【正文】 0大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離20齒輪端面與內(nèi)機壁距離15機蓋，機座肋厚mm9表41五、軸的設計（一）低速軸的設計輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩：求作用在齒輪上的力：已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=267 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。軸結(jié)構(gòu)的設計：（1）初步選擇滾動軸承。軸的結(jié)構(gòu)設計（1）為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。 （五）鍵的校核高速軸聯(lián)軸器的鍵的校核根據(jù)d=25mm，?。? b=8mm h=7mm L=28mm 查表62得 []=110MP 工作長度 l=Lb/2=284=24mm， k=有：所以安全。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，并勻均布置，保證部分面處的密封性。聯(lián)軸器的鍵為mm，鍵槽長36mm。中間軸示意圖如圖52：圖52（三）高速軸的設計求輸入軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩==960r/min=．m求作用在齒輪上的力。聯(lián)軸器的鍵為=，鍵槽長90。⑤查表106得： = 表107得齒寬系數(shù): =1⑥=105 （2）設計計算①試算小齒輪的分度圓直徑d，代入[]中較小值，得：=②計算圓周速度③計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬bb==計算模數(shù)④計算齒寬與高之比齒高h：h= ==⑤計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根據(jù)V=，7級精度, 查表108得：動載系數(shù)K=, 表103 得K==1查表104得K的計算公式:由插值法求的K=查圖1013得: K=故載荷系數(shù):⑥按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=⑦計算模數(shù)m按齒根彎曲疲勞強度初步設計齒輪傳動的主要尺寸由彎曲強度的設計公式（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值①小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa。m＝2089N擠出機的調(diào)速范圍也就是指螺桿的最高轉(zhuǎn)速與最低轉(zhuǎn)速之比。1 物料與機筒表面因摩擦作用而消耗的能量ewbewb可由機筒與固體塞表面的摩擦力乘以兩表面間的相對速度：vbsinθbsinθb+φ其沿z方向的微增量上的能量消耗為：dewb=πDbnfbwbsinθbsinθb+φpdzb積分上式可得：emb=πDbnfbwbpmzbsinθbsinθb+φ=23=791w2兩螺棱側(cè)面上所消耗的能量ewf同上所述，ewf可用兩螺棱側(cè)面上的摩擦力乘以固體塞在螺棱上的平均速度求得：ewf=πDbnfbwbpmzb2Hsinθbsinθ+fbwbsinφcosθ+DbDcosφsinθ+fswssinθbcosθ1cotθstanθDs39。（2） 螺桿和機筒的摩擦系數(shù)相等，但螺紋后緣與固體塞的摩擦不可忽略。由塑料機械設計一書中的擠出理論一章的知識知道，擠出機所消耗的功率N是隨著螺桿的轉(zhuǎn)速n的增加而增加的。 根據(jù)任務書的要求，本次設計的擠出機是用來加工板材的，因此所設計的機頭為板材機頭。max=prb2Rb2rb2(1+Rb2rb2)=2pRb2Rb2rb2(N/cm2)由軸向力引起的軸向拉應力在機筒全長上不變，即σz=pzF=pπrb2π(Rb2rb2)=prb2Rb2rb2(N/cm2)按第四強度理論―最大變形能量理論計算，其強度條件為σr=12σrσr2+σrσz2+σzσr2≤σ經(jīng)驗算σr≤σ，機筒強度符合要求。因此，在此，選葉片的葉片數(shù)為4，葉片單元的定子內(nèi)徑為68mm,而由上面的分析知，葉片單元輸送物料的能力與轉(zhuǎn)子半徑無關，而與偏心距e有直接的關系，為了畫圖方便，取轉(zhuǎn)子半徑38mm,偏心距取4mm,葉片寬度B取40mm。r=(12~23) H3, R=(1~2)r由前面的論述知：H3=3，因此，當取r=23H3=2時，R==3mm。在本次設計中，任務書中只給定了生產(chǎn)能力，初步取螺桿外徑65mm,，由（1）可以算得n為23r/min. 對固體輸送段輸送能力的要求是：固體輸送能力應稍高于或等于熔融段或均化段的工作能力。 在本次設計中，采用等距變深螺桿，加料段的主要幾何參數(shù)有羅紋升角θ，加料段螺槽深度H1和加料段螺桿長度L1。e=~ 在此次設計中，取e==螺桿的螺紋頭數(shù)：加料段使用單頭螺紋，均化段使用單頭螺紋。第三章 核心部件的強度校核（一） 螺桿的強度計算 根據(jù)螺桿的連接方式，螺桿的連接形式類似懸臂梁，本次設計中，螺桿和傳動軸配合的很緊密，螺桿主要受物料的壓力p，克服物料的阻力所需的扭矩M和螺桿自重G的作用。圖 31 所示為葉片與單螺桿組合擠出機熔體輸送工作原理示意圖，當葉片 OB 與 X軸成 45176。我們在設計機頭時，需要注意以下一些問題：第一， 要考慮物料在機頭內(nèi)的流動狀況，從而設計出能在合理的機頭壓力下獲得理想的制品。為了選擇合適的電機，需要確定擠出機的螺桿扭矩和消耗的功率。（3） 螺桿和固體塞間的摩擦可以忽略。Dsinφsinθb+φsinθbsinθ=780w3物料與螺桿根徑表面的摩擦作用而消耗的能量ews同上，ews可用固體塞與螺桿根徑表面的摩擦力pfswsdzs與固體塞在螺桿根部上的速度的乘積來求取，用同樣的方法可得：ems=πDbnfsswbpmzbsinφsinθb+φsinθbsinθstanθbtanθsr1=23=577w式中，r1=1eLcosθs1eLcosθb4由于壓力升高而消耗的能量ewp當固體塞在螺桿中的壓力升高時，塞子上將積累能量，此能量可用塞子的流速與所受壓力的乘積來量度，即dewp=Qsdp同理，通過數(shù)學演算可得：ewp=πDbnHwsinφsinθb+φsinθbsinθpmlnpp0 =23=699w明顯，固體輸送段的總能量應等于推動螺桿固體輸送段所需要的總能量，即ew=ewb+ews+ewf+ewp=1366w= (二)葉片塑化輸運單元所消耗的功率：因為驅(qū)動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。擠出機的轉(zhuǎn)速范圍直接影響到所能加工物料和制品的范圍，機器的生產(chǎn)率，功率的消耗，制品的質(zhì)量，設備的成本和操作是否方便等，因此，擠出機轉(zhuǎn)速范圍的確定是很重要的，在設計時，應根據(jù)加工工藝要求及機臺的使用場合而定。m運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表所示軸轉(zhuǎn)速(r/min)功率(kw)轉(zhuǎn)矩()電動機軸720Ⅰ軸720Ⅱ軸113Ⅲ軸232089表22（二） 齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計計算。②由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=，=③按對稱布置，由表查得④計算彎曲疲勞許用應力：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)和應力校正系數(shù)齒形系數(shù) 聯(lián)軸器與軸配合鍵為H7/k6。已知高速級小齒輪的分度圓直徑為52。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)圖做出軸的計算簡圖，根據(jù)計算簡圖做出彎矩圖。13頁。低速級大齒輪的分度圓直徑為=267