【正文】 θ= arctgLπD= arctg()=18176。=螺紋導(dǎo)程：L=螺紋寬度：e=螺槽深度；H=（DbDs39。 又由前面的設(shè)計得知，本次設(shè)計的葉片式擠出機(jī)的加料段和均化段螺桿的直徑Ds為65毫米，螺桿轉(zhuǎn)速為23轉(zhuǎn)/分，所以由式N=KDs2n計算得： N=。因此，擠出機(jī)的工作特性基本上是恒扭矩的。為了進(jìn)一步改進(jìn)魚尾式機(jī)頭的均勻指數(shù)，使其能趨于1，可以通過改變模唇長度的設(shè)計和改變模唇間隙的設(shè)計，但是，通常使用的辦法是在三角形流道中加上阻尼塊，其中，阻尼塊部分的流道高度介于三角形區(qū)域流道高度和模唇區(qū)流道高度之間。 板機(jī)頭的最大特點是熔料流道寬而薄，高聚物的流道在由圓柱形變成窄縫形的過程中經(jīng)歷了很大的變化，因此，擠板機(jī)頭設(shè)計的主要問題是保證流道的全寬上速度均勻，否則，就不能保證全寬上制品的薄厚均勻。分流器支架，芯棒，口模，調(diào)節(jié)螺絲等構(gòu)成，機(jī)頭的主要作用有：（1） 使熔融后的物料由螺旋運動變成直線運動。所以葉片矢徑是隨轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)不斷變化的。即σr在此計算過程中，螺桿的縱向彎曲問題可以忽略不計，所以，螺桿的強(qiáng)度計算也就是壓，扭，彎聯(lián)合作用下的復(fù)合計算，但是，通常情況下螺桿根徑處的承載能力最差。(1)葉片矢徑： 對葉片單元來說，因為轉(zhuǎn)子與定子之間存在一定的偏心量，葉片在轉(zhuǎn)子槽內(nèi)來回移動，因此，葉片矢徑是隨著轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動而不斷變化的，如下圖所示，由三角形關(guān)系得：cosθ=e2+ρθR22eρθ即 ρθ=ecosθ+R2e2sinθ2 （1）在上式中： R——定子內(nèi)壁直徑 e——轉(zhuǎn)子圓心O與定子圓心A的偏心距 θ——葉片與X軸的夾角由上式可知，當(dāng)θ=0時，葉片矢徑最大： ρθmax=R+e (2) 當(dāng)θ=π時，葉片矢徑最小： ρθmin=R+e (3)與此同時，我們還能觀察到定子與轉(zhuǎn)子間葉片長度?ρθ為： ?ρθ=ecosθ+R2e2sinθ2r (4)(2)葉片單元的偏心距e: 對于葉片單元，定子內(nèi)壁圓心與轉(zhuǎn)子圓心的偏心距是一個非常重要的參數(shù)，偏心距離e對葉片單元的塑化輸運能力有直接的影響，當(dāng)葉片轉(zhuǎn)子與定子的半徑一定時，葉片單元的偏心距e≤Rr。因為葉片轉(zhuǎn)子與定子有一定的偏心，定子是固定不變的，轉(zhuǎn)子隨螺桿的轉(zhuǎn)動而不斷轉(zhuǎn)動，葉片在轉(zhuǎn)子的巨型槽內(nèi)滑動，當(dāng)封閉腔的容積由小變大時，吸進(jìn)物料，當(dāng)封閉腔的容積由大變小時，排出物料。 根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)取加料段長度L1占螺桿全長L的百分比如下： 結(jié)晶性高聚物：加料段L1=30~50%L 熔融段L2=（3~5）Ds 均化段L3=20~50%L由任務(wù)書的要求知：Q=32kg/h,，Ds首選65mm,由Q=βDs3n得n=23r/min。,若選取加料段螺桿的螺紋升程等于螺桿直徑Ds，得到的螺紋升角是1704239。初步確定螺桿直徑時，根據(jù)經(jīng)驗公式Q=βDs3n （1）來確定，式（1）中 Q——生產(chǎn)能力（kg/h） Β——經(jīng)驗出料系數(shù)，取β=~。 Ds——螺桿外直徑（cm）。 從以上分析可知，影響螺紋升角θ的因素很多，很難根據(jù)理論公式來計算最佳螺紋升角，根據(jù)經(jīng)驗選取螺紋升角為17176。由上知熔融段L2=（3~5）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 一般先確定均化段始端螺槽深度H3后，再由螺桿幾何壓縮比來計算加料段的最后一個螺槽深度H1。物料在葉片單元中，在正應(yīng)力的主要作用下實現(xiàn)研磨，壓實，排氣，同時在定子外加熱輔助作用下完成塑化熔融。 當(dāng)e=Rr時，定子與轉(zhuǎn)子在間隙最小處重合，定子與轉(zhuǎn)子的最大間隙為δ=2e,最小間隙δ=0。在計算螺桿強(qiáng)度時，可根據(jù)復(fù)合應(yīng)力作用下螺桿根徑斷面的強(qiáng)度計算。min=prb2Rb2rb2(1Rb2rb2)=p(N/cm2)σr如圖 31 所示，由三角關(guān)系可得，cosθ=e2+ρθR22eρθ222。（2） 產(chǎn)生成型所需要的壓力，從而保證制品密實。板機(jī)頭的內(nèi)部結(jié)構(gòu)有魚尾形的，支管式的，衣架型和螺桿分配型等，在本次設(shè)計中，采用魚尾型機(jī)頭，魚尾形機(jī)頭因為機(jī)頭型腔類似魚尾而得名，在魚尾機(jī)頭中，熔融后的高聚物物料由機(jī)頭中部進(jìn)入后，由中部流向兩側(cè)，最后在口模處擠出制品。 第五章 傳動系統(tǒng)的設(shè)計 傳動系統(tǒng)是擠出機(jī)不可或缺的一部分，傳動系統(tǒng)主要起驅(qū)動作用，使得螺桿和轉(zhuǎn)子在設(shè)定的工藝條件下獲得所需的扭矩并能均勻平穩(wěn)的轉(zhuǎn)動，完成對物料的塑化和輸運。