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单螺杆挤出机构设计说明书


本科学生毕业设计

单螺杆挤出机构设计

系部名称:

机电工程学院

专业班级:机械设计制造及其自动化 08-3 班 学生姓名: 指导教师: 职 称:

讲 师

黑 龙 江 工 程 学 院 二○一二年六月

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近年来,随着塑料工业的飞速发展,塑料制品的应用领域不断扩展,塑料加工设 备已渗透到国民经济的各个行业,成为我国机械工业的重要组成部分,在国民经济中 起着越来越重要的作用。其中塑料成型机械是塑料工业中的一个重要组成部分,是完 成塑料制品生产成型的必要手段。 而挤出成型又是塑料成型加工的重要成型方法之一。 本文主要讲述其基本成型原理、结构组成、主要技术参数、主要零部件及有关的 调控系统和辅助装置、设备的安全操作和维护保养以及主要故障的排除等内容,并阐 述这些内容之间的相互关系及影响。并且在讲解单杆塑料挤出机的工作原理、基本结 构和有关专业知识的基础上,具体深入分析问题,理论与实际相结合,并从机理、结 构以及塑料成型工艺、设备的调控、安全及维护保养等方面综合分析问题,找出矛盾 的主要方面,选择最优的改进方案,来提高单杆塑料挤出机的综合水平,从而获得更 好的经济效益和社会效益。

关键词

单螺杆;挤出机;塑料成型机械; 挤出原理; 塑料成型工艺。

I

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Abstract
In recent years, with the rapid development in the plastic industry, plastic product has been continuously enlarged in application field。The plastic machine has been used in many fields that is detached to the national economy, has become the important part, and this role is getting gradually important. while plastic-molding machinery plays a vital role in plastic industry, and it is the necessary way to accomplish the plastic-molding, whereas the injection machine is one of the most crucial methods to make the plastic-molding. It is mainly involved in the basic molding principle, structure composition, chief tech parameter, general parts and relevant coordination system, assist equipment, and how to operate safely and maintain, as well as how to obviate the error, surly the connection and mutual impact among these item. Furthermore, on the basis of working principle, structure, and relevant subjects, this thesis gives a deeper analysis, both theoretically and practically, and a benign promotion to the traditional types. It does study on the problem of principals, structure, plastic-molding process in synthesis, separate the main contradiction and optimize the plan in order to benefit the highest profit and social interest.

Keywords

single-screw; extruding machine; plastics-shaping machine ;Extrusion

principle;Plastic injection molding process.

II

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摘 要 ??????????????????????????????????I Abstract?????????????????????????????????II 第 1 章 绪论???????????????????????????????1
1.1 单螺杆挤出机???????????????????????????1 1.1.1 基本操作 ??????????????????????????1 1.1.2 排气挤出机 ?????????????????????????2 1.1.3 橡胶挤出 ??????????????????????????2 1.2 多螺杆挤出机???????????????????????????3 1.2.1 双螺杆挤出机 ????????????????????????3 1.2.2 多螺杆挤出机 ????????????????????????3 1.3 新型挤出机 ???????????????????????????4 1.3.1 手提式挤出机 ????????????????????????4 1.3.2 磨盘式挤出机 ????????????????????????5 1.3.3 往复螺杆挤出机 ???????????????????????5 1.4 本文的主要内容 ?????????????????????????6 ????????????????????7

第 2 章 挤出机总体方案的确定

2.1 挤出机总体方案布局的基本要求 ??????????????????7 2.2 螺杆类型的确定 ?????????????????????????7 2.2.1 螺杆的工作性能指标评定 ??????????????????7 2.2.2 螺杆的选用原则 ??????????????????????8 2.2.3 螺杆的分类 ????????????????????????8 2.2.4 螺杆方案的确 ???????????????????????8 2.3 机筒类型的确定?????????????????????????8 2.4 本章小结????????????????????????????9

第 3 章挤出机的整体设计 ???????????????????????10
3.1 聚苯乙烯的基本特征 ??????????????????????10 3.2 螺杆设计 ???????????????????????????10 3.2.1 螺杆深度和压缩比的确定 ?????????????????10 3.2.2 螺距和螺纹升角的确定 ??????????????????15 3.2.3 螺纹头数 ????????????????????????16 3.2.4 三段式螺杆长度的确定 ??????????????????16 3.2.5 螺纹断面设计 ??????????????????????20

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3.2.6 螺杆设计的校核 ?????????????????????22 3.3 螺杆与机筒的间隙 ???????????????????????26 3.4 加料装置 ???????????????????????????26 3.5 加热冷却装置 ?????????????????????????26 3.6 本章小结???????????????????????????27

第 4 章 传动机构设计 ????????????????????????28
4.1 计算传动装置的运动和动力参数 ?????????????????28 4.1.1 减速器传动比的分配 ???????????????????28 4.1.2 减速器各轴动力参数的计算 ????????????????28 4.2 齿轮的设计计算 ????????????????????????28 4.2.1 高速级齿轮的计算 ????????????????????28 4.2.2 低速级齿轮的计算 ????????????????????31 4.3 轴的设计计算 ?????????????????????????34 4.3.1 输入轴轴Ⅰ的设计 ????????????????????34 4.3.2 中间轴轴Ⅱ的设计和计 ??????????????????35 4.3.3 输出轴轴Ⅲ的设计 ????????????????????36 4.4 键的选择与校核 ????????????????????????38 4.5 滚动轴承的选择和计算 ?????????????????????40 4.6 润滑与密封 ??????????????????????????40 4.7 减速器的设计资料 ???????????????????????41 4.8 本章小结 ???????????????????????????41

结论 ?????????????????????????????????42 参考文献 ???????????????????????????????43 致谢 ?????????????????????????????????44

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第1章 绪 论
1.1 单螺杆挤出机
螺杆挤出机分为单螺杆挤出机和多螺杆挤出。单螺杆挤出机是聚合物工业中最 重要的一类挤出机。其主要优点为成本较低、设计简单、坚固而可靠、以及满意的 性能成本比。常规塑化挤出机的螺杆具有 3 个不同的几何段,见图 1.1:

图 1.1 常规挤出机螺杆几何形状

这种几何形状也称之为“单级” 。 “单级”是指这种螺杆尽管有 3 个不同的几何 段,但事实上仅有一压缩段,第一段(最靠近进料口)的螺槽—般较深。此段中的物 料大都处于固体状态。此段称之为螺杆的进料段。最末段(最靠近模头)的螺槽通常 较浅。此段中的物料大都为熔融状态。此蝉杆段称之为计量段或挤出段。第二段连 接进料段和计量段。此段称之为过渡段或压缩段。多数情况下,螺槽深度(或螺棱 高度)从进料段向计量段以线性方式减小,因而使物料在螺槽中经受压缩.以后将 证明这种压缩作用在多数悄况下对挤出机的正确运行是必不可少的。 1.1.1 基本操作 单螺杆挤出机的操作相当简单。物料从加料斗进入。通常物料靠重力由加料斗 流入挤出机机筒。有些物料在干燥状态不易流动,必须采用特殊措施防止物料在进 料斗中挂料。物料一旦落入挤出机机简,即处于挤出机螺杆和机筒之间的环状空间 内, 并进而为螺棱的主动螺腹和被动蝶腹螺槽所包围。机简静止而蝉杆旋转。因此, 摩擦力都作用于物料以及机筒和螺杆表面。至少物枓处于固体状态(低于熔点),这 些摩擦力负责向前输送物料。 物料向前运动时,即因摩擦产生的热和机筒加热器传导的热而被加热。当物料 温度超过其熔点,则在机筒内表面形成熔膜,塑化段即由此开始。必须指出,塑化 段起点通常不是压缩段起始点。各功能段的分界线取决于聚合物性能、挤出机几何
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形状以及操作条件。因而,分界线可因操作条件改变而改变。然而,螺杆的几何段 由设计确定,不因操作条件的变化而变化。当物料向前运动时,在各个位置的固态 物料量将因熔融而减少。当全部固态聚合物消失时则达到塑化段末端,而熔体输送 段开始。在固体输送段中,将熔体均匀的输送给模头。 当聚合物流进模头时,即呈现模头流道的形状,因而,当高聚物离开模头时, 其形状或多或少的符合模头流道最后部分的断面形状。由于模头产生流动阻力,所 以需要压力迫使物料通过模头。这种压力通常称之为模头压力。模头压力因模头形 状(特别是流道)、高聚物熔体温度、通过模头的流率、以及高聚物熔体的流变特性 所决定。模头压力由模头产生而不由挤出机产生。挤出机只是产生足够的压力,以 迫使物料通过模头。如聚台物、挤出量、模头、模头温度均相同,则无论挤出机是 齿轮泵单螺杆挤出机,还是双螺挤出机等都不会造成差异,机头力相同。 1.1.2 排气挤出机 排气挤出机在设计和功能上与非排气挤出机有很大区别。排气挤出机在其机筒 上有一个或多个开口(排气口),挥发物可由此逸出。因而.排气挤出机能连续从聚 合物中连续排除挥发物。这种排气增加了一种非排气挤出机所没有的功能。除排出 挥发物外,还可利用排气口向聚合物添加某些组分,渚如添加剂、填充剂、反应组 分等等。这显然增加了排气挤出机的多功能性,并且还有额外的好处,即只要堵塞 排气口并在可能情况下变换螺杆几何形状,排气挤出机即可作为常规非排气挤出 机。 螺杆的设计对排气挤出机的正确运,非常关键。困扰排气挤出机的主要问题之 一是排气口溢料。在这种情况下,不仅挥发物通过排气口释放,而且也流出一定量 的聚合物。因而,挤出机螺杆必须设计成使排气口(排气段)下面的聚台物中不呈正 压,这就导致开发二级挤出螺杆,尤其是为排气挤出机所设计的二级挤出螺杆。二 级挤出螺杆有被释压/排气段所分隔的两个压缩段。这由各类似于沿一根轴串联相 接的两根单级挤出螺杆。 1.1.3 橡胶挤出机 用于弹性体加工的挤出机的历史比任何其它类型的挤出机都长。用于橡胶挤 出的工业机器早在 19 世纪下半叶即已间世。一些早期的挤出机制造商有美国 John Royle 和英国 Frsncis Shaw。德国主要橡胶挤出机制造商之一是 Paul TrosteL 事 实上, Paul TrosteL 仍为主要的挤出机制造商。尽管橡胶挤出机问世已超过一个世 纪,但有关橡胶挤出文献的缺乏今人吃惊;某些橡胶手册讨论了橡胶挤出,但在多 数情况下,资料非常贫乏而且实用性有限。最早的橡胶挤出机是为热喂料挤出制造
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的。这些挤出机用来辊炼机或其它混炼装置的热料喂料。1950 年左右,开发了冷喂 料挤出。冷喂料挤出被认为有以下优点: ——设备投资小: ——料愠控制较好; ——劳功成本降低: ——能处理更广泛品种的配混胶料。

