【正文】 按式 813 驗算帶的速度 V=( 11 nD ??? )/(60 1000? ) （ 26） =(? 180? 1500)/(60? 1000) =對于 B型帶而言， Vmax =25m/s，則 V=Vmax ,帶的速度合適。 （ 4）確定 V 帶的基準(zhǔn)長度及傳動中心距 初定中心距 根據(jù) ? （ D1 +D2 ） a0 2? （ D1 +D2 ） 可知 ?（ 180+270） a0 2? (180+270) 即 315 a0 900 取 a0 =640mm （ 5) 確定帶的基準(zhǔn)長度 根據(jù)式 821 可知帶的基準(zhǔn)長度為 Ld =2? a0 + 2/? （ D1 +D2 ） +（ D2 D1 ） /4 a0 （ 27） =2? 640+(180+270)+(270180)/4? 640 =1990mm 由表 82 選取帶的基準(zhǔn)長度為 LD =2040mm,公稱長度為 LI =2021mm (6)實際中心距的確定 a=a0 +(LD Ld )/2 （ 28） =640+(20401990)/2 =695mm 考慮到安裝采整和補償拉力的需要，中心距的變動范圍為 amin =? Ld =? 2040= amax =a+? Ld =695+? 2040= (7）主動輪包角 a1 的驗算 由式 86 可知： a=180? [(D2 D1 )/a]? 60? （ 29） =180? [(270180)] 60? ? =? 120? 哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 13 故有主動輪包角合適 (8）計算 V帶的根數(shù) Z 由式 823 可知 Z=P ])/[ ( 00 KPKKP Lca ????? ? （ 210） 其中 K? — 包角系數(shù)； KL — 長度系數(shù)； K — 材質(zhì)系數(shù)； 0P? — 單根 V帶所能傳遞功率的增量； P0 為單根 V帶所能傳遞的許用功率； 由 V=,功率曲線可知 p： P0 = 由式 824 可知 10 / nTP ??? （ 211） 其中 T? — 單根 V帶所傳遞的扭矩的修正值 n1 — 主動輪轉(zhuǎn)速 故有 0P? ＝ ?? ＝ 查表 87 得 K? = 查表 88 得 KL = 采用橡膠帶，故 K= 則有 Z=[( ]) 8 ???? = 取 Z=5 根。 (9）計算初拉力 F0 由式 825 得 F0 =500P ca /Vz（ － 1）＋ qv2 （ 212） 其中 q— 普通 V帶單位長度得質(zhì)量， kg/m； 查表 84 得 q=則有 F0 =500（ 5） （ － 1）＋ = (10）計算軸上的壓力 Q 由式 826 得 Q=2ZF0 sin（ 2/1? ） （ 213） 其中 Z — 帶的根數(shù)； F0 — 單根帶的初拉力； 1? — 主動輪上的包角； 哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 14 則有 Q=25sin（ ? /2） = (11）帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù) D? 300 時，可采用腹板式，主動輪與從動輪的結(jié)構(gòu)均采用腹板式結(jié)構(gòu)。由前面帶的選擇可知，帶標(biāo)記為 三角膠帶 B2021， GB117174. 則有三角膠帶的截面尺寸為（按 GB117174） 表 23 三角膠帶的截面尺寸 型號 截面尺寸 截面積 尺寸 單位長度質(zhì)量 b h ? A ha bp B 17 40? 138 14 查表 911，根據(jù)帶的型號確定輪槽的有關(guān)尺寸如下： 表 24 帶的型號確定輪槽的有關(guān)尺寸 型 號 槽型刨面尺寸 槽型角 ? m f t s bp ? B 34? 