【導(dǎo)讀】本文旨在研究塑料擠出機的結(jié)構(gòu)形式，及工作原理。制品成型加工工業(yè)中占有很重要的地位。據(jù)統(tǒng)計，在塑料制品成型加工中，擠出成型制品的產(chǎn)量居首位。來，都是塑料加工行業(yè)中得到廣泛應(yīng)用的機種之一。本設(shè)計通過對塑料擠。號及尺寸等參數(shù)。本說明書可以進一步加深讀者對本裝置的理解和認(rèn)識。知識產(chǎn)權(quán)的特點，因此非常適合大中小型塑料加工成型的廠家生產(chǎn)或購買。

　　

【正文】 （ 1）擠出物均勻； （ 2）生產(chǎn)能力提高，功率消耗下降，工作特性比變通螺桿的硬且能耗低； （ 3）排氣性好，氣體可以比較順利地向料斗處排出； （ 4）掃膛現(xiàn)象少。 分離型螺桿的設(shè)計 長徑比的確定 有設(shè)計參數(shù)可知長徑比： 25?DL ； 壓縮比及螺槽深度的確定 分離型螺桿的幾何壓縮比一般可小于變通螺桿，但要大于被加工物料的物理壓縮比，由于其本身的均化段比變通螺桿的長，故其幾何壓縮比稍大于物料的物理壓縮比皆可滿足基本要求。 由表 124 可知，聚己乙烯的物理壓縮比為 ，故選定幾何壓縮比為?? 考慮到分離型螺桿在相同的轉(zhuǎn)速下變通螺桿消耗的功率大（因產(chǎn)量哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 21 高）， 因此，為保證分離形螺桿加料段第一個螺槽根徑處有足夠的機械強度，1H 一般選取等于或小于變通螺桿，而 3H 比普通螺桿的要大。 根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù) [2]， 3H 比的取值為 sDH ?? )~(3 (31) )~( 45)~(? ?? 取 ?H mm； 根據(jù) 31 HH?? ，可以確定 1H 的值為 ????? HH ? mm (32) 取 61?H mm； 螺桿各段長度的確定 由經(jīng)驗數(shù)據(jù)取 1L =600mm； 2L =300mm； 3L =225mm； 螺棱寬度 e 的確定 由經(jīng)驗數(shù)據(jù)取 1e ＝ 6mm； 2e ＝ ； 螺紋升程的確定 分離型螺桿主螺紋升程 I 1一般按普通螺桿確定，大多數(shù) I1=Ds ，故有I1=45mm 分離型螺桿熔融段主，副螺紋的升程一般是不相等的，其與主，副螺紋的排列形式有關(guān)。 本機采取如圖 31 所示排列形式 哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 22 圖 31 螺桿螺紋排列圖 由圖 31 可知，主，副螺紋的升程總是相差一個，（由于 I2 I1）因此，令主，副螺紋從開始分開到匯合時主螺紋的螺紋升程數(shù)量為 Z， 則有 Z=（ I2 （ 2e＋ 2k）） /cos? ） /（ I2 － I1 ） （ 33） 其中 K— 最初刀具決定的尺寸，取 K=5； ?— 螺紋升角，取 ? =23? ， ?18, ?? ； 即 I2 =； 圓整取 I2 = 50mm 螺紋頭數(shù) 實踐證明：雙頭螺桿在小型擠出機上產(chǎn)量不如單頭螺桿，高速下易產(chǎn)生氣泡，加工也比較困難，故在此采用單頭螺桿。 間隙 G 的確定 G 的確定要合適，過小不得于物料通過，從而影響熔料的分離，過大的 G 值，大的固體顆?？赡芡ㄟ^間隙 G 進入液相槽，而影響塑料的質(zhì)量，其 G 值一般在 ～ ，取 G=。 G 值的大小也與 D 有關(guān)。 螺紋斷面形狀的選取 螺紋斷面形狀一般有矩形，矩齒型，梯形，半圓 形等，矩形斷面的螺紋根徑與表面成 90 度夾角，用小圓弧過渡，螺槽容積較大。矩齒形斷面的螺棱，其后較大的傾角 ? ，且過渡圓弧較大，一般用于大型造粒機。梯形哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 23 斷面的螺紋傾角一般為 1015 度，圓弧半徑為（ ～ ） D，常用于小直徑螺桿上。 通過比較分析，決定采用矩形斷面的螺紋。 螺桿材料的選擇 (1)螺桿的工作環(huán)境 螺桿在工作時收高溫高壓作用，同時，受機械刮磨，且螺桿受大扭矩作用，軸向力很大。 (2） 使用要求 螺桿與機筒的間隙特別重要，要保證 滿足要求，因此就要求螺桿在工作中變形小，耐腐蝕，強度高，壽命長。 因此選用 38CrMoAlA 氮化鋼，因其綜合性能好，使用廣泛，表面硬度HRC=60～ 65。 