1.2 多螺杆挤出机
1.2.1 双螺杆挤出机 双螺杆挤出机又包括平行双螺杆挤出机和锥形双螺杆挤出机。平行双螺杆挤出 机有同向和异向之分。近几年,随着国内电子电器、通讯、汽车等领域的飞速发展, 材料改性与配混技术市场需求大增。同向双螺杆配混挤出机作为市场最大的受惠 者,一度几乎成为双螺杆的代名词。从最初的高技术含量设备发展至今,已成为大 众化的设备之一。尽管各个厂家仍然存在技术含量与实力的差别,不能否认的是双 螺杆挤出机在中国的发展已相当成熟,尤其是在中小型机市场。相较而言,异向平 行双螺杆挤出机国内开发较少,而成型所用设备更多的为锥形双螺杆挤出机。锥形 双螺杆挤出机广泛应用于异型材成型,在建筑门窗加工领域应用获得成功。由于双 螺杆挤出机的产量高,混合性能优于常规单螺杆挤出机,普遍采用积木式结构易于 根据不同材料进行调整,因此成为挤出加工市场的主导力量。 双螺杆挤出机是一种具有两根阿基米德螺杆的机器,很明显,这是非常一般的 定义。然而,一旦定义更明确,就将其限于双螺杆挤出机的特定分类之中。由于设 计、操作原理以及应用领域方面的巨大差异,双螺杆挤出机种类繁多。所以,难于 对双螺杆挤出机作出全面的评述。各种双螺杆挤出机之间的差异颇大于单螺杆挤出 机之间的差异。这是可想而知的,因为双螺杆结构大量增加了设计变量的数目,诸 如旋转方向、啮合程度等等。双螺杆挤出机的分类主要基于双螺杆挤出机的几何构 型。有些双螺杆挤出机的功能与单螺杆挤出机非常相同。其它双螺杆挤出机操作完 全不同于单螺杆挤出机。并且用于非常不同的应用领域。 1.2.2 多螺杆挤出机 这种类型的挤出机配备两根以上的螺杆。 较熟知的一例是行星辊式挤出机。 这 种挤出机看起来类似单螺杆挤出机,实际上,进料段与标准单螺杆挤出机的相同。 然而,挤出机的混合段则大小不相同。在挤出机的行星辊段中,六个或更多的均匀 分布的行星螺杆环绕主螺杆的周围旋转。在行星螺杆段中,主螺杆又称太阳螺杆. 行星螺杆与太阳螺杆和机筒啮合。因此,行星机筒段上必须行星螺杆上的螺棱相对
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应螺槽。行星机筒段通常是用法兰与进料料筒段相连接的分离料筒段。 在挤出机的开始部分,于行星螺杆之前,物料像在普通单螺杆挤出机中一样向 前运动。当物料达到行星段时,要在此处充分塑化,物料处于由行星螺杆、太阳螺 杆和机筒之间的辊压作用产生的强烈混合中。相对于机筒长度而言,机筒、太阳螺 杆和行星螺杆的螺旋形 设计表面积大。导致有效的排气、热交换和温度控制。因而能加工热敏性配混 料而降解最少。正因为如此,行星式齿轮挤出机常常用于硬质和增塑 PVC 配料的挤 出或配混。行星辊段也用作普通挤出机的附加装置以改善混合性能。另一种多螺杆 挤出机是四螺杆挤出机,如图 1.2。 这种挤出机主要用于排除溶剂,从 40%溶剂至低达 0.3%。急骤排气发生在附加 于机筒上的圆拱形排气室,然后,由急骤排气产生的多泡物料被四根螺杆输出。多 数情况下,装备有后续排气段以便进一步降低溶剂含量。

图 1.2 四螺杆挤出机

1.3 新型挤出机
随着近年来市场发展的需要,国内外不同厂家纷纷推出各种特殊结构的单螺杆 挤出机, 以适应特殊的市场需要。 以下特别介绍几种特殊挤出机在国内的研发进展。 1.3.1 手提式挤出机
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北京化工大学成功开发一种超高速微型手提式单螺杆挤出机。该机器螺杆直径 仅 12mm,机器总重量不到 2.5kg;螺杆工作转速 800~1200rpm,可实现连续或间歇 工作。此外由于所加工物料具有高壁面滑移性以及极易架桥的特点,配有专门设计 的强制加料装置;由于挤出机为手提式操作,设计了特殊的多路排气装置,以充分 保证气体的排出。此外,该机器还具有深槽大螺距、两种驱动方式可选(电动、气 动) 、整机易于清理、保养、维修等特点。该机器最初为加工一种特殊的低密度低 粘度物料设计,并可用于各种低粘度物料的挤出加工,如热熔胶、低分子量树脂、 各种石蜡、燃料、颜料、化妆品等的加工成型。 超微型挤出机的研究开发,存在许多一般设备设计加工过程中难以想像的困 难,据介绍,该设备开发的关键在于微型挤出机的加料、排气、实现低温挤出输送 等问题的解决。 1.3.2 磨盘挤出机 国内多个厂家已完成磨盘挤出机的开发,实现磨盘挤出机的商业化生产。高填 充物料使用普通单螺杆或双螺杆挤出机加工存在较大的难度。双螺杆挤出机用于玻 纤增强配混时,若玻纤含量超过 45%,加工就会变得相当困难。在加工磁性材料时, 通常磁粉的添加量高达 60%~70%,有时甚至达到 90%以上。用普通挤出机进行磁性 材料的加工与造粒几乎是不可能的。国内一些厂家和科研院所,根据国内磁性材料 以及其他高填充物料的需要,悉心研发出独立设计的磨盘挤出机。典型例子如北京 凤记和北京化工大学。磨盘挤出机可以通过调整磨盘组合以适应不同高填充材料, 如玻纤增强、磁性塑料、导电材料、新型陶瓷等物料的挤出加工。为了适应高填充 物料的挤出加工需要,北京化工大学也在进行磨盘挤出机直接挤出成型的试验研 究,并应用于多种复合材料的挤出成型加工试验获得成功。 1.3.3 往复螺杆挤出机 往复螺杆挤出机在前几年的国内市场红火一时,也成为不同厂家显示技术实力 的一个标志型产品。尤其是各双螺杆挤出机厂家纷纷推出往复螺杆挤出机。由于双 螺杆市场异常火爆,往复螺杆挤出机市场相对平淡,各挤出厂家还是以双螺杆挤出 机为主推产品。近日,宝应金鑫特种塑料机械厂与北京化工大学合作研发出多种规 格的往复移动单螺杆挤出机,初步实现了往复移动挤出机的系列化。据悉,宝应金 鑫此次推出的系列化产品共包括四种规格,45、78、110 和 140,其中 45 和 78 两 种规格已经研发成功,即将推出 110 和 140 两种机型。 往复移动式单螺杆挤出机最大的特点是实现不同物料的高填充加工。用于玻纤 增强物料加工时,玻纤的添加量可以达到 50%以上,特别适于高填充物料的加工,
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具有非常广阔的市场前景。 由于其独特的往复式结构, 不能很好的满足建压的要求, 因而一般不适合用于制品的直接挤出成型。通常用于成型加工时,还需要配备专用 的成型挤出机。 以上介绍的几种单螺杆挤出机,可以说是当前中国市场具有一定代表性的产 品。不过,尽管中国挤出机市场发展迅猛,也有不少新的机型推出,我们不能忽视 中国挤出机技术与国外发达国家相比还有较大差距。比如在超大型和微型设备领域 就还落後于国际先进水平。国内企业唯有加紧努力,才能在激烈的市场竞争中赢得 机会,真正从塑机大国发展为塑机强国。 近年来,双螺杆挤出机市场异常火爆,相对而言,单螺杆一直处于悄寂状态。 但是,单螺杆挤出机作为一种基本的塑胶加工设备,结构简单,成本较低,而且具 有更大的设计灵活性。各种不同的特种单螺杆挤出机重受关注。 单螺杆挤出机因其结构简单,价廉物美,生产效率高的特点,一直是塑胶管材、 板材、片材、异型材等成型加工最重要的设备。随着技术的不断进步以及人们对螺 杆认识的提高,多种不同的挤出机结构形式陆续面世。特种单螺杆挤出加工技术又 有替代多螺杆技术的趋势。

1.4 本文的主要内容
随着挤出机应用领域的不断拓展和技术上的不断进步,挤出机市场仍然保持一 定的上升势头,但国产挤出机价格大幅下跌已成现实。部分厂家粗制滥造和恶性价 格战已经影响到国内塑机的整体形象和市场竞争力,也阻碍了塑料加工业的发展。 专家认为,挤出机主机和生产线今後的市场将向高技术含量、价格更趋走低的 方向发展。从成型设备来看,国产主机基本上以锥形双螺杆挤出机和单螺杆挤出机 为主,技术较成熟,市场销量最大,但这类产品的通用规格已供大于求,只能维持 在市场顶峰期的 50%~60%左右。国内主机市场今後的重点应在于发展平行异向双螺 杆挤出机,以适应大挤出量的成型需要。平行同向双螺杆挤出机要向第六代、第七 代高速、大长径比方向发展。单螺杆挤出机则是向着超大型、超微型、大长径比、 高产出、良好的排气性等方向发展,而适应特殊加工需要的螺杆机筒结构,则成为 大家争相研发的重点。实际上,单螺杆挤出机是一种低能耗、低成本的机型,只要 技术得当,结构设计合理,同样可以达到双螺杆挤出机的效能。据介绍,美国现在 使用的塑料挤出机就以单螺杆为主。高技术含量的单螺杆挤出机正在某些领域逐步 取代双螺杆挤出机。

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第 2 章 挤出机总体方案的确定
2.1 挤出机总体布局的基本要求
(1) 挤出机布局首先必须满足用户提出的各种要求。如挤出机的加工范围、 工作精度、生产率、和经济性等等。 (2) 在经济、合理的条件下,尽量采用较短的传动链,以简化机构,提高传 动精度和传动效率。 (3) 确保挤出机具有与所要求的加工精度相适应的刚度、抗震性、热变形及 噪声水平。 (4) 挤出机必须满足参数标准和系列型谱中关于挤出机布局方面的规定。同 时,还应最大限度地考虑挤出机的系列化和部件的通用话程度。 (5) 对于生产率和自动化程度较高的挤出机,应力求便于自动上下料及纳入 自动线。 (6) 应便于观察加工过程;便于操作、调整和维修机床,便于输送、装卸; 注意挤出机的防护,确保安全生产。

2.2 螺杆类型的确定
螺杆是挤压系统中的主要零件。它的各部分几何形状的变化,直接影响螺杆的 工作性能效果。对塑料制品得产量和质量,都有非常重大的影响。 2.2.1 螺杆的工作性能指标评定 (1)塑化质量 按专业标准规定制造的挤出机,挤塑生产得塑料制品也应是

符合质量标准。螺杆是挤塑生产影响产品质量的关键零件,物料得混合质量、塑化 的是否均匀、物料得径向温差是否较小、压力要均衡、能量消耗要比较低、生产率 的提高,这些都受螺杆工作质量得影响。 (2) 比流量 这个比值大, 说明这根螺杆的塑化能力强, 比流量得单位为 (kg/h) /(r/min) (3)比功率 (4)通用性 下工作。 (5)经济性 制造机械加工比较容易,工作寿命比较长。
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这个值小,说明生产同样质量的塑料制品,能量消耗少,比功

