【正文】 與所受壓力的乘積來(lái)量度，即dewp=Qsdp同理，通過(guò)數(shù)學(xué)演算可得：ewp=πDbnHwsinφsinθb+φsinθbsinθpmlnpp0 =23=699w明顯，固體輸送段的總能量應(yīng)等于推動(dòng)螺桿固體輸送段所需要的總能量，即ew=ewb+ews+ewf+ewp=1366w= (二)葉片塑化輸運(yùn)單元所消耗的功率：因?yàn)轵?qū)動(dòng)葉片單元的扭矩是決定葉片單元所能產(chǎn)生最大壓差和輸送不同物料熔體能力的參數(shù)，所以所需扭矩是衡量葉片單元比較重要的性能指標(biāo)。 nr ―葉片的轉(zhuǎn)速， η―葉片單元在一定轉(zhuǎn)速下熔體的粘度。（三）螺桿均化段所需要的總功率:熔體在均化段均化和輸送所需的傳動(dòng)功率主要包括以下幾個(gè)方面；（1） 在螺桿的螺槽中剪切物料所消耗的功。擠出機(jī)的轉(zhuǎn)速要求及調(diào)速范圍 對(duì)一臺(tái)擠出機(jī)而言，其速度要求有兩個(gè)方面，一是有一定的調(diào)速范圍，二是能無(wú)級(jí)調(diào)速，前者是針對(duì)擠出機(jī)應(yīng)具有適應(yīng)各種加工情況提出來(lái)的，后者是為了控制擠出質(zhì)量及與輔機(jī)的配合一致。擠出機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍直接影響到所能加工物料和制品的范圍，機(jī)器的生產(chǎn)率，功率的消耗，制品的質(zhì)量，設(shè)備的成本和操作是否方便等，因此，擠出機(jī)轉(zhuǎn)速范圍的確定是很重要的，在設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)根據(jù)加工工藝要求及機(jī)臺(tái)的使用場(chǎng)合而定。下面詳細(xì)討論減速箱的設(shè)計(jì)過(guò)程。傳動(dòng)形式如下圖所示： 圖擠出機(jī)輸出功率Pw：Pw= kW傳動(dòng)裝置總效率ηaηa====097為每對(duì)齒輪嚙合傳動(dòng)的效率的效率,=, =。9550pdn電 =9550m運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果如下表所示軸轉(zhuǎn)速(r/min)功率(kw)轉(zhuǎn)矩()電動(dòng)機(jī)軸720Ⅰ軸720Ⅱ軸113Ⅲ軸232089表22（二） 齒輪的設(shè)計(jì)（一）高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算。 （2）初選小齒輪齒數(shù)Z=24，大齒輪齒數(shù)Z=iZ=24==153（3）齒輪精度：按GB/T10095－88，選擇7級(jí)。m②由圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380MPa③由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù) =,=④按對(duì)稱布置，由表查得⑤計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，得：==⑥載荷系數(shù)K⑦查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)查表105得：齒形系數(shù)：， 應(yīng)力校正系數(shù)：于是有: 取z=26得大齒輪齒數(shù)：z=26=取z=165幾何尺寸計(jì)算：（1）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑：（2）計(jì)算中心距：a= =191（3）計(jì)算齒輪寬度：取，（二）低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪材料，熱處理及精度：（1）選用軟齒面，采用直齒圓柱齒輪，低速級(jí)小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為280HBS；低速級(jí)大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為240HBS。②由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=，=③按對(duì)稱布置，由表查得④計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=⑤載荷系數(shù)K⑥由表105查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)齒形系數(shù) 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。故：、。（4）軸承端蓋的總寬度為37mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取。聯(lián)軸器與軸配合鍵為H7/k6。因軸承受徑向力的作用,故選用6207型深溝球軸承，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6207型。右齒輪的寬度為52mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取=50mm。（3）齒輪與軸的配合，采用平鍵連接。已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為52。查課本,選取 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩：,按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器工程轉(zhuǎn)矩的條件，所以選取TL5型彈性套柱銷聯(lián)軸器。因軸承受徑向力的作用,故選用深溝球軸承。所以齒輪處的軸段。聯(lián)軸器與軸配合為H7/k6高速軸示意圖如圖53：圖53（四）低速軸的校核求軸上的載荷：根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，根據(jù)計(jì)算簡(jiǎn)圖做出彎矩圖。中間軸的鍵的校核（1）中間軸小齒輪鍵的校核根據(jù) d=40mm， 取： b=12mm h=8mm L=70mm 查表62得 []=110MP工作長(zhǎng)度 l=Lb=7012=58mm；K= h=4。低速軸上鍵的校核（1）低速軸上齒輪鍵的校核根據(jù) d=60mm， ?。? b=18mm h=11mm L=63mm查表62得 []=110MP工作長(zhǎng)度 l=Lb=6318=45mm； K= h= 所以安全。當(dāng)量動(dòng)載荷取：；C= kN驗(yàn)算壽命得：即高于預(yù)期計(jì)算壽命，滿足軸承壽命要求。13頁(yè)。密封性來(lái)講為了保證機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為 密封的表面要經(jīng)過(guò)刮研。工作長(zhǎng)度 l=Lb=9014=76mm； k== 所以安全。（2）中間軸大齒輪鍵的校核根據(jù) d=40mm， 取： b=12mm h=8mm L=40mm查表62得 []=110MP工作長(zhǎng)度 l=Lb=4012=28mm；K= h=4。低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為=267 在垂直面內(nèi)有： 兩式聯(lián)立解得： = =在水平面內(nèi)有： 解得： = =按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度：校核軸上受最大彎矩和扭矩的截面，取α=，d=65mm，b=18mm，t=得： =M= =所以軸安全。（5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動(dòng)軸承寬度B=17,所以，聯(lián)軸器和齒輪與軸采用平鍵連接。對(duì)于選取的深溝球軸承其尺寸為的,故==35mm，而=25mm。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故12的長(zhǎng)度應(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。配合都用H7/n6?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取s=8。已知左齒輪的寬度為83mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取 =81mm. 齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高4,取 =48mm。 低速軸示意圖如圖51：圖51（二）中間軸的設(shè)計(jì)求中間軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩：= KW= r/min=．m求作用在齒輪上的力：已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為而 初步確定軸的最小直徑：選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,取。（6）聯(lián)軸器和齒輪與軸采用平鍵連接。（3）取安