機筒的設(shè)計 機筒的結(jié)構(gòu)形式關(guān)系到熱量的傳遞的穩(wěn)定性和均勻性；機筒的機械加工和使用壽命也影響到整個擠壓系統(tǒng)的性能。 設(shè)計機筒，要考慮到機筒的結(jié)構(gòu)形式的選擇及機筒上加料口的形式，機筒與機頭的連接形式以及對機筒機械加工制造的難易問題。 機筒的結(jié)構(gòu)類型及其選擇 （ 1）整體式機筒 整體式機筒長度大，加工要求比較高，在加工精度和裝配精 度上容易得到保證，也可簡化裝配工作；在機筒上設(shè)置外加熱器，不易受到限制，機筒受熱均勻，但機筒的加工設(shè)備要求比較高，機筒內(nèi)表面磨損難以修復(fù)。 （ 2）分段式機筒 分段式機筒機械加工容易，便于改變長徑比只是對中難，法蘭連接處影響機筒的加熱均勻性。 （ 3）雙金屬機筒 雙金屬機筒主要有兩種結(jié)構(gòu)形式：一種是襯套式機筒；另一種是在機筒上繞鑄一層合金箔層，簡稱為澆工機筒。 對于襯套工機簡而言，它可更換合金襯套，襯套可以做成整體，分段式，可節(jié)省貴重金屬，襯套磨損后可更換，可提高機筒的使用壽命，但是制造設(shè)計復(fù)雜，設(shè)計時 應(yīng)注意到襯套與機筒的配合，過松時易轉(zhuǎn)動，過緊哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 24 時裝配又難，故在二者之間加上一個止動鍵。 綜上所述，本機選用金屬襯套式機筒。 加料端套筒的設(shè)計，軸向開槽套筒結(jié)構(gòu)選用如圖 32 所示形式 圖 32 軸向開槽套筒結(jié)構(gòu)圖 進料套筒的長度 L 自機筒加料口前端至軸向槽結(jié)束之處套筒的軸向長度 L，一般取為 L＝ 3～ 5D。 對于擠出機，取 L=200mm。 套筒的結(jié)構(gòu)和尺寸 進料套筒的結(jié)構(gòu)和尺寸參數(shù)如上圖所示，軸向溝槽的數(shù)量與機筒的直徑大小有關(guān)，一般機筒直徑為 45mm， 溝槽數(shù)量取 4－ 5 條，凹槽寬度應(yīng)大于高聚物寬度應(yīng)大于高聚物顆粒的最長尺寸，同時與機筒的直徑大小有關(guān)，機筒直徑 45mm，一般取 8mm，錐形套筒的錐度值取定與高聚物顆粒的尺寸有關(guān)，一般取為 2176。 30′即可。 工作特性 加料段設(shè)置有錐形套筒時，物料在該段的螺槽中能提早形成高的壓力，螺桿在有進料套筒和無進料套筒的機筒中，在同樣速度下，有進料套筒能提高生產(chǎn)能力。 加料口 加料口的結(jié)構(gòu)必須與物料的形狀相適應(yīng)，使被加入的物料能從料斗自由流入螺桿而不中斷。 加料口的形狀及其在料筒上的開設(shè)位置對加料性能有很大影響， 加料口應(yīng)能使物料自由而高效的加入料筒而不產(chǎn)生架橋，設(shè)計時還應(yīng)考慮到加料口是否適于設(shè)置加料裝置，是否便于在此段設(shè)置冷卻系統(tǒng)。 常見的加料口斷面開頭很多，如圖 33 示 哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 25 圖 33 加料口設(shè)計圖 (a) 類主要適用于帶狀料的加料口，不宜用于粒料和粉料；（ c）和（ e）類為簡易式擠出機上用的較多；（ b），（ d），（ f）三種類型用得較廣泛，其中（ b）類的右口壁傾斜角一般為 7176。～ 15176。，稍大于此值，實踐證明（ b）和（ d）類加料口不論對粉類，料類帶粒均能很好的適應(yīng)。 經(jīng)綜合考慮，決定本機采用（ b）類加料口。 機筒材 料的選擇 機筒在擠出機擠出時受到高溫（ 300）以上，高壓（ 400kg/cm2）的作用，成型聚乙烯等高溫放腐蝕性氣體，這就要求機筒的硬度高，耐腐蝕性及耐磨性好。 38CrMoA1A 氮化鋼的綜合性能好，被廣泛使用，故本機采用它來做機筒材料，其襯套材料用低合金氮化鋼 [10]。 螺桿與機筒的強度較核 螺桿與機筒的強度計算的主要原始參數(shù)有機頭中物料最大壓力 Pmax，螺桿的軸向作用力 Pz，以及作用在螺桿上的扭矩 Mt。 物料在機筒內(nèi)的壓力分布 哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 26 物料在機筒內(nèi)由于旋轉(zhuǎn)螺桿對物料的作用而產(chǎn)生機頭的壓力，一 般塑料擠出機機頭壓力在 100kg/cm2左右，我國設(shè)計的擠出機一般為 P=300～ 500 kg/cm2即 Pmax=500 kg/cm2。 