評閱人（簽章）答辯委員會主任(簽章)課程設計任務書班級材加2班學生姓名黃海峰學號3111006711專業材料加工發題日期：2014年6月日完成日期：2014年6月日題目擠出機傳動系統設計題目類型：工程設計設備研發一、設計任務及要求(1)要求對擠出機傳動系統進行整體方案設計。(2)繪制

2、擠出機傳動系統的結構原理圖。該原理圖應清楚且準確地表示各零件的尺寸、各零件之間的裝配關系。(3)繪制螺桿的零件圖，該零件圖應嚴格安裝國家制圖標準制圖，應標注所有的尺寸、公差、粗糙度及形位公差。(4)撰寫設計說明書，要求對電機進行選型，設計齒輪減速箱，關鍵零件進行強度校核，說明書應文字表達清楚，句子流暢，書寫工整，插圖清晰整齊。按學校畢業設計說明書規定格式編寫并裝訂成冊(A4紙約20頁)。表3擠出機參數表序號123456789螺桿mm203040506070長徑比202525283030螺桿取回轉速r/min1151151101009794二、應完成的硬件或軟件實驗1 .完成原理圖的繪制。2 .

3、完成螺桿零件圖的繪制3 .編寫任務書3、 應交出的設計文件及實物（包括設計論文、程序清單或磁盤、實驗裝置或產品等）1:設計說明書一份2:原理圖紙一張3:螺桿零件圖紙一張4、 指導教師提供的設計資料1:機械設計手冊2:液壓設計手冊五、要求學生搜集的技術資料（指出搜集資料的技術領域）1成大先主編.機械設計手冊.M.北京:化學工業出版社,2008.042吳宗澤主編.機械零件設計手冊.M.北京：機械工業出版社,2004.455-488,818-8693王三民編著.機械設計計算手冊.M.北京：化學工業出版社,2012.074成大先主編.機械設計手冊液壓傳動單行本.M.北京：化學工業出版社，2010.15

4、李紹炎主編.自動機與自動線.M.北京：清華大學出版社，2010.26北京化工學院、華南理工學院合編.塑料機械設計.M.北京：輕工業出版社,1990.發出任務書日期：2014年6月14日指導教師簽名：張婿婿計劃完成日期：2014年6月27日基層教學單位責任人簽章：陳綺麗主管院長簽章：肖小亭六、設計進度安排第一部分準備設計資料：6.16-6.17第二部分總體方案設計：6.18-6.19第三部分機械設計、原理圖、零件圖繪制6.20-6.23第四部分說明書編寫6.24-6.25評閱及答辯6.26指導教師：年月日系主任審查意見：審批人：年月日注：設計任務書審查合格后，發到學生手上。廣東工業大學材料與能源

5、學院2014年制方案的確定:根據任務書的要求，螺桿要能實現調速，故選用交流異步電動機變頻調速的方案，而根據螺桿的最高轉速等參數，選用一級帶傳動，一級齒輪傳動的減速裝置。一：電機的選取擠出機驅動功率的確定由國家塑料行業部門針對國內塑料行業擠出機的驅動功率統計得出公式：N=K-Ds2-n式中N一擠出機的驅動功率（KWDs一螺桿直徑（CMn-螺桿轉速（r/min）K一系數（當D90mniM,k=0.00354;當口90mniM,k=0.008）螺桿轉速：100r/min,D=50mm,長徑比：28所以根據上面的公式我們可以計算出擠出機的驅動功率。即：N=K-Ds2n=0.00354*5*5*100=

6、8.85kw根據實際情況和電機的制造標準，選擇11kw的電機。（2）按照實際情況查表選擇Y160-M型電動機，具額定功率為11kw,滿載轉速為1440r/min,最大轉矩為2.2（3）采用各種電機調速的比較一、用三相異步整流子電機實現無極調速11采用這種電動機，具工作特征曲線與擠出機的工作特征曲線很相似。因此，采用它來作原動機時，能保證有較高的功率因素與效率。而且這種電動機啟動性能好，故電動機可以得到較合理的使用。止匕外，它運轉性能穩定，當轉速固定后受負載的變化的影響較小。這種電動機與直流電動機比較有低成本，占地面積小等優點。二、用直流電動機實現無級調速直流電動機的變速范圍廣，啟動也比較平穩。