率得单位为 kw/(kg/h) 指螺杆能否适应挤塑不同的塑料,能在不同塑料制品机头阻力

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2.2.2 螺杆的选用原则 (1)按塑料的制品种类选择 塑料的种类很多,有结晶型和非结晶型,它们 在被挤塑生产制品时, 对温度条件要求及本身得粘度、 稳定性和流动性能都有差别。 所以,生产不同种类塑料制品时,应该选择不同类型螺杆。 (2)机头模具的阻力对螺杆结构尺寸的影响 螺杆螺纹的均化段得的螺槽深 浅与机头阻力大小要匹配选取,机头阻力大,这段螺纹槽要浅些;反之,当阻力小 时,螺槽就应深些。对于排气式挤出机,要求第二阶段的均化段螺槽深度要比第一 阶螺杆的均化段螺纹槽要深些,否则排气口处易溢料 (3)按挤出机的用途选择 不同用途的挤出机,根据工作性质和挤塑塑料品

种来选配螺杆。如果只用于一种塑料制品得选择,可按该塑料产品得要求,订购专 用螺杆挤出机。如果挤出机要挤塑不同材料的多种制品,就应选择螺杆具有较大得 通用性。 2.2.3 螺杆的分类 按照螺杆得结构和螺杆螺纹部分的几何形状,可分为普通螺杆、新型螺杆和排 气螺杆。 (1)普通型螺杆 普通螺杆挤出机是现在广泛使用的挤出机,能挤塑粉料和

粒料。这种螺杆螺纹部分可分为加料段、塑化段和均化段。普通螺杆与新型螺杆比 较有许多不足之处,有逐渐被新型螺杆取代得趋势。 (2)新型螺杆 (3) 排气螺杆 与普通螺杆比较,就是在螺杆的不同部位上设计了非螺纹元 在挤塑物料得过程中,为能够排除物料中的空气、挥发物气 件,以改进塑料得混合、熔融塑化质量和缩短挤塑生产时间。 体和水蒸气,而专门设计的螺杆。 2.2.4 螺杆方案的确定 介于本设计的加工的是溶体材料为聚苯乙烯(PS) 。PS 为乙烯的聚合物,在生 产中无特殊的要求,因此选用普通螺杆,材料为 45 号钢。

2.3 机筒类型的确定
机筒与螺杆配合工作,组成挤出机的挤压系统。在挤塑物料的工作中,它的作 用和螺杆工作同样重要。机筒和螺杆是挤塑系统的主要组成零件,也是挤出机的关 键零件。对于机筒结构形式的选择和制造精度等级,都会直接影响塑料制品的产量 和质量。 机筒的结构形式设计选择,应该是在保证其工作强度的基础上,注意考虑它有
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利于被挤塑物料的塑化,结构形式方便机械加工;同时能得到较高的精度;再一点 是要尽量节省一些较贵重的合金钢。这几点对挤出机的制造工艺及费用,都有较重 大影响。 (1)整体式机筒 整体式机筒应用比较多,比较起来整体式机筒的机械加工精 度比较容易保证,工作时各部加热均匀,对机筒的加热和冷却系统也较好安排和布 置。一般小直径挤出机的机筒,包括有沟槽的加料段部分。大直径挤出机的机筒不 包括加料段。 (2)分段式机筒 长径比值比较大得挤出机和排气式挤出机,由于机筒过长, 为便于机械加工和节省合金钢材,通常采用分段式机筒。但是这种机筒在机加工时 也有难度。即二段机筒的内圆直径尺寸的一致性和同心度精度的保证,很难达到要 求。由于中间要用法兰盘连接,则对机筒加热得均匀性,连接部分要受影响。对加 热和冷却系统的安排布置也带来一定的困难。 (3)衬套式机筒 衬套式机筒主要用在大直径的挤出机上,目的是为了节省较 贵重的合金钢材。机筒体用铸钢或普通碳素钢制造,而机筒的内衬套用渗碳合金刚 制造。当衬套磨损时,只需更换衬套即可。但由于薄而长的衬套的机械加工和热处 理很困难,所以,也很少应用。 (4)双金属层机筒 在铸钢或碳素钢机筒体的内壁,用离心浇铸法铸一层耐磨合 金,然后机械加工内孔至所需要的尺寸。这种机筒既节省了很多合金钢又能保证它 的耐磨性和抗腐蚀性。

2.4 本章小结
介于机筒和螺杆得配合工作,组成了挤出机的挤压系统,共同完成对物料的挤 压塑化,生产出塑料制品。在完成挤塑工作时,机筒和螺杆一样,要承受巨大的压 力、扭矩和摩擦压力及物料得腐蚀。因此我们选择渗碳合金钢 38 Cr M o Al A 外径为 230mm。结合本设计得要求和螺杆的形式,机筒选择整体式。

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第 3 章 挤出机构设计
不同的生产线对挤出机的具体要求不一样,这就需要根据不同塑料的性能设计 出合理的挤出机。本次设计的挤出机是用于聚苯乙烯(PS)生产线的挤出机,这就要 求对聚苯乙烯(PS)的性能有一定的掌握和了解。

3.1 聚苯乙烯的基本特性
聚苯乙烯是最结构简单的高分子有机化合物 ,低密度聚苯乙烯较软 ,多用高压 聚合;高密度聚苯乙烯具有刚性、硬度和机械强度大的特性,多用低压聚合。聚苯乙 烯为蜡状 ,有蜡一样的光滑感,不染色时 ,低密度聚苯乙烯透明 ,而高密度聚苯乙烯 不透明,聚苯乙烯是结晶高分子,熔点达到 270℃。

3.2 螺杆设计
螺杆是挤出机最重要的部件,其性能好坏直接影响塑化质量和产量。整个理论 几乎都是围绕着螺杆上发生的挤出过程展开的。因此,螺杆设计是挤出理论最重要 的应用领域之一。 螺杆直径的确定:150mm,螺杆长径比 20。螺杆的长径比 L/D 指螺杆的有效长 度 L 和螺杆的直径 D 之比,长径比是代表挤出机性能的一个主要的技术参数。 欧洲塑料橡胶机械制造厂委员会建议长径比 12、15、(18)、20、(24) 、25、28、 30、35,括号中的数值尽量不用或少用。对于某些排气螺杆,长径比达到 40 左右 或更长。本设计中螺杆的有效长度为: L=20D=20×150=3000mm 普通螺杆全长分为三段,即加料段 L1 、压缩段 L2 和计量段 L3,计量段有时也 叫均化段。在熔融理论中,熔融起点和熔融重点以及熔融段长度 Lm 在螺杆上并非 固定不变,他们随着挤出工艺条件和塑料性能的变化而变化。而压缩段指的是螺槽 深度有加料段深 H1 变至计量段槽深 H3 的那段长度,它是螺杆设计者人为设计的长 度,一旦螺杆设计出来这个长度也就确定了。 3.2.1 螺槽深度和压缩比的确定 螺槽深度是很重要的参数,我们可以从制品的质量与产量两方面来分析。 (1)计量段槽深的确定: 我们知道,计量段中熔料的剪切速率γ 可按下式计算:

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? ??

D H3

(3.1)

显然,计量段螺槽深度 H 3 愈小,在相同的螺杆转速下剪切速率便愈大,因而 分子间的内摩擦力也愈大。从式(3.1)可以看出,熔料因内摩擦而产生的热量正 比于剪切应力和剪切速率。由于剪切应力而产生的热量和螺槽深度 H 3 的平方成反 比。
Q 0 ∝ ?? ? ? a? 2 ? ? a Q0

(?D) 2 H 32

(3.2)

式中

——熔料因剪切产生的热量;

τ ——剪切应力; γ ——剪切速率;

? a ——熔料的表现粘度。
由此可见,螺槽深度较浅时,物料层内部会产生较多的热量。此外,螺杆上物 料层较薄,由外界加热器传进来的热量也容易将塑料热透。这方面因素都证明了计 量段槽深较小时,对促进塑料的塑化质量是很有好处的。 从混合效果上来讲,计量段槽深较小时,混炼程度较高,制品比较均匀。在本 章后面我们将进一步指出:当计量段槽深较浅时,压力波动和温度波动都比较小, 这时对制品的综合质量都是有利的。 但是,我们知道,只有那些承受高剪切速率的的塑料,如聚乙烯,才能选用较 小的槽深,这类塑料的成型温度范围很宽(如聚乙烯成型温度范围为 150~220℃, 其范围达 70℃) ,热稳定性很好。因剪切或其他原因造成的局部过热不易造成无法 弥补的后果。 相反对那些步能承受高剪切速率的塑料, 如硬聚氯乙烯等热敏性塑料, 他们的粘度较高,如果螺槽深度较浅,势必造成过多的因高剪切产生的热量。再加 上这类塑料的成型温度范围比较窄,粘流温度 T f 和分解温度 T d 比较接近(如硬聚 氯乙烯加工温度范围为 150℃~190℃,其范围仅 40℃) ,热稳定性较差,强烈的内 摩擦将使它们过热分解甚至烧焦。 因此, 加工这类塑料的螺杆计量段螺槽深度 H 3 不 能选择过小。 表中的数值并不是不可以突破的,尤其是承受高剪切的时间很短时,例如在某 些新型螺杆的屏障棱上,我在后面还要进一步分析这个问题。

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黑龙江工程学院本科生毕业设计 表 3.1 各塑料的最大速率




LDPE(相对分子质量较高) LDPE(相对分子质量较低) HPVC SPVC PS

最大剪切速率γ /S ?1
56 104 26 60 92~108

本设计加工物料为聚苯乙烯(PS) ,根据表格取γ =93 S ?1 由 公式 ? ? ?

D H3

(3.3)



H3 ?