螺桿軸向力的確定 螺桿軸向力的大小主要由機頭壓力，物料的物理性能，螺桿的結(jié)構(gòu)及其轉(zhuǎn)速，機筒的溫度等因素影響，其值主要包括兩部分：一是在機頭處物料作用于螺桿端部上的總壓力 P1，二是在擠出機擠出時由于動載荷產(chǎn)生的附加壓力，由于影響軸向推動的因素很多，一般軸向推力可由下式計算 [1] Pz =P1 ＋ P2 （ 34） 式中 Pz — 螺桿的軸向推力， N； P1 — 物料作用在螺桿端面的總亞壓力， N； P — 螺桿端部的物料壓力， N/cm2 ； Ds — 螺桿外直徑， cm； P2 — 在擠 出時由于動載荷產(chǎn)生的附加壓力的軸向分量， N/cm2 ； 根據(jù)實驗得出 當(dāng)機頭壓力 =3000－ 4000 N/cm2 時， P2 =P z （ ～ ）％；當(dāng) P200 kg/cm2 時， P2 =Pz（ ～ 25）％； 目前多采用下式計算軸向力 Pz =P1 +P2 =P1 +()P1 （ 35） 故得 Pz =（ ～ ） 1P =（ ～ ） 500 =～ 207 N/cm2 螺桿強度的計算 螺桿的連接形式似呈臂梁，按螺桿與減速箱中的輸出軸固定方式的不同，一般可分為緊固式和浮動式兩種，前者螺桿與轉(zhuǎn)動軸是一個零件，或者配合得緊密；后者螺桿與傳動軸為兩個不同零件，多為較松的配合連接，在擠出時其螺桿端部在機頭內(nèi)浮動，因而其自重 引起的彎曲應(yīng)力可忽略，所以在實際計算時都可以近似的視為一端固定的懸臂梁，在螺桿的全長上主要受物料的壓力 P（軸向），克服物料的壓力所需要的扭矩 Mt 和螺桿自重G 的作用，因此對螺桿的強度計算因為在螺桿根徑處的能力最差。 螺桿受力狀態(tài)如圖 34 所示 哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 27 圖 34 螺桿受力圖 1) 由軸向力 zP 產(chǎn)生的壓縮應(yīng)力 c? 由式 1322 2022m a x)~( dd DP s sc ???? （ 36） c? ＝（ ～ ） 500 22 ? ＝ 6300N/cm2 式中 Ds — 螺桿外徑， cm； ds — 螺桿最小斷面的根徑， cm； d0 — 螺桿冷卻水孔直徑， cm； 2) 由扭矩 Mt 產(chǎn)生的剪應(yīng)力 ? )1(169 73 6 0 043m a xm a xCdnNWMtss ????? ??? （ 37） ? =4960000 ??? )1(43m ax m ax Cdn Ns =4960000))6520(1(1543 ??? =2830N/cm2 式中 Ws — 抗扭斷面模量， cm3 ； Nmax — 擠出機主電機最大傳動功率， kW； nmax — 螺桿最高轉(zhuǎn)速， rad/min； ?— 擠出機傳動效率； C— sdd/0 ； 3) 螺桿自重產(chǎn)生的彎應(yīng)力 哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 28 243 22 N / c m)C(1 )( ? ????sssb d dDL ?? （ 38） 式中 L— 螺桿的有效螺紋長度， cm； ?— 螺桿材料的比 ])6520(1[)(43322??????? ?b? ＝ 1370N/cm 4) 螺桿的合應(yīng)力 ? ????? ??? 42r （ 39） 式中 cb ??? ?? （ 310） ??? ＝y(tǒng)yn? （ 311） 其中 y? — 螺桿材料的屈服極限， y? ＝ 85000N/cm2 ； ny — 螺桿的安全系數(shù) ny ＝ 3 22 2834)630137( ????r? ＝ 9532 N/cm2 ??? ＝ 38500 ＝ 28333 N/cm2 可知 r? ??? 故螺桿的強度合適。 機筒強度的計算 機筒壁厚有經(jīng)驗數(shù)據(jù) d＝ 30～ 45mm，可選為 40mm；由于機筒外徑與內(nèi)徑之比大于 故可按 厚壁圓筒理論進行強度計算，機筒內(nèi)壁受物料的壓力P 作用時，機筒壁上每一點都處于三向應(yīng)力狀態(tài)，如圖 35 所示，即徑向應(yīng)力，切向應(yīng)力和軸向應(yīng)力，則對只受內(nèi)壓力作用的厚壁容器有 哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 29 圖 35 機筒受力圖 )1(Pr22222rRrR bbb br ???? N/cm （ 312）