其次，確定擠出機(jī)的驅(qū)動功率： 從擠出理論的知識知道，影響擠出機(jī)驅(qū)動功率的因素很多，到目前為止，還沒有精確有效地確定擠出機(jī)功率的計算方法。 然而，本次設(shè)計的葉片式擠出機(jī)又與傳統(tǒng)的螺桿擠出機(jī)有所不同，這主要表現(xiàn)為葉片式擠出機(jī)的葉片塑化輸運單元，葉片塑化輸運單元與傳統(tǒng)的螺桿機(jī)械相比，除了能減小擠出機(jī)的體積外，還能減少物料在此單元中的熱力程，減少功率損耗，下面通過計算來驗證葉片式擠出機(jī)比傳統(tǒng)螺桿擠出機(jī)需要更少的功率。）/2=平均直徑；D=DbH=螺桿的螺紋頭數(shù)：i=1fb，fs，ff―分別為物料和機(jī)筒，螺根和螺旋面間的摩擦系數(shù)。5639。 nr ―葉片的轉(zhuǎn)速， η―葉片單元在一定轉(zhuǎn)速下熔體的粘度。擠出機(jī)的轉(zhuǎn)速要求及調(diào)速范圍 對一臺擠出機(jī)而言，其速度要求有兩個方面，一是有一定的調(diào)速范圍，二是能無級調(diào)速，前者是針對擠出機(jī)應(yīng)具有適應(yīng)各種加工情況提出來的，后者是為了控制擠出質(zhì)量及與輔機(jī)的配合一致。下面詳細(xì)討論減速箱的設(shè)計過程。9550pdn電 =9550 （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。于是有: 取z=26得大齒輪齒數(shù)：z=26=取z=165幾何尺寸計算：（1）計算大小齒輪的分度圓直徑：（2）計算中心距：a= =191（3）計算齒輪寬度：取，（二）低速級齒輪傳動的設(shè)計計算齒輪材料，熱處理及精度：（1）選用軟齒面，采用直齒圓柱齒輪，低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為280HBS；低速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為240HBS。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。（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)計而定)，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取。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)精度級的深溝球軸承6207型。（3）齒輪與軸的配合，采用平鍵連接。查課本,選取 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩：,按照計算轉(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。所以齒輪處的軸段。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工作長度 l=Lb=7012=58mm；K= h=4。當(dāng)量動載荷?。?；C= kN驗算壽命得：即高于預(yù)期計算壽命，滿足軸承壽命要求。密封性來講為了保證機(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)過刮研。（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工作長度 l=Lb=4012=28mm；K= h=4。（5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度B=17,所以，聯(lián)軸器和齒輪與軸采用平鍵連接。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的長度應(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取。配合都用H7/n6。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。（6）聯(lián)軸器和齒輪與軸采用平鍵連接。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器的長度L=142mm,與軸配合的嗀孔長度=107mm, 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的長度應(yīng)比之略短一些,現(xiàn)取=105mm。（2）試取小齒輪齒數(shù)=23，Z=iZ=23= 取Z=112按齒面接觸強(qiáng)度初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸：（1）確定各參數(shù)的值:①試選=②計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)③查1019圖得：K=、K= ④齒輪的疲勞強(qiáng)度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由圖10—21d 按齒面硬度查小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度=550MP