7、這種電動機的調速方法可以通過改變電樞電壓和激磁電壓實現。使用直流電動機常需配備成套的直流供電裝置，因而使它的使用受到限制。直流電動機在速度底于100200轉/分時有工作不穩定和在低速時電機風扇冷卻性能下降的缺點。三、采用機械無極變速器與異步電動機配用進行無極調速由于電機的變速范圍不能達到設計要求，所以我們采用了的三中方法來實現調速。在設計中，我們采用了Y系列三相異步電動機(ZBK22007-88)。Y(IP44)系歹是供一般用途的全封閉自扇冷式鼠籠形三相異步電動機，具有防塵或其它雜物侵入之特點，它是我國最新設計的統一系列。Y系列電動機具有高效、節能、性能好、噪音低、振動小、可靠性高等特點，安裝

8、尺寸符合通用標準，使用維護方便。主要技術參數電源：380伏絕緣等級：B頻率：50赫茲接法：P3KW采用三角形接法工作方式：連續(S1)綜合比較結果，根據國家行業標準，選用Y160-M電動機2.3系統傳動方案(1) .傳動比的分配由于電機的轉速為1440轉/分，螺桿的轉速為100轉/分所以：整個系統的降速比是i=nn/nw=1440/100=14.4。帶傳動的傳動比取i1=3.4。故減速器的降速比是i2=14.4/3.4=4.24(2)減速器基本說明查表可得單級圓柱齒輪的減速比為3-6,故減速器的降速比為4.24在此范圍內，可以使用單級降速即可達到目標。即i2=4.24,各軸轉速如下：電動機軸為

9、0軸，減速器高速軸為1軸，低速軸為2軸，則：n0=nnn=1440r/minni=n0/ii=1440/3.4=424r/minn2=ni/i2=424/4.24=100r/min各軸輸入功率按電機額定功率Ped計算各軸的輸入功率，即:P0=Bd=11kwPi=P0T1i=11*0.96=10.56kwP2=P14243=10.56*0.99*0.97=8.85kw各軸轉矩T0=9550*P0/n0=9550*11/1440=72.95N-mTi=9550*P1/n1=9550*10.56/424=237.85N-mT2=9550*P2/n2=9550*10.14/100=968.37N-m中

10、心高H外形尺寸LX(AC/2+AD)XHD底角安裝尺寸AXB地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸DXE裝鍵部位尺寸FXGD160612X347X385254X2101542X11012X8:V帶設計和校核1 .確定計算功率Pd=kApKA一工作情況系數，查表4.3得kA=1.2;p一電機的功率，kW表：工況系數工況Ka空，輕載啟動重載啟動每天工作小時數1616載荷父動小旋轉式泵，發電機，帶式輸送機1.11.21.31.21.31.4計算得：pd=kAp=1.2X11=13.2KW2 .選才?V帶帶型根據V帶計算功率Pd和電機轉速n0查看機械設計圖8-11得選用A型V帶3 .確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速

11、V=90mm1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表8-6和表8-8,取小帶輪的基準直徑dd12）驗算帶速V根據（8-13）計算如下V=v=二*1601000二901440mm=6.78601000s因為5m/syvy30m/s,故帶速合適。3）計算大帶輪的基帶直徑。根據公式（8-15a）,計算大帶輪的基準直徑dd2dd2=idd1=3.490mm=306mm根據表8-8,圓整為dd2=315mm.4 .確定V帶的中心距a和基準長度Ld1）根據式（8-20）,初定中心距a0=500mm.2）由式（8-22）計算帶所需的基準長度Ld0:2a0(dd1dd2)2(dd2-ddJ4aO二(315-90)

12、21=2500(90315)(mmL1661mmIL24500由表8-2選帶的基準長度Ld=1600mm。3）按式（8-23）計算實際中心距aa：a一二(500)mm：470mm22中心距變換范圍為443515mm.5 .驗算小帶輪上的包角-573-573-%比180-(dd2dd1)57=180(31590)57%152口之90。a4706 .計算帶的根數z1）計算單根V帶的額定功率Pro由dd1=90mm和n1=1440r/.n,查表8-4a得P0=1.064kw。根據ni=1440/冶，i=3.4和A型帶，查表8-4b得AF0=0.17kw。查表8-5得K3=0.925,表8-2得Kl=

13、0.99,故Pr=（F0P0）K;.*Kl=1.13kw2）計算V帶的根數zZ=圓=衛=3.89Pr1.13取4根7 .計算單根V帶初拉力的最小值（F。）min（F。）min=500黑（2.5-K姬Pca+qv2=143NK-.zv應使得F.（F）min8 .計算軸壓力（Fp）min=2z（F）minSin；=1110N9 .帶輪設計V帶輪時應該滿足：質量小，結構工藝性好，沒有過大的鑄造內應力。質量分布均勻，轉速高時要經過動平衡實驗，輪槽工作面精細加工（表面粗糙度一般為3.2）,以減小帶的磨損，各槽的尺寸和角度應該保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。在這個設計中由于皮帶輪的直徑比較大，所以