?D 3.1415?150 ? ? 5mm ? 93

以上从挤出质量的观点分析了计量段螺槽深度 H 3 的影响,这种观点是确定计 量段螺槽深度的主要方法,用这种方法确定的计量段螺槽深度基本上满足了对计量 段螺槽深度的要求。 此外我们还可以从产量的角度来分析计量段螺槽深度 H 3 的影响。从熔体输送 理论的生产率公式可以看出: 正流 Qd 正比于螺槽深度 H 3 , 而压力流 Q p 却正比于 H 3 的立方。由此可以分析:当机头压力较低时,增加计量段螺槽深度可以增加产量; 而当机头压力增大到超过临界压力, 加深 H 3 并不能使生产率增加, 甚至还会产生相 反的作用,也可以从融体输送理论来估算螺槽深度 H 3 的最佳值,
dp dz ?6 η( 2Q0 v1 ? ) 2 3 H 3 WH 3

(3.4)

将上式对 H 3 求导并令导数等于零,经一系列推导,可求得 H 3 的最佳值:
H3 ? ( 6 K Q L3 )
1 2

?D S i φ n
2

(3.5)

在式中 K Q —形状系数 未知口模系数情况下 H 3 的值没办法确定。有上面的分析可知,H 3 的决定受到
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多方面的因素影响,很难用一个简单的理论公式来进行计算。设计时,还可以根据 经验公式(3.5)来决定螺槽深度 H 3 。

H 3 =kD

(3.6)

据统计螺槽深系数 k 值,发现大致规律如图 3.2 所示。由图可见,计量段螺槽 深系数 k 大都在 0.02~0.07 范围内。螺杆直径较大者,k 值应选择较小,螺杆直径 较小者,k 值应选择较大;热稳定性较好的塑料 k 较小,热稳定性较差的塑料 k 值 较大;当螺杆长径比较大时,k 值可以选择较大。这是由于长径比较大的螺杆的计 量段 L3 可以设计的较长,此时由于螺槽深度 H 3 加大造成压力流 Q p 的增加和混炼 段 M 的下降可以通过计量段的增加来弥补。从图 3.1 还可以看出:根据塑料热稳定 性的不同,系数 k 分为三个区域。上层适用与 PVC 等热稳定性较差的塑料,此时 k 值较大。下层适用热稳定性较好的塑料,此时 k 值较小。

图 3.1 螺槽系数 K 的确定

根据经验公式可以来校核, 当 H 3 =5mm 时 k 的取值为 0.033 在 k=0.02~0.07 范 围内。 (2)加料段槽深和压缩比的确定 加料段的主要目的是建立必要的压力和保证稳定的固体输送。但自今为止加料
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段的槽深 H 1 的影响还不是很清楚。按 Darnell-Mol 理论的固体输送生产率公式加料 段 H 1 增加后固体输送生产率会提高。由于加料段中的塑料并不像 D 塞流理论所假 设的那样整块的移动,而是在断面上有一速度分布。加料段螺槽较深时,压力难以 传至螺槽底部,靠近螺槽底部的塑料运动速度较慢,这就降低了固体输送生产率。 因此存在一个最佳加料段槽深。颗粒内摩擦因数较高的塑料,要比颗粒内摩擦因数 较低的塑料更接近于整块移动。 实际上,加料段槽深是根据螺杆压缩比和计量段槽深来确定的。所谓压缩比是 指螺槽加料段第一个螺槽容积和计量段最后一个螺槽容积之比,即几何压缩比,而 不是螺槽深度之比。这个数值不同于物理压缩比。后者指的是塑料在加料时的松密 度和受热熔融后的密度之比。如,聚乙烯在松散时密度为 0.55~0.64g/cm ,而熔融 后的密度为 0.76 g/cm .因此,其物理压缩比为 1.38~1.18。 显然几何压缩比应大于物理压缩比。这是因为除了应考虑密度的变化之外,还 应考虑在压力下熔融料的压缩性、塑料在加料段的装填程度、挤压过程中塑料的回 流等因素,尤其还应考虑制品性能所要求的压缩密实的必要性。应此对加工同一种 塑料的的螺杆, 不同设计者对其几何压缩比有不同的选择, 而加工不同塑料的螺杆, 其压缩比变化应更大(大多数在 2~5 之间,个别情况大至 8,小至 1) 。根据螺杆 国内外的资料统计如下:
表 3.2 常用螺杆的几何压缩比 塑料 HPVC(粒料) HPVC(粉料) SPVC(粒料) SPVC(粉料) PE PP PS CA PMMA PET 4) 4) ε 2.5(2~3) 3~4(2~5) 3.2 ~ 3.5 ( 3 ~ 3~5 3~4 3.7 ~ 4 ( 2.5 ~ 2~2.5(2~4) 1.7~2 3 塑料 ABS POM PPO PC PSF PSF PA6 PA66 PA1010 ε 1.8(1.6~2.5) 4(2.8~4) 2(2~3.5) 2.5~3 2.8~3 3.7~4 3.3~3.6 3.5 3.7
3 3

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几何压缩比一般用下式计算:

??

(D ? H1 )H1 (D ? H 3 )H 3

(3.7)

式中,H 1 和 H 3 分别为螺杆加料段第一个螺槽深和计量段最后一个螺槽深。运用此 公式的条件是外径 D、螺距 S、螺纹法向棱宽 e 和螺纹升角φ 在螺杆全长上都保持 不变,螺纹头数为 1. 当压缩比ε 和计量段槽深 H 3 决定后,加料段槽深 H 1 便可从下式算出:

H 1 =0.5[D- D 2 ? 4?H 3 (D ? H 3 ) ]

(3.8)

为了计算方便,可以用简化的公式 3-7 来计算压缩比 ? 。乘以系数 0.93 后,该 式误差仅 0.1 左右。

? ? 0.93 H 1 H 3
根据上表 3.2 取压缩比为 2.4, 得 :

(3.9)

H1 ?

H 3? ? 5 ? 24 ? 0.93 ? 13mm 0.93

3.2.2 螺距和螺纹升角的确定 对单头螺纹,螺距 S、螺纹升角φ 和螺纹直径 D 之间有下述关系: S= ? Dtanφ (3.10)

显然在螺杆直径已知以后,螺距和螺纹升角只要决定一个,另一个也就 确定 了。 从固体输送生产率公式和熔体输送理论生产率公式都可以看出:生产率和螺纹 升角又直接的关系。根据固体输送理论的计算,对大多数塑料,当摩擦因数 f b =f s 0.25~0.5,螺纹升角等于 17 ~20 时,固体输送生产率可以达到最大值。实验 也证明,对圆柱性塑料,最佳螺纹升角大约在 17 左右。而从熔体输送理论的角度 上讲,将有关流率公式经数学推到简化,并对φ 角求导,并令导数等于零,可求的 最佳螺纹升角为 30 。这也是为什么当前的螺纹升角都在 17 ~30 范围之内的原
15
0 0 0 0 0 0

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因。而目前为了设计加工的方便,设计时大多取螺杆直径等于螺距,这时螺纹升角 就等于 25 。 3.2.3 螺纹头数 目前挤出机的螺杆大都是单头螺纹。虽然出现过双头螺纹的螺杆加料段,但考 虑两个原因,多头螺纹仍然用的很少。原因之一是多头螺纹减少了螺槽横断面积,
W 同时加大了 H 的值。按固体输送理论,这会减少固体输送流率。原因之二是在多头
0

螺纹计量段的几个螺槽中,熔体填充情况有可能不同,从而容易导致个螺槽间挤出 量不等而发生波动,挤出压力也会发上波动,这些都直接影响到挤出制品的质量。 此外多头螺纹的加工也相对比较麻烦。 3.2.4 三段式螺杆长度的确定 热塑性材料分为无定型和结晶型两大类。无定型材料没有明显的熔点,再塑料 温度上升时,它逐渐软化。经过一段时间后,即在螺杆上经过一段长度后,塑料才 能全部熔融。在此过程中,塑料体积也逐渐变小。为了适应这个渐变过程,加工这 类塑料的螺杆应该较早地开始压缩,它的螺纹深度也应逐渐发生变化,因此其压缩 段 L2 也设计的比较长。 相反,结晶型塑料由固态刀熔融态的转化温度范围很窄,当塑料温度没有达到 熔点 Tm 时,它的体积变化很少,而当温度一旦达到熔点,它便迅速熔融,其体积 也突然变小。为了适应这个特点,加工结晶型肃立哦啊的螺杆的压缩段一般出现的 比较晚,而且长度也比较短。因此,过去设计的加工结晶型塑料的螺杆,其压缩段 仅(0.5~1)D。但是,结晶型材料在冷却过程中都不可能完全结晶,存在着一定 的结晶度。根据冷却速度等工艺条件的不同,它们总是或多或少地存在着无定行部 分,这一部分的熔融规律和无定形材料一样的,需要一定的逐渐软化-熔融时间,因 此,压缩段 L2 也需要一定的长度。此外,即使对已结晶的那一部分塑料来说,正像 前面我们已分析过的那样,螺杆的熔融段和压缩段的位置不是等同的,在设计时压 缩段位置已被人为的固定不变,而熔融段位置却随操作条件和塑料性能的不同而不 同。 因此如果压缩段 L2 很短, 实际上很难保证这部分结晶型塑料正好在压缩段上开 始熔融并完成完全熔融过程。而且从熔融理论上我们知道,熔融过程是 X/W 从 1 到 0 的过程,这个过程总需要一定的长度,不可能在很短的(0.5~1)D 长度上实 现。从上述几点出发,近年来,为加工结晶型材料所设计的螺杆,其压缩段都有加 长的趋势,一般在大约(2~5)D 之间,甚至于更长。在文献中还指出:在实验的 条件下,聚丙烯从开始熔融到完全熔融大约需要 5D 长度,而热导率较大的聚丙烯
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和聚苯乙烯便不需要这样长。 加料段的作用是产生足够的稳定的压力,保证稳定的固体输送并且将分界面上 的塑料预热到熔融所需要的温度。因此,加料段 L1 也应该有足够的长度。 不同的塑料,预热到熔融温度所需要的热量是不同的。显然,塑料的比热容 Cs 愈大,熔融点 Tm 愈高,预热到熔融温度所需要的热量也愈多。对结晶型材料来 讲,还需加上熔融潜热λ (无定形塑料没有这一项) 。此外,由于塑料是不良的导 热体,因此其热导率 Ks 也是一个分钟要的参数。热导率愈低,热量从固体塞的表 面传往其中心就比较慢,这从固体输送理论的非等温模型可以看得很清楚。 从上面的分析,我们可以得出结论:为了保证在加料段结束时分界面上的塑料 基本预热到熔融温度, 为了保证在压缩段塑料能基本熔融完毕, 加工那些比热容大, 熔点高,热导率低,熔融潜热大的塑料,螺杆加热段 L1 应该长一些。 固然可以用固体输送理论非等温模型的有关公式来计算加料长度 L1。 但由于计 算过程比较复杂,所以至今为止,在决定加料段 L1 的长度时,还必须参考实验得到 的数据和经验公式。

图 3.2 熔融起始点 A 和压力 P 以及物料得关系

以螺杆直径为计算单位的几种塑料的熔融起始点的实验数据。从图 3.2 可以看 出,在同等压力的情况下,聚丙烯由于其熔点高( 170°) 、热导率低() ,因此,
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其开始熔融点 A 要比高密度聚乙烯(熔点,热导率)和聚苯乙烯要晚得多。实验也 测出,在加料中,聚丙烯要经过 8 个螺杆的长度才开始熔融(当压力等于 4MP 时) , 而高密度聚乙烯和聚苯乙烯则只要 4.5 个螺距的长度和 2.5 个螺距的长度便已开始 熔融。 在理想的情况下,压缩段与熔融段重叠,塑料移动到压缩段末端时应该全部熔 融。但是,无论在组分上、或者在温度分布上、或者在相对分子质量分布上,刚熔 化的物料都是很不均匀的,如果此时姜物料从机头挤出,制品的质量将极为恶劣。 计量段的第一个作用就是要消除这些不均匀的现象,这正是为什么计量段又称为均 化段的原因。Martin〔2〕将塑料堪称牛顿型流体,根据混炼理论,表征计量段螺槽 中混炼程度的关系式可以导出:
M ? 3.71 L3 (1.64 ? a) H 3 (1 ? a)

(3.11)

式中, L3 和 H 3 为计量段长度和深度,a 为截流比,a=QpQd。显然,M 值愈大, 均化作用也愈佳。从式(3.11)中可以看出:加长 L3 对均化作用是有利的。 从熔体输送理论的生产率公式可以看出:计量段愈长,相应的压力流 Qp 和漏 流 QL 都愈小,挤出机的实际生产率便俞高。也就是说,螺杆特性也比较硬,产量 受压力的影响较小。计量段长度 L3 和产量的关系如图 3.3 所示。