36? B 16 5 20 14 14 108 D= 180 b= D= 270 b= 由圖 914 所列的經(jīng)驗公式可知帶 輪的各部分尺寸 即 d1 =（ － 2） d （ 214） 其中 d— 軸的直徑 則 d11 =（ － 2） 38= 取 d11 =70mm d12 =（ － 2） 30=54－ 60mm 取 d12 =58mm D0 =（ D1 ＋ D2 ） 則有 D01 =（ 180＋ 70） =125mm D02 =（ 270＋ 58） =164mm d0 =()（ D1 d1 ） （ 215） 取 d0 =（ D1 d1 ） 則有 d01 =（ 180d11 ） =（ 18070） = 哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 15 d02 =（ 27058） =53mm S=d （ 216） 則有 S1 =d01 = S2 =d02 =53mm （ d）減速器的選擇 （ 1）輸入角速度的確定 112 /i?? ? 其中 1? — 電機軸轉(zhuǎn)速， rad/s； I— 電機與皮帶間減速比； ?2? 157/=105rad/s 由此可知減速器高速軸轉(zhuǎn)速為 105rad/s； （ 2） .計算輸入功率 Pc 的確定 已知公式 21KPKPc ? (217) 其中 Pc — 計算輸入功率； K1 — 使用系數(shù)； K2 — 與潤滑條件有關(guān)的系數(shù)。 SJ－ 65 擠出機屬于平穩(wěn)載荷機械，查表 1749 可知， K1 =； 擺線針輪減速器采用油池潤滑查表得 K2 =； 則 141114 ????cP kW 可選用額定功率為 15kw 的減速器； 根據(jù)前面計算傳動比 i=11； 選則減速器型號為 ZWD 157A11 Z WD 15 7A 11 JB/ T298 219 94傳動比 i = 117 號 A 型輸入功率 15 kW一級傳動直聯(lián)型臥式擺線針輪減速器 擠出機螺桿軸承部分的結(jié)構(gòu)及其布置形勢 哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 16 一臺擠出機的性能優(yōu)劣，不但要看它在生產(chǎn)是能否得到高產(chǎn)量的效果，而且必須要看它的機械性能和使用壽命如何。而擠出機螺桿軸承部分的結(jié)構(gòu)，軸承的選擇合理與否都會影響的擠出機的強度與壽命。因為擠出機在工作時，止推軸承承受了全部的軸向力，因此，螺桿軸承部分的結(jié)構(gòu)形式，止推軸承的選擇及其布置形式是擠出機傳動系統(tǒng)的設(shè)計中一個重要的問題。 螺桿軸承布置形式的設(shè)計 主要是應(yīng)使受力合理，應(yīng)盡量使數(shù)值很大的軸向力的影響范圍減 小，最好是使該軸向力在為數(shù)不多的幾個零件的范圍內(nèi)組成力的封閉系統(tǒng)，以使減速箱不受少受到該軸向力的作用，其次，還要考慮到軸承的安裝，維修及潤滑等條件。 為了承受軸向力和徑向力，在螺桿尾部的傳動部分一般都設(shè)置有兩個徑向軸承和一個止推軸承。目前螺桿軸承的布置情況按止推軸承布置方式的不同，一般有如圖 25 所示的四種形式 （ 1） 止推軸承位于兩個徑向軸承的前面 這種布置形式屬于圖 25 中（ a）種形式。 從圖 2－ 5 中可以看出：物料給螺桿的軸向力一方面通過鍵套來傳給止推軸承，直推軸承再將力傳給軸承坐；另一方面，物料又作用在機頭上 一個推力，這個推力通過機筒，料斗座而作用在止推軸承座上，這就構(gòu)成一個封閉力系統(tǒng)，使減速箱不受軸向力的影響。由于止推軸承裝于箱體外，其按裝維修方便，只是一種較好的形式。 （ 2） 止推軸承位于兩徑向軸承后面 這種布置形式屬于上圖 25 中的 (c)種形式。 由于止推軸承裝于箱體之后，其維修、安裝方便，對軸向力的測量也方便，但因為軸向力作用整個箱體，故這種布置形式較少采用。 （ 3） 止推軸承位于兩徑向軸承之間 這種布置形式屬于上圖 25 中的（ b）（ d）兩種。 （ b）種形式是止推軸承位于前一徑向軸承的后面而（ d）種形式是保證止推軸承位 于后一徑向軸承的前面。這兩種布置從受軸向力而引起箱體的受力情況來看，又有所不同。（ b）種形式只會引起整個箱體的局部受力不受影響，而（ d）種形式則會引起整個箱體的受力，故（ d）種形式很少被采用。 從以上的幾種布置形式來看，各種優(yōu)缺點，止推軸承位于兩徑向軸承前面和后面的比止推軸承位于兩徑向軸承之間的，在維修安裝上好，但在軸承的潤滑上卻比不上后者。