14、采用輪輻式結構。皮帶輪的材料帶輪的材料主要采用鑄鐵，常用材料為HT200o結構尺寸1 .小帶輪直徑da1=dd+2ha查表4.10知，ha=4.8mm由V帶的設計計算中知道dd1=90mm所以da1=4.8x2+90=99.6mm表4.10:輪槽截面尺寸槽型bdhaminhfminefmin,B-p115Tir1Fz/Q/He/-A/.75(/fju/1T二一.rJIY5.31.604.780.36/人z/1Z8.52.007.0120.37才i/A/A11.02.758.7150.39B14.03.5010.8190.411.5C19.04.8014.325.50.516D27.08.101

15、9.9370.623E32.09.6023.444.50.7282.大帶輪的直徑da2=dd22ha=30624.8=315.63 .輪緣寬度B=(z-1)e2f=(4-1)(25.5-0.5)216-110mm4 .hi=A為輪輻數，P為傳遞功率，n為帶輪轉速。所以：hi=290父后表=8.78mmh2=0.8h1=0.88.78-7.02mm5.節寬燈=0.4h1=0.4x8.78=3.51mmb2=0.8燈=0.8父3.51=2.81mm三：減速箱齒輪的設計和校核(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼調質，齒面硬度為2

16、50HBs大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200HBS齒輪精度初選8級(2)、初選主要參數Z1=20,u=i=4.24Z2=Z1-u=20X4.24=84.8,取Z2=85根據表10-7選取齒寬系數句=1(3)按齒面接觸疲勞強度計算計算小齒輪分度圓直徑區1u+1ZZhZ,QI聲3/丫VduJ確定各參數值1)載荷系數查課本表6-6取K=1.22)小齒輪名義轉矩T1=9550XP/m=9550X10.56/424=237.85N*m3)材料彈性影響系數1由課本表6-7ZE=189.8MPa24)區域系數ZH=2.5重合度系數t=1.88-3.2-(1/Z1+1/Z2)=1.88-3.2X(1/2

17、0+1/85)=1.68Z”后=汽18=0.77許用應力查課本圖10-21d(a)(THlimJ=610MPa(THlim2=560MPa查表6-8按一般可靠要求取SH=1貝(J(thi=610MPaSh(th2=7Hlim2=560MPaSH取兩式計算中的較小值，即(tH=560Mpa于是d132kT1Wd2u+1ZeZhZu、h/=3,1.2M2.381054.23+1189.8父2.5父0.77:-114.231560J=66.98mm(4)確定模數m=d1/Z166.98/20=3.35取標準模數值m=4(5)按齒根彎曲疲勞強度校核計算江=處1丫$丫叫校核bd1m式中小輪分度圓直徑d1

18、=m-Z=4X20=80mm齒輪嚙合寬度b=Wd-d1=1.0x80=80mm復合齒輪系數YFS1=4.38YFS2=3.95重合度系數Ye=0.25+0.75/t=0.25+0.75/1.68=0.6964許用應力查圖6-22(a)(TFlim1=245MPaFlim2=220Mpa查表6-8,取SF=1.25lim1SF2451.25=196MPa昨2=Flim2=220=176MPaSF1.25漁并進行比較Yfsi4.38FS10.02234昨1196YfsiYfS241F2-YSJ=395=0.02244176取較大值代入公式進行計算則有2=|KT1YfS2Ybd1m_521.22.3

19、8105808043.950.6938=61.15曰2故滿足齒根彎曲疲勞強度要求(6)幾何尺寸計算d1=mZ=4X20=80mmd2=m-Z1=4X85=340mma=m-(Z1+Z2)=4X(20+85)/2=210mmb=80mmb2=80取小齒輪寬度b1=85mm(7)驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度v=兀-di-n1/(60X1000)=3.14X80X237.85/(60X1000)=0.96m/s對照表6-5可知選擇8級精度合適。表4.齒輪傳動設計的基本參數材料熱處理齒數分度圓直徑to小齒輪45鋼調制208085大四中匕145鋼正火8534080模數實際傳動比中心距44.242