图 3.3 计量段长 L 3 度对挤出量的影响

又上可知:在可能的条件下,计量段长度愈长,对提高螺杆的产量和改善混合
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均匀度都是有利的。这就是计量段长度为什么愈来愈长的原因。目前,有些螺杆的 计量段长度甚至达到了螺杆全长的 50﹪.但是,过长的计量有可能导致已熔融物料 温度不断升高,这对那些易于分解的热敏性塑料,如 PVC 等未必有利。 可以用熔体输送理论生产率公式中的压力流 Qp 来初步估算计量段长度 L3
3 DH3 p QP ? ?Sin2 φ ? 12 η1 L3

(3.12)

3 DH3 p L3 ? ?Sin2 φ ? 12 η 1 Qp

(3.13)

如果令 Qp≤0.05Q,即因机头压力而引起的产量损失小于总产量的 5%,φ 角 一般为 17.6°。 根据料温和剪切速率γ =π

Dn ,可以从附录二查出粘度η H3

1

。 计算时

可以现令机头压力 p=15MPa。此时 L3 的计算公式可简化为:
L3 ? 72 DH 3 3 Qη 1

(3.14)

例如:螺杆直径为 65 ㎜的挤出机,其产量要求为 165kg/h ,相应体积流率 6.2x10 m /s。此时,按式(3.14)计算, L3 为 320 ㎜,大致相当于 5D 左右。 转速 n、 产量 Q、 剪切速率γ 、 粘度η 1 与机头压力 p 等参数之间是互相影响的。 例如,当转速下降时,不仅产量降低,而且粘度也会因剪切速率的降低而增高,压 力也会适当减小,它们之间并非线性的关系。此外,计量段长度又与螺杆总的长径 比关系很大, 尤其是和计量段螺槽深度 H 3 的关系很大 (成立方关系, 参考式 (3.14) , 任何影响槽深 H 3 因素都会反过来影响计量段长度 L 3 。因此,按式(3.13)得到结 果也只能作为参考之用,实际设计时还得根据上面的定性分析和经验数据作适当修 正。 还可按表 3.3 提供的数据来考虑螺杆三段长度的分配。
表 3.3 螺杆三段长度分配 塑料类型 无定性塑料 结晶型塑料 加料段 L 1 20%~30% 40%~60%
19
5 3

压缩段 L 2 45%~50% (2~5)D

计量段 L 3 25%~30% 30%~45%

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表 3.4 螺杆长径比有增大趋势 年 份 L/D 1930~1940 8~15 1950~1960 15~20 1960~1970 18~25 1970~1980 20~35 1990~2000 25~45

综上所述,螺杆各段的长度为,加料段 L1 =4 × D=600mm 、压缩段 L2 =10 × D=1500mm、计量段 L3 =6×D=900mm。 3.2.5 螺纹断面设计 目前常见的螺纹断面有两种,一是矩形断面,另一种是锯齿型断面(如图 3.4) 。 前者装料体积较大,后者改善了塑料的流动状态,避免了存料现象的发生。推进面 的圆弧半径为 R 1 比后面的圆弧半径 R 2 小,一般后角 ? 为 20 。
0

R1 ? ( 1 ~ 2 ) H 3 2 3

(3.15) (3.16)

R 2 =(2~3)R 1 螺杆直径较大者,圆弧半径 R 可取得较大。

图 3.4 螺纹断面形状 a— 矩形断面 b—锯齿型断面

图 3.5 螺槽中的滞流区和双楔形螺杆 1—机筒;2—滑移面;3—移动料;4—潘流区;5—矩形断面;6—双楔形断面
20

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除了上述两种典型的螺纹断截面形状之外,还有双楔型螺纹断面图 3.5,设计 这种螺纹断截面的出发点是:根据塞流固体输送理论,认为塑料在槽中是以密实的 固体存在,组成固体塞在的固体颗粒间没有没有相对运动。但是,正如非塞流固体 输送理论指出的那样:只有当外压力很大,而且料粒间内摩擦因数也较高时,才有 这种可能性。当内摩擦因数较低时,各层塑料间将存在着相对滑移,下层塑料不易 被机筒拖拽向前推进。因此,在螺槽底部便容易形成一层滞流,在螺纹推进面、后 面也会形成类似的滞流。 这时, 以较快速度运动的上层塑料将自傲下层塑料上滑移, 而它们之家的摩擦因数将是内摩擦因数 f i ,而不是外摩擦因数 f a 。前者将比后者大 5 倍左右。这就相当于增大了塑料与螺杆的摩擦因数,根据固体输送理论,这将降 低固体输送流率。 从固体力学可以推到出,由于螺棱侧面和螺槽地面的综合影响,剪切滑移面将
π π 和螺棱的两个侧面形成 和 的角度,因此,可以将螺棱的两个侧面设计成双楔形 4 2

以适应上述情况。 不同的塑料和不同的粒料形状其内摩擦角是不同的。 因此楔角α 和β 将 24°~ 33°在之间。但是由于螺槽是螺旋形的,固体压力自傲两个侧面将不相等。因此α 和β 的数值不相等,α 角一般小于β 角,建议用α =30°,β =45°。 实验的结果表明:双楔形断面的螺杆与矩形端面螺杆相比,对包括 HPVC 在内 的多种塑料都具有较好的效果,螺杆运转稳定,塑化质量良好,产量能提高 30%~ 50%.目前对这种螺杆还在研究之中。 螺棱法向宽度 e 和轴向宽度 b: e=(0.08~0.12)D (3.17) (3.18)

b?

e C oφ s

表 3.5 几种塑料的内摩擦角φ i 塑 PS PS PE PE PP PP PVC 料 形 球状料 粒料 粉料 粒料 粉料 粒料
21



内摩擦角/° 24 42 27 36 38 39 33

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一般取 e=0.1D。当螺棱 e 或 b 较大时会增大螺棱上的功率消耗。过大的螺棱宽 还会较少螺槽的容积。但 e 值 也不能太小,太小的值会使漏流增加,从而降低生 产率,同时还会增加螺杆的磨损。 螺棱顶面形状进行了深入的研究提出了将直线形螺顶改成阶梯形螺顶和楔形 螺顶。这种设计的主要目的是为了较少螺杆与机筒的直接接触,保证在螺棱和机筒 间形成稳定的熔融物润滑膜以减少螺杆与机筒间的磨损。 一般直线形螺顶中,螺棱的锐边有可能将螺棱间隙中的熔融物刮去,破坏熔膜 的润滑作用。而在阶梯形螺顶和楔形螺顶上,压力的分布都是中间高两边低,产生 的还原力会使螺杆悬浮于机筒之间不会产生金属的直接接触从而减少螺杆和机筒 之间的磨损。 根据的计算的结果,对 D=150 ㎜、e=20 ㎜、δ =0.15 ㎜的挤出机,阶梯形螺 杆的合理尺寸为 δ e 1 /e 0 =5。 采用这两种螺顶结构之后,虽然能减少螺杆和机筒的磨损,但是由于平均螺 棱间隙δ 加大,漏流量也将增大 20%左右。 根据与同类型的挤出机进行对比和聚苯乙烯的性质来看,本设计采用矩形 断面较为合适。 3.2.6 螺杆设计的校核 1. 根据以上分析螺杆参数初步确定如下: 螺杆直径 D=150×10 m;长径比 L/D=20; 螺距 S=150×10 m;螺棱宽 e=11×10 m;螺纹头数 M=1; 加料段长度 L 1 =900×10 m;加料段螺槽深度 H 1 =13×10 m; 压缩段长度 L 2 =1500×10 m; 计量段长度 L 3 =600mm; 工艺参数 生产率 Q=20-200kg/h;螺杆转速 n=39.5r/min;机头压力 P=300MPa 机筒熔融区温度 T b =300℃;室温 T s =20℃; 物料性能 加工物料:聚苯乙烯,熔体流动率 MFR=2.7; 固相密度ρ
s
3 3
?3 ?3 ?3 ?3 ?3 ?3

1

/ δ =1.8 , e 1 /e 0 =2.5 。而楔形螺顶的合理尺寸为 δ

1

/ δ =2.2 ,

计量段螺槽深度 H 3 =5mm;

为了设计的科学性,对螺杆的参数做以下校核:

=920kg/m ;液相密度ρ

m

=790kg/m ;

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固相比热容 C s =2512 J/(kg.℃) ; 液相比热容C m =2345 J/(kg.℃) ; 固相热导率 k s =0.3492W/(m.℃); 液相热导率 k m =0.1821 W/(m.℃); 熔融潜热λ =129.8×10 J/kg;物料熔点 Tm=270℃。 2. 求解 计算螺杆有关数据 压缩段总长:
3

L3 =1500×10 ?3 m
渐变度:

A?

H1 ? H 3 ? 5.3 ?10?3 L3

螺槽宽度:为了计算简便螺槽宽度通常情况下与螺杆直径相同 W=150mm 机筒内物料表面速度: V b = ? D=471×10 m V b X = V b ×Sinφ =176.23×10 m V bz = V b × Cosφ =426.87×10 m 质量流 Q=200kg/h=55.6×10 固相速度:
VSZ ? Q ?3 ? 31×10 m/s WH 1 ? S
?3 ?3 ?3 ?3

kg / s

(3.19)

合成速度:

23

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2 VJ ? Vb2 ? VSZ ? 2Vb VSZ cos ? ? 222 .74 ?10 ?3 m/s

(3.20)

计算流变参数 TAV 、 ? 、? K 假设熔膜平均温度 TAV 和熔膜厚度δ

.

TAV

2T ? Tm η a ? V j ? ? 12k m 3

2

(3.21)
2

η a ?V j 2 ? 300? 270 先取 TAV ? =290℃,由于未考虑 ,可将 TAV 取得稍大,暂 12k m 3 定为 TAV =300℃.;
假定熔膜厚度δ =0.2×10 m 因此,熔膜中的剪切速率为:
?3

? = V j =1113.7 s ?1 ?
从文献[8]η a ? ? 图上可以查处η 试计算 T AV 和δ :
.

.

a

=440MPa

2T ? Tm η a ? V j T AV = ? 12k m 3
=299.99≈300℃ 与设定值相等,不必从新计算。 δ =

2

(3.22)

[2k m (Tb ? Tm ) ?η aV j ] X Vbx ? m [cs (Tm ? Ts ) ? ?d ]
X m

2

(3.23)

其中 ?d ? ? ? cm (TAV ? Tm )

=0.53 ? 10?3

当 X=W 时 ? max ? 0.205?10?3 m 与设定值相差不大,可不再从新计算。 根据 查出 T AV =300℃; η
a

=440 MPa;
24

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计算固相分布函数 计算φ 值

X 及熔融总长度 Z T : W

1 2 Vbx ? m [k m (Tb ? Tm ) ? ? aV j ] 2 ?= 2[c s (Tm ? Ts ) ? ?d
= 53 Kg /(m1.5 .s) 计算固相分布函数 加料段:
?W 1 2 X ? Z ]2 =[12Q0 W

(3.24)

X ,假设熔融点在加料段末端的前一个螺距。 W

(3.25)

加料段一个螺距的螺槽展开长度为 ? ( D ? H1 ) 3.14(150?10?3 ? 13?10?3 ) Z 1 = arctan ? arctan ? 474.65?10?3 m (3.26) cos? cos 25 因此加料末端:
X1 ≈1 W

压缩段:

?=

2 Q X 1 12 ( ) H0 W

?W 1

(3.27)

=0.179

H 0 ? ( H1 ? H 3 ) / 2 ? 9mm
压缩段熔融总长度 Z T :

ZT ?