但因為擠出機在擠過程中會產(chǎn)生很大的軸向力，特別是在擠出機向高速高效，大型發(fā)展的情況下，減速箱箱體的受力哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 17 問題與其它問題如維修，安裝等。比較起來，前者乃是一個主要矛盾。 根 據(jù)擠出機的特點，經(jīng)綜合考慮后，選用圖中的（ b）種形式。 圖 25 軸承布置 軸承的冷卻和潤滑 軸承的冷卻和潤滑一般都是采用油液循環(huán)來進行的，在采用這種系統(tǒng)時，必須注意不能讓油液漏入機筒，以使物料污染。因此在設(shè)計時，機筒與軸承之間必須設(shè)置密封裝置，同時應(yīng)盡可能使軸承與料斗座間存在間隙。這樣不但可以防止物料被污染，同時也可避免物料進入軸承內(nèi)。 螺桿與傳動軸的裝配結(jié)構(gòu) 螺桿與傳動軸的連接結(jié)構(gòu)兩固定伸臂式和浮動伸臂式（又稱浮動連接）兩種。 （ 1） 固定伸臂式 螺桿與傳動軸為一整體裝配后成一整體 。這種形式具有與傳動軸容易裝配并可減少加工零件數(shù)目的特點，但因塑料擠出機的螺桿長徑比比較大，螺桿與機筒的加工變較為困難，特別是對大規(guī)模的擠出機，在采用這種聯(lián)哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 18 接形式時，對螺桿與機筒的裝配，特別是對中等都會帶來很大的困難。這種形式一般不采用。 （ 2） 浮動伸臂式 螺桿與傳動軸不為一整體，即在設(shè)計時將螺桿的尾部定位部分設(shè)計得較短（往往只有一 D 的長度），這樣加上螺桿與機筒之間存有的間隙，在未開機以前，螺標(biāo)明的頭部實際上是靠在機筒上，而在開機后，依靠螺桿周圍的塑料將螺桿“浮起”，以達到自動定心的目的。采用這種連接方式時，零件 的制造各安裝精度無須太高。 通過比較上述兩種裝配結(jié)構(gòu)形式，采用“浮動連接”較為合理。 止推軸承的選擇 選擇止推軸承的根據(jù)是擠出機的軸向力，一般都應(yīng)該選用承受重載荷的軸承，以考慮本擠塑機選用單列向心球軸承，其代號為 GB302648420[5] 此種軸承的有關(guān)尺寸數(shù)據(jù)如表 25 所示 表 25 8420 軸承基本參數(shù)數(shù)據(jù)表 推力軸承的動圈與配合推薦用 jsH ， KH ，其固定圈與軸承空配合較松，以實現(xiàn)軸承的自動 調(diào)心，間隙量為 。 尺寸（ mm） d 1d 2d D H 2H a r 1r 100 103 66 148 44 80 22 安裝尺寸 額定動負荷 kgf 額定靜負荷 kgf 極 限轉(zhuǎn) 速 質(zhì)量 1D 2D 3D gr 1gr 油潤滑 8000型 103 1150 80 1 14200 34600 1600 哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 19 螺桿的裝拆 考慮到更換螺桿和安裝，維修時的需要，在設(shè)計螺桿與傳動軸承等零部件的裝配結(jié)構(gòu)時，還必須注意到這些結(jié)構(gòu)要便于螺桿的裝拆，當(dāng)要卸下螺桿時，可先卸下螺桿前端的機頭，然后將冷卻水管卸下，接著在螺桿的尾部擰入一專用的長螺栓，將螺桿從機尾前端頂出。當(dāng)要裝入螺桿時，可按上述相反的順序進行。 哈爾濱理工大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 20 第 3 章 擠壓系統(tǒng)的設(shè)計 擠壓系統(tǒng)的設(shè)計主要包括螺桿和機筒的設(shè)計，螺桿和機筒的設(shè)計有包括變通螺桿、新型螺桿，機筒的設(shè)計和機筒的材料的選擇及其強度計算。 螺 桿形式的選擇 隨著塑料工業(yè)的飛速發(fā)展，人們在生產(chǎn)實踐的過程中對變通螺桿不斷進行改進和提高，以適應(yīng)其生產(chǎn)上的需要并從理論上進行研究和探索，同時對原有的理論模型進行修改、補充和提高，就是在這種情況下，產(chǎn)生了新型螺桿。在此，考慮到諸多方面的因素，采用了分離型螺桿這種結(jié)構(gòu)形式，它在不同程度上大大提高了螺桿的工作性能。 分離型螺桿的工作性能