20、10四：減速箱軸的設計和檢核A.高速軸：1 .選擇軸的材料、熱處理方式：由于無特殊要求，選擇最常用材料45鋼，調制處理。查【1】表14-1得知：硬度：217|_255HBS；強度極限：仃B=650MPa；屈服極限：0s=360MPa；彎曲疲勞極限：o=300MPa。查【1】表14-3得：彎曲需用應力（靜）o,b=60MPa2 .初步估算軸最小直徑:由【1】式14-2得：dmin=39.55乂10p=C挹，查【1】表14-2得C=107LI118,0.2.nI.ni（取118計算）故dmin=118父：嚷6=34.46mm,由于開了一個鍵槽，故dmin=（1+5%）dmin=1.05父34.46

21、=36.2,圓整為373 .軸的結構設計：根據高速軸上所需安裝的零件，可將其分為7段，以a、d2、d3、d4、d5、d6、d7表示各段的直徑，以x、x2、x3、x4、x5、4、x7表示各段的長度。（&處安裝大帶輪，d2處安裝軸承端蓋，d3處安裝一號軸承與套筒，d4處安裝小齒輪，d7處安裝二號軸承）1）徑向尺寸：根據常用結構，取di=dmin=37mm；查【2】1-27知倒角倒圓推薦值為：18130,R=C-1mm嶺0|_|50,R=C=1.6mm,故e30孔（大帶輪）倒角推薦值為1mm,故取50180,R=C=2mmd2=d1+（1+0.5）x2=40mm,由于查【2】表7-12得知氈圈系列中

22、要求的軸徑均為0、5圓整數，故此滿足要求；此先選軸承為32909型號軸承，查【3】表16-1知所選軸承內徑為45mm且軸承寬度B=15mm,故取d3=45mm；為方便加工測量，取d4=50mm（此也為小齒輪內孔直徑）；查【3表16-1得安裝直徑47mmMdaM52.8mm,故查4表11-3選取“套筒40M50父25GB/T2509-1981”，故da=50mm;對齒輪內孔倒角1.6mm故取d5=d4+（1.6+1.5）x2=56.2（取56mm；由于對稱分布故d7=d3=45mm,d6=da=50mm。2）軸向尺寸：由【1】圖13-17得：根據大帶輪的內孔寬L=（1.5l_2）ds=（1.52

23、）d1=1.5M20=45mm（取1.5計算），為防止由于加工誤差造成的帶輪晃動，取x,=42mm；確定軸承潤滑方式：v軸承=d3n=35父532.07=18622.45mmr/min（1.5L2/105mmr/min,故選取脂潤滑方式;為防止箱體內部潤滑油漸到軸承上沖走潤滑脂，將軸承與箱體內壁距離取大于8mm由于所選套筒長度25mm故軸承斷面到箱體內壁的距離取15mm,為適宜齒輪傳動時散熱，取齒輪距箱體內壁為8|_10mm（此取10mm，故有x3=10+15+B=43mm;套筒檔齒輪時，為保證精度取人-（23mm）=1052=103mm,故同時將x3修正為x3=45mm；軸環取5LI8mm,

24、故取x5=5mm；由于安裝時齒輪箱體軸承均對稱分布，取x6=10+15-x5=20mm,x7=B=18mm（包括越程槽尺寸）；軸承到端蓋內壁的距離x=l1+615-B=25mm,前所選軸承端蓋螺釘d3=M8知：由【2】11-10中公式得軸承端蓋厚度e=1.23=9.mm查【2】表3-9可取A級M8非全螺線l=40mm的螺栓（即GB/T5782M840)此時取端蓋到大帶輪的扳手空間為x=l+K+(3|_5mm)=48mm,此時取X2=x+e+x=9.6+48+25處83mm。4 .對高速軸進行彎扭強度校核:據【1】式11-1可求得：圓周力Ft=21】=2964.3N，徑向力Fr=Fttana=1

25、078.92N（標d1準安裝，故壓力角”為20。）；根據前軸的結構設計可得：帶輪中心到一號軸承中的BL距離K=十x2+=9+8322.5mm1;5一號軸承到齒輪中心的距離22L,2=+10+15+b1=86.5mm；齒輪中心到二號軸承中心的距離=L2=86.5mm；故有兩軸承中心距為L=L；+L2=173mm。1）求垂直面的支承反力：根據受力分析，可列方程：F1v+F2v=Fr,F1v=F2V（齒輪在兩軸承中心）。故可求得：F1V=F2V=&=539.46N。22）求水平支撐反力：F1H=F2HF=1482.15N23）帶輪對軸的作用力FQ在指點產生的反力：FqK1610.45115sF1F=