H3 A (2 ? ) ? ?

(3.28)

=0.01m<1.5m
25

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所以螺杆的设计符合要求。

3.3 螺杆与机筒的间隙
由于磨损等原因,螺杆与机筒的间隙变得过大时,挤出机的生产能力就大大降 低,所以在挤出机使用以后的一段时间,当间隙变大时,需要修复或更换螺杆以满 足生产能力的需要。对于新挤出机的螺杆与机筒的问隙,如设计得过大,虽说容易 制造,但挤出机的生产能力就达不到设计要求;如设计得过小,不仅会给挤出机的 制造和装配带来一系列困难,同时还会使挤出机的功率消耗增加。表 3.6 所列为螺 杆与机筒间隙的部颁标准。
表 3.6 螺杆与机筒直径间隙

螺杆直径 直径 最大 间隙 最小 螺杆直径 直径 最大 间隙 最小

20 +0.1 8 +0.0 8 65 +0.3 5 +0.1 8

25 0.20 0.09 70 0.35 0.18

30 0.22 0.10 80 0.38 0.20

35 0.24 0.11 90 0.40 0.22

40 0.27 0.13 100 0.40 0.22

45 0.30 0.15 120 0.43 0.25

50 0.30 0.15 150 0.46 0.26

55 0.32 0.16 200 0.54 0.29

60 0.32 0.16

3.4 加料装置
加料装置是保证物料不断均匀地供给挤出机以实现连续挤出的重要机构。 加料 装置的正确设计和选择,对挤出机的产量和质量、工人的劳动强度及能否实现生产 的连续化、自动化等都有直接的关系。加料方式分为重力加料和强制加料。由于本 设计的熔体材料为粒料所以采用重力加料。

3.5 加热冷却装置
在挤出成型过程中,可以设定、检测和控制的工艺条件有熔体的温度、熔体的 压力以及螺杆的转速。挤出机的加热冷却系统就是为控制熔体的温度而设置的。 塑料在挤出成型过程中获得的热量来源有两个, 一个是机筒外部加热器供给的 热量,另一个是塑料与机筒内壁、塑料与螺杆以及塑料之间相对运动所产生的摩擦 剪切热。前一部分热量由加热器的电能转化而来,后一部分的热量由电动机输给螺 杆的机械能转化而来。 这两部分热量所占比例的大小不仅与螺杆、 机筒的结构形式、 工艺条件和物料的性质等有关,还与挤出过程的不同阶段(如启动阶段,稳定运转 阶段)有关。另外,这两部分热量所占的比例在挤出螺杆上的不同区段也是不同的: 在加料段,由于螺槽较深,物料尚未压实,摩擦热是很少的,热量主要来自加热器; 而在均化段,由于物料已熔融,温度较高,螺槽较浅,摩擦剪切产生的热量较多,
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所以均化段有时非但不需要加热器供热,还需要对其进行冷却;在压缩段,物料受 热是上述两种情况的过渡状态,也就是由摩擦剪切产生的热量比加料段多,而比均 化段少。摩擦剪切产生热量的大小会随着物料的向前移动而逐渐增大,这就是挤出 机把加热冷却系统分段设置的原因。 挤出机的加热方法通常有三种:热载体加热、电阻加热、电感加热 1. 热载体加热 利用热载体作为解热介质的加热方式称热载体加热。这种方 法加热均匀,但需要配置一套专门设备,故工厂应用较少。如果工厂有现成的蒸汽 锅炉、电热锅炉,该中加热方法亦可采用。 2. 电阻加热 3. 电感应加热 这种是应用最广泛的加热方法,其装置具有外型尺寸小、质

量轻,装设方便等优点,在 60 年代我国挤出机大都采用电阻加热。 电感应加热是通过电子感应在机筒内产生电的涡流而使机 筒发热,从而达到加热机筒中得塑料的目的。 挤出机的冷却分为风冷和水冷 1. 风冷却 积较大 2.水冷却 与风冷却比较,水冷却速度快,体积小,成本低,噪声小,但易造 成急冷从而扰乱塑料的稳定流动,如果密封不好容易出现漏水现象,容易生成水垢 而堵塞水管,一般完善的水冷却系统所用水不是自来水、河水,而是经过软化处理 的。 鉴于本设计中需要的加热温度为 300 度,所以选取铸铝加热器,铸铝电加热 器是以管状电热元件为发热体,用优质铝合金材料为外壳经压铸成型的电加 热器, 其使用温度一般在摄氏 150 ~ 450 度之间可广泛应用于塑料机械、 模头、 电缆机械、化工、橡胶、石油等设备上。铸铝加热器特点 具有长寿命、保温 性能好、机械性能强、耐腐蚀、抗磁场等优点 。虽然电阻加热圈加热到设定温 度值会自动停止加热, 但电阻加热铝元器件温度远远高于料筒温度, 继续传导热量, 导致料筒温度高于设定温度值,需要风机冷却。 风冷却主要采用空气,从冷却效果看,风冷比较柔和,但冷却速 度较慢。从设计成本分析,由于需配置鼓风机,其成本较高,另外,风冷却系统体

3.6 本章小结
本章对挤出机构中的螺杆进行了设计与校核, 并对螺杆与螺筒的配合间隙 进行了讨论与确定,确定了加热装置为铸铝加热器并确定了加料装置。

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第 4 章传动机构设计
在给定的设计参数中要求螺杆转速为 7-42r/min,主电动机功率为 25-75kw, 根据与同类挤出机进行对比选取主电动机功率为 30kw 的,螺杆转速为 39.5r/min。 由二级转速器连接主电动机与螺杆。

4.1 计算传动装置的运动和动力参数
4.1.1 减速器传动比的分配
i总 ? 36.75 ,
i2 ? 6 。 考虑两级齿轮润滑问题, 两级大齿轮应有相近的浸油深度。 因此 i1 = 6.2 ,

4.1.2 减速器各轴动力参数的计算 1、各轴转速的计算

n1 ? 1470r/min

n2 ?
n3 ?

n1 ? 1470/ 6.2 ? 237.1 r/min i1
n2 ? 237.1 / 6 ? 39.5 r/min i2

nw ? 39.5 r/min

2、各轴输入功率的计算
Pd ? 30 Kw

P 1 ?P d ??1 ? 30? 0.99 ? 29.7 Kw
P2 ? P 1 ??2 ? 29.7 ? 0.97 ? 28.8 Kw

P 3 ?P 2 ??3 ? 28.8 ? 0.97 ? 27.9 Kw
3、各轴输入转矩的计算 N·m

T1 ? 9550P ? 29.7 / 1470? 191.64N·m 1 / n1 ? 9550 T2 ? 9550P2 / n2 ? 9550? 28.8 / 237.1 ? 1152 .52 N·m

T3 ? 9550P ? 27.9 / 39.5 ? 6107 .67 N·m 3 / n3 ? 9550

4.2 齿轮的设计计算
4.2.1 高速级齿轮的计算 1、选择齿轮传动精度等级、材料及齿数
28

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(1)单螺杆挤出机作为一般工作机,速度不高,参考表 5.1 选用 7 级精度。 (2)材料选择。选择小齿轮材料为 45 钢,调质处理,硬度为 240HBS,大齿 轮材料为 45 钢,正火处理,硬度为 200HBS。 (3) i? ? 36.75 . (4)高速级 i1 ? 6.2, 低速级i2 ? 6 。 (5)初选小齿轮齿数 Z1 =22,大齿轮齿数 Z 2 =2×6.2=136。 (6)选取螺旋角 ? ? 160 2、按齿面接触疲劳强度设计

d1t ? 3

2 KT1 u1 ? 1 z H z E 2 ( ) ? d ? ? u1 ?? H ?

(4.1)

(1)根据工作条件,选取载荷系数 K=1.6。 (2)计算小齿轮传递的转矩
T1 ? 191.64 N·m

(3)选取齿宽系数? d =1 (4)材料的弹性影响系数 Z E ? 189.8MPa1 / 2 ,选取区域系数为 Z H ? 2.433 。 (5) ? ?1 ? 0.78, ?? 2 ? 0.89则端面重合度?? =1.67 (6)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ? H lim1 ? 600MPa;大齿轮的 接触疲劳强度极限 ? H lim 2 ? 550 MPa (7)计算应力循环次数

N1 ? 60? n1 ? j ? Lh ? 60?1470? (2 ? 8 ? 300?15) ? 2.13?109
N2 ? N1 2.13?109 ? ? 0.344?109 u1 6.2

(4.2) (4.3)

(8)基础疲劳寿命系数 K HN 1 ? 0.90 , K HN 1 ? 0.95 (9)计算基础疲劳需用应力 取失效率为 1%,安全系数 S=1,得

?? H ?1 ? K HN 1 ? ? HLim 1 =0.90×600=540MPa
S

(4.4) (4.5)

?? H ?2 ? K HN 2 ? ? HLim 2
S

? 0.97 ? 550 ? 533.5 MPa

3.(1)计算小齿轮分度圆直径 d1 ,代入[ ? H ]中较小值

29

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d1t ? 3
3

2 KT1 u1 ? 1 z H z E 2 ( ) ? d ? ? u1 ?? H ?
2 ?1.6 ?191640 6.2 ? 1 189.8 ? 2.433 2 ( ) ? 61.34 mm 1?1.67 6.2 533.5
v=

=

(2) 计算圆周速度 (3)确定齿轮参数

? d1t ? n1
60 ?1000

?

? ? 61.34 ?1470
60 ?1000

? 4.7m / s

(4.6)

m'nt ?

d1 c o s ? 6 1 . 3?4 c o0s 1 6 ? ? 2 . 6 mm 8 z1 22

b ? ? d ? d1 ? 6 1 . 3mm 4

h ? 2.25mnt ? 2.25 ? 2.68 ? 6.03 mm
b/h=61.34/6.03=10.17 (4)纵向重合度 ? ? ? 0.318?d z1 tan ? ? 0.318 ?1? 22 ? tan160 ? 2.01 (5)计算载荷系数 k 已知 kA ? 1, v ? 4.7m / s,7级精度查得动载系数kv ? 1.27, kH ? ? 1.42, kF ? ? 1.35
kH? ? kF? ? 1.4 , k ? kA ? kv ? kH ? ? kH? ? 1?1.27 ?1.4 ?1.42 ? 2.52

(6)按实际的载荷系数矫正所算的分度圆直径为

d1 ? d1t 3
(7)计算模数 m n

k 2.52 ? 61.34 ? 3 ? 71.37 mm kt 1.6

(4.7)

mn ?

d1 ? cos ? 71.37 ? cos160 ? ? 3.12mm z1 22

(4.8)

4、按齿根弯曲强度设计
mn ?
3

2kT1Y? c o2s? YF a Y sa 2 ?d z1 ? ? ?? F ?

(4. 9)

(1)确定计算参数 ?计算载荷参数 k ? kAkv kFa kF ? ? 1?1.27 ?1.4 ?1.35 ? 2.40 ?由 ? ? ? 2.01, 查得螺旋角影响参数 Y? ? 0.88 ?当量齿数
zv1 ? zv 2 ? z1 22 ? ? 24.77 3 cos ? cos 316 0 z2 136 ? ? 153.11 3 cos ? cos 316 0

(4.10) (4.11)

30

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④齿形系数和应力修正系数为: YFa1 ? 2.592, YSa1 ? 1.596 ; YFa2 ? 2.211,
YSa2 ? 1.774 。

⑤由应力循环次数得弯曲疲劳寿命系数 K FN1 ? 0.85 , K FN2 ? 0.88 。 ⑥两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为 ? FE1 ? 500MPa, ? FE2 ? 380 MPa。 ⑦计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得

[? F ]1 ?
[? F ]2 ?

K FN1? FE1 S
K FN2 ? FE2 S

=

0.85? 500 ? 303.51MPa 1.4
0.88? 380 ? 238.86 MPa 1.4

(4.12) (4.13)

?

⑧计算大小齿轮

YFaYsa

?? F ?

并加以比较

YFa1Ysa1

?? F ?1

? ?

2.592 ?1.596 ? 0.01363 303.51 2.211?1.779 ? 0.01642 238.86
大齿轮数值大。

YFa 2Ysa 2

?? F ?2

(2)设计计算 mn ? 3

2 ? 2.40 ?191640 ? 0.88 ? cos 2 160 ? 0.01642 ? 2.48mm 1? 222 ?1.67 70.28 ? cos160 ? 22.5 ,取 23,则 mn

对比计算结果取 m n =3.于是有 z1 ?
z2 ? 23 ? 6.2 ? 142.6

取 143
( z1 ? z2 )mn (23 ? 143) ? 3 ? ? 259.03 圆整为 259. 2cos ? 2 ? cos160
( z1 ? z2 )mn (23 ? 143) ? 3 ? arccos ? 16.260 2a 2 ? 259

5、 (1)计算中心距 a ?

(2)按圆整后的中心距修正螺旋角

? ? arccos

(4.14)

因β 值改变不多,故参数 ? ? 、 k ? 、 z H 等不必修正。 (3)计算大小齿轮分度圆直径
d1 ? z1mn 23 ? 3 ? ? 71.8 mm cos ? cos160 d2 ? z2 ? mn 143 ? 3 ? ? 446.3 mm cos ? cos160

(4)齿轮宽度 B1 ? 75 mm B2 ? 70 mm 4.2.2 低速级齿轮的计算 1、选择齿轮传动精度等级、材料及齿数
31

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(1)单螺杆挤出机作为一般工作机,速度不高,参考表 5.1 选用 7 级精度。 (2)材料选择。选择小齿轮材料为 45 钢,调质处理,硬度为 240HBS,大齿 轮材料为 45 钢,正火处理,硬度为 200HBS。 (3) i? ? 36.75 。 (4)高速级 i1 ? 6.2, 低速级i2 ? 6 。 (5)初选小齿轮齿数 Z 3 =22,大齿轮齿数 Z 4 =22×6=132。 (6)选取螺旋角 ? ? 180 2、按齿面接触疲劳强度设计

d 2t ? 3

2 KT2 u2 ? 1 z H z E 2 ( ) ? d ? ? u2 ?? H ?

(4.15)

(1)根据工作条件,选取载荷系数 K=1.6。 (2)计算小齿轮传递的转矩
T2 ? 1152.52 N·m

(3)选取齿宽系数? d =1 (4)材料的弹性影响系数 Z E ? 189.8MPa1 / 2 ,选取区域系数为 Z H ? 2.32 。 (5) ? ?3 ? 0.78, ?? 4 ? 0.88则端面重合度?? =1.66 (6)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ? H lim3 ? 600 MPa;大齿轮的 接触疲劳强度极限 ? H lim4 ? 550 MPa (7)计算应力循环次数

N3 ? 60 ? n2 ? j ? Lh ? 60 ? 237 ? (2 ? 8? 300 ?15) ? 1.024 ?109
N1 1 . 0 2?4 91 0 N4 ? ? ? 0.171 ? 91 0 u1 6
(8)基础疲劳寿命系数 KHN1 ? 0.93 , KHN1 ? 0.98 (9)计算基础疲劳需用应力 取失效率为 1%,安全系数 S=1,得

(4.16) (4.17)

?? H ?3 ? K HN 1 ? ? H L i1m=0.93×600=558MPa
S

(4.18) (4.19)

?? H ?2 ?

K HN 2 ? ? HLim 2 ? 0.98 ? 550 ? 539 MPa S

3.(1)计算小齿轮分度圆直径 d1 ,代入[ ? H ]中较小值

32

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2 KT2 u2 ? 1 z H z E 2 d 2t ? 3 ( ) = ? d ? ? u2 ?? H ?
(2) 计算圆周速度 (3)确定齿轮参数
v=

3

2 ?1.6 ?1152520 6 ? 1 189.8 ? 2.32 2 ( ) ? 105.6 mm 1?1.66 6 548.5
?

? d 2t ? n2
60 ?1000

? ?105.6 ? 237.1
60 ?1000

? 1.31m / s

(4.20)

mnt ' ?

d 2t c o s ? 1 0 5 .?6 c o0s 1 7 ? ?4.6 mm z3 22

b ? ? d ? d1 ? 1 0 5 .mm 6

h ? 2.25mnt ? 2.25 ? 4.6 ? 10.35 mm
b/h=105.6/10.5=10.2 (4)纵向重合度 ? ? ? 0.318?d z1 tan ? ? 0.318 ?1? 22 ? tan180 ? 2.27 (5)计算载荷系数 k 已知 kA ? 1, v ? 1.31m / s,7级精度查得动载系数kv ? 1.02, kH ? ? 1.22, kF ? ? 1.12
kH? ? kF? ? 1.1 , k ? kA ? kv ? kH ? ? kH? ? 1?1.02 ?1.22 ?1.1 ? 1.37

(6)按实际的载荷系数矫正所算的分度圆直径为

d 2 ? d 2t 3
(7)计算模数 m n

k 1.37 ? 105.6 ? 3 ? 100.03 mm kt 1.6

(4.21)

mn ?

d2 ? cos ? 100.3 ? cos180 ? ? 4.3mm z3 22

(4.22)

4、按齿根弯曲强度设计
2kT2Y? c o 2s? YFaYza mn ? 3 [? F ] ?d z12? ?

(4.23)

(1)确定计算参数 ?计算载荷参数 k ? kAkv kFa kF ? ? 1?1.02 ?1.1?1.12 ? 1.26 ?由 ? ? ? 2.14, 查得螺旋角影响参数 Y? ? 0.88 ?当量齿数
zv 3 ? zv 4 ? z3 22 ? ? 25.6 3 cos ? cos 318 0

(4.24) (4.25)

z4 132 ? ? 153.4 3 cos ? cos 318 0

④齿形系数和应力修正系数为: YFa3 ? 2.621, YSa 3 ? 1.592 ; YFa4 ? 2.142 ,

YSa4 ? 1.832 。
33

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⑤由应力循环次数得弯曲疲劳寿命系数 K FN3 ? 0.89 , K FN4 ? 0.92 。 ⑥两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为 ? FE3 ? 500MPa, ? FE4 ? 380MPa。 ⑦计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1,得
[? F ]3 ? K FN3? FE3 S

=
?

0.89 ? 500 ? 445 MPa 1
0.92? 3 8 0 ? 3 4 .9 6 MPa 1

(4.26) (4.27)

?? F ?4 ?
⑧计算大小齿轮

K FN4 ? FE4 S

YFaYsa

?? F ?

并加以比较

YFa3Ysa 3

?? F ?3

? ?

2.621?1.592 ? 0.0093 445 2.142 ?1.832 ? 0.0112 349.6
大齿轮数值大。

YFa 4Ysa 4

?? F ?4

(2)设计计算 mn ? 3

2 ?1.26 ?1152520 ? 0.88 ? cos2 180 ? 0.0112 ? 3.2mm 1? 222 ?1.66
100.03 ? cos180 ? 23 ,则 mn

对比计算结果取 m n =4.于是有 z1 ?
z2 ? 23 ? 6 ? 138

5、 (1)计算中心距 a ?

( z1 ? z2 )mn (23 ? 138) ? 4 ? ? 336.7 圆整为 337mm。 2cos ? 2 ? cos170
( z3 ? z4 )mn (23 ? 138) ? 4 ? arccos ? 18.10 2a 2 ? 336

(2)按圆整后的中心距修正螺旋角

? ? arccos

(4.28)

因β 值改变不多,故参数 ? ? 、 k ? 、 z H 等不必修正。 (3)计算大小齿轮分度圆直径
d1 ? z3mn zm 23 ? 4 138 ? 4 ? ? 96.7 mm, d 4 ? 4 n ? ? 577.2 mm 0 cos ? cos18 cos ? cos180

(4)齿轮宽度 B3 ? 100 mm B4 ? 95 mm

4.3 轴的设计计算
4.3.1 输入轴轴Ⅰ的设计 1、轴的材料选择和最小直径估算 初选轴的材料为 45 钢,调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算,即:
34

黑龙江工程学院本科生毕业设计
3

d

' 1 min

? A01

P1 ? 126× n1

3

29.7 ? 34.2 mm 450.794

(4.29)

因电动机输出轴直径为 55mm 因此考虑到联轴器的型号取轴的最小直径为
d min ? 45 mm.