26、1070.53N;F2F=5f+FQ=1070.531610.452680.9N（外L173，,Q力F作用方向與帶傳動的布置有關，在具體布置尚未確定前，可按最不利情況考慮）。4）繪制垂直面的彎矩圖（如圖b）:av=F2VL=46.66N25）繪制水平面的彎矩圖（如圖c）:（MaH=F1H=128.205Nm。anih,6） Fq力產生的彎矩圖（如圖d）:M2F=FqK=1610.45m115=185.2N，m。考慮最不利情況，直接由公式得Ma=MaFQ+jM；v+M2H=229.182Nm（其中MaF（a=M=92.75Nm）07）折合當量彎矩（如圖f）:由前算出1=137.84Nm,查1中2

27、46面”由轉矩性質而定的折合系數”知a*0.6,故Mae=Jm；+5）2=243.648Nm,Mbe=Jm；f+（q）2=202.83Nm。8）計算危險截面處軸的許用直徑：由（圖1）知軸上安裝小齒輪的截面為危險截面，故由【1】式14-6可得：dmm=3匚逅=324249=34.372mmW的m。由此可知，此軸安全。0.1二40.160B.低速軸：1 .選擇軸的材料、熱處理方式：由于無特殊要求，選擇最常用材料45鋼，調制處理。查【1】表14-1得知：硬度：217l_255HBS；強度極限：仃b=650MPa;屈服極限：底=360MPa;彎曲疲勞極限：仃=300MPa。查【1】表14-3得：彎曲需

28、用應力（靜）ob=60MPa。2 .初步估算軸最小直徑：由【1】式14-2得：dmin9.55X10J=C4，查【1】表14-2得C=107|_|118,0.2:nnnnn（取118計算）。由刖計算可知：n=丁=133.686r/min,故i21014%n=118x3,=55mm,由于開了一個鍵槽，故I100dmin=（1+5%）dmin=1.05黑55=57.75。取58.3.軸的結構設計：根據低速軸上所需安裝的零件，可將其分為7段，以&、d2、d3、d4、d5、ded7表示各段的直徑，以X、x2、x3、x4、x5、x7表示各段的長度。（1處安裝聯軸器，2處安裝軸承端蓋，d3處安裝三號軸承與

29、套筒，d4處安裝大齒輪，d7處安裝四號軸承）1）徑向尺寸：聯軸器的初步選擇：根據低速軸的計算轉矩與轉速查【2】表8-2可選用凸緣聯軸器，型號為“GYS6型凸緣聯軸器Y50*112GB/T5843-2003”,可得其軸孔直徑為*50,J15084深孔長度為L=112mm。根據上所選聯軸器，取&=58mm；根據密封氈圈的標準，取d?=60mm；根據此處尺寸選擇32913型號軸承（查【3】表16-1知所選軸承內徑為65mm外彳全為90mm且軸承寬度B=17mm）,故取d3=65mm；為方便測量取d4=70mm；查【3表16-1得安裝直徑6ma%76mrtfc查【4】表11-3選取“套筒60M70M4

30、0GB/T25091981，故da=70mm;查21-27知倒角倒圓推薦18130R=C二mm值為：430口50R=C=1.mim,故帕0孔（大齒輪）倒角推薦值為2mm故取50L80R=C=2nmd5=d4+（2+1.5）M2=77mm；為對稱分布，故取d6=da=70mm,d7=d3=65mm。2）軸向尺寸：確定軸承潤滑方式：v軸承=d3n；=35父532.07=18622.45mmr/min（1.5L2）父105mmr/min故選取脂潤滑方式。根據上定箱體兩內壁間的寬度可算得大齒輪到箱體內壁的距離為12.5mm,為防止箱體內部潤滑油漸到軸承上沖走潤滑脂，將軸承與箱體內壁距離取大于8mM為套筒尺寸此取27.5mm),故有X3=12.5+27.5+B=62mm；套筒檔齒輪時，為保證精度取x4=b2-(23mm)=100-2=98mm,故同時將x3修正為x3=64mm；軸環取5|_|8mm,故取x5=5mm；由于安裝時齒輪箱體軸承均對稱分布，取X6=12.5+27.5-x5=35mm,X7=B=22mm(包括越程槽尺寸)；軸承到端蓋內壁的距離x=li-27.5-B=8.5mm,由于軸承外徑為110mnft,選端蓋螺釘為M10,由【2】11-10中公式得軸承端蓋厚度e=1.2d3=12mm,查【2】表3-9可取A級M8非全螺線l