2、轴的结构设计 (1)各轴段直径的确定

d1 1 :最小直径,安装大带轮的外伸轴段, d11 ? d1min ? 45 mm。

d1 2 :密封处轴段 d1 2 =50mm。
d1 3 :滚动轴承处轴段, d1 3 =55 m m 。滚动轴承选取 30211,其尺寸为

d ? D ?T ? B =55mm×100mm×22.75mm×21mm。
d1 4 :过渡轴段,由结构定, d1 4 =55mm。
齿轮处轴段,由于小齿轮直径较小,采用齿轮轴结构。过一周和齿轮的材料和 热处理方式需一样,均为 45 钢,调制处理。

d1 5 :过渡轴段,由结构定, d1 5 =60mm。 d1 6 :滚动轴承处轴段, d1 6 = d1 3 =55mm。
(2)各轴段长度的确定

L1 1 :由联轴器及箱体结构、轴承端盖、装配关系确定, L1 1 =162mm。
L1 2 :由高速级小齿轮宽 B1 ? 75 mm 确定 L1 2 =75mm。

L1 3 :由装配关系、箱体结构等确定 L1 3 =116mm。
L1 4 :由滚动轴承及档油盘装配关系确定 L1 4 =51mm。

3、细部结构设计 输入轴外伸轴段处键 b ? h ? L ? 14 mm×9mm-82mm; 滚动轴承与轴的配合采用 过渡配合,此轴段的直径公差选为 ?55k 6 。 4.3.2 中间轴轴Ⅱ的设计和计算 1、轴的材料选择和最小直径的估算 选择州的材料为 45 钢,调质处理,对称循环弯曲许用应力[ ? ?1 ]=60MPa。 初步确定轴Ⅱ的最小直径,即:
3
3

d 2 min ? A02

P2 ? 103 n2

28.6 ? 49.8 mm 237.1

(4.30)

由于安装滚动轴承取 d 2 min ? 50 mm。 2、轴的结构设计
35

黑龙江工程学院本科生毕业设计

(1)各轴段直径的确定

d 2 1 :最小直径,滚动轴承处轴段, d 2 1 = d min =50mm。滚动轴承选取 30210,其
尺寸为 d ? D ?T ? B =50mm×90mm×21.75mm×20mm。

d 2 2 :由高速级大齿轮轴段, d 2 2 =70mm。
d 2 3 :轴环,根据齿轮的轴向定位要求, d 2 3 =75mm。
,低速级小齿轮轴段 d 2 4 =96mm。 d 24 :

d 2 5 :滚动轴承处轴段, d 2 5 = d 2 1 =50mm。
(2)各轴段长度的确定

L2 1 :由滚动轴承及装配关系确定, L2 1 =45mm。
L2 2 :由高速级大齿轮的毂孔宽度 B2 =70mm 确定, L2 2 =70mm。
L2 3 :轴环宽度, L2 3 =5mm。

L2 4 :有低速级小齿轮的毂孔宽度 B3 =100mm 确定, L2 4 =100mm。
L2 5 :由滚动轴承及装配关系等确定, L2 5 =63mm。
3、细部结构设计 高速级大齿轮处键 b ? h ? L ? 18 mm×11mm-60mm;齿轮轮毂与轴的配合选为

? 60H 7 / r 6 ;滚动轴承与轴的配合采用过渡配合,此轴段的公差直径选为 ?50k 6 。
4.3.3 输出轴轴Ⅲ的设计 1、轴的材料选择和最小直径估算 初选轴的材料为 45 钢,调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算,即:
3
3

d

' 3 min

? A03

P3 ? 102× n3

27.9 ? 91.45 mm 39.5

(4.31)

因输出轴最小直径处安装联轴器需开键槽,应将轴径增大 5% ~ 7% 。

d 3 min =95mm.
2、轴的结构设计 (1)各轴段直径的确定

d 3 1 :滚动轴承处轴段, d 3 1 =100mm.滚动轴承选取 30220,其尺寸为

d ? D ?T ? B =100mm×180mm×37mm×34mm。
d 3 2 :过渡轴段, d 3 2 =105mm。 d 3 3 :轴环,根据齿轮的轴向定位要求, d 3 3 =115mm。 d 3 4 :低速机大齿轮处轴段, d 3 4 =110mm。
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d 3 5 :滚动轴承处轴段, d 3 5 = d 3 1 =95mm。
(2)各轴段长度的确定

L3 1 :由联轴器的毂孔宽和箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定, L3 1 =220mm。
L3 2 :由滚动轴承及装配关系等确定 L3 2 =64mm。 L3 3 :过渡轴段, L3 3 =59mm。 L3 4 :轴环, L3 4 =5mm。 L3 5 :低速极大齿轮处轴段, L3 5 =95mm。 L3 6 :由滚动轴承及装配关系等确定, L3 6 =64mm。
3、细部结构设计 安装联轴器的外伸轴段处键 b ? h ? L ? 28 mm×16mm-164mm; 低速级大齿轮处 键 b ? h ? L ? 28 mm×16mm-90mm; 齿轮轮毂与轴的配合选为 ?105H 7r 6 ; 滚动轴承 与轴的配合采用过渡配合,此轴段的直径公差选为 ?95k 6 。 4、轴的校核 (1)计算齿轮受力
d 4 ? 576m m , Ft ?

2T3 2 ? 670767 ? ? 2329 .05 N d4 576

Fr ? Ft tan?n / cos? ? 2329 .05? tan20? / cos16? ? 881.87 N
Fa ? Ft ? tan? ? 2329 .05? tan16 ? 667.8
(2)作简图如下 (a ) 各支点位置由轴上相关尺寸确定。 (3)计算轴的支反力、水平支反力

FNH 1 ?
FNH 2 ?
垂直面支反力

Ft L3 2329 .05? 95 ? ? 874.54N L2 ? L3 158? 95
Ft L2 2329 .05?158 ? ? 1454 .51N L2 ? L3 158? 95

(4.32) (4.33)

FNV 1 ? FNV 2 ?
(4)轴的弯矩计算 截面 C 处的水平弯距

Fr L3 881.87? 95 ? ? 331.14 N L2 ? L3 158? 95 Fr L2 881.87 ?158 ? ? 550.73 N L2 ? L3 158? 95

(4.34) (4.35)

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M H ? FNH 1 ? L2 ? 874.54?158 ? 138335 .32 N·mm
截面 C 处的垂直弯距 mm MV ? FNV 1 ? L2 ? 331.14?158 ? 52320 .12 N· 截面 C 处的合成弯距
2 M ? MH ? M v2

(4.36)

(4.37) (4.38)

= 1.4 ?1010 ? 2.0 ?1010 =184390.89 N·mm (5)作弯矩图 ( f ) (6)按弯扭组合强度条件校核轴的强度,取 ? ? 0.6 ,则有

? ca ?

M12 ? (?T3 ) 2 184390 .892 ? (0.6 ?184390 .89) 2 M ca ? ? W W 0.7 ?103

(4.39)

? 2.15MPa ? [? ?1 ] ? 60 MPa ,故强度足够。

图 4.1 轴的力学模型及弯矩、转矩图

4.4 键的选择与校核
高速轴:由高速轴的细部结构设计,选定:高速轴外伸轴段处键 1 为
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b ? h ? L ? 14 mm ? 9mm ? 80 mm ,

标记:键 14? 80GB / T1096?1079; 中间轴:由中间轴细部结构设计,选定:高速级大齿轮处键 2 为
b ? h ? L ? 18mm ?11mm ? 60 mm ,

标记:键 18? 60GB / T1096?1079。 低速轴:由低速轴细部结构设计,选定:低速级大齿轮处键 3 为
b ? h ? L ? 28mm ?16 mm ? 85mm ,

标记:键 28? 85GB / T1096?1079; 安装联轴器的外伸轴段处键 4 为
b ? h ? L ? 28mm ?16 mm ? 165 mm ( t ? 6m m, r ? 0.25m m) ,

标记:键 28 ?165GB / T 1096 ? 1079 。 键的校核 由于同一根轴上的键传递的转矩相同,所以只需校核短的键即可。 键 1:高速轴外伸轴段 d ? 45 mm;键的工作长度 l ? L ? b ? 80 ?14 mm=66mm;
.64 N·m;键 键的接触高度 k ? 0.5h ? 0.5 ? 9 mm=4.5mm;传递的转矩 T1 ? T Ⅰ ? 191

静联接时的挤压许用应力[ ? p ]=150MPa。

?p ?
= 键联接强度足够。

2T ? 103 kld

(4.40)

2 ?191.64?1000 ? 28.68 MPa<[ ? p ], 4.5 ? 45? 66

键 2: 高速级大齿轮轴段 d ? 60 mm; 键的工作长度 l ? L ? b ? 60 ?18 mm=42mm; 键的接触高度 k ? 0.5h ? 0.5 ?11mm=5.5mm;传递的转矩 T2 ? TⅡ ? 1152.52 N·m; 键静联接时的挤压许用应力[ ? p ]=150MPa。

?p ?
= 键联接强度足够(采用双键连接) 。

2T ?103 1.5 ? k l d
2 ?1152 .52 ?1000 ? 111 MPa<[ ? p ] 1.5 ? 5.5 ? 42 ? 60

(4.41)

键 3:低速级大齿轮轴段 d ? 105 mm;键的工作长度 l ? L -b=90-28=62mm;键 的接触高度 k ? 0.5h ? 0.5 ?16 mm=8mm;传递的转矩 T3 ? TⅢ ? 6107 .67 N·m;采用 双键连接,键静联接时的挤压许用应力[ ? p ]=150MPa。
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?p ?

2T ?103 2 ? 6107 .67 ?1000 ? ? 149MPa<[ ? p ],键联接强度足够。 1.5 ? kld 1.5 ? 8 ? 62?110

4.5 滚动轴承的选择和计算
1 滚动轴承的确定 由上确定:轴承Ⅰ为 30211 圆锥滚子轴承。 轴承Ⅱ为 30210 圆锥滚子轴承。 轴承Ⅲ为 30220 圆锥滚子轴承。 2 轴承Ⅰ的使用寿命校核 轴承Ⅰ为 30211 圆锥滚子轴 承, Cr ? 90.8 KN, Cro ? 115 KN, e ? 0.4 , Y ? 1.5, Y0 ? 0.8 (1)计算两轴受到的径向载荷 FNV1、FNV2
FN 1 ? FNH 1 ? FNV 1 ? 828.82 ? 313.822 ? 886.2 N FN 2 ? FNH 2 ? FNV 2 ? 1500 .242 ? 568.052 ? 1603 .9 N
2 2 2 2

(4.40) (4.41)

(2)求两轴的计算轴向力 Fa1、Fa2 轴承派生轴向力 Fd=eFN 查表得 e=0.37 Fd1=0.37FN1=0.37 ? 886.2=327.9N;Fd2=0.37FN2=0.37 ? 1603.9=593.4N Fa1=Fae+Fd1=667.8+886.2=1554N;Fa2=Fd2=593.4N (3)计算当量动载荷 P1 和 P2

Fa1 1554 F 593.4 ? ? 1.3? e ; a 2 ? ? 0.37 ? e FN 1 886.2 FN 2 1603.9
查手册得径向载荷系数和轴向载荷系数为 X1=0.4 Y1=1.6;X2=1 Y2=0 因轴承运转中有中等冲击载荷,去 fp=1.5 P1=fp(X1FN1+Y1Fa1)=1.5 ? (0.4 ? 886.2+1.6 ? 1554)=4261.32N P2=fp(X2FN2+Y2Fa2)=1.5 ? (1 ? 1603.9+0 ? 593.4)=2405.85N (4)验算轴承寿命 因为 P1>P2,所以按轴承 1 的受力大小验算 (4.42) (4.43)

Lh ?

106 Cr ? 106 90800 3 ( ) ? ( ) ? 15年 >5 年 60n1 P 60?1470 4261 .32 1

(4.44)

轴承具有足够的寿命。

4.6 润滑与密封
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1 齿轮的润滑 经过齿轮零件的设计后,由于齿轮的圆周速度 v< 12 m/s,采用浸油润滑。 2 滚动轴承的润滑 由滚动轴承的的圆周速度可以选择轴承为脂润滑。

4.7 减速器的设计资料
铸铁减速器箱体主要结构尺寸 a ? 259.5 mm(低) 箱座壁厚 ? ? = 0.02? a ? 3 ? 9.4875mm,取 ? =10mm 箱盖壁厚 ? 1 ? 1 = 0.02? a ? 3 ? 8.19 mm,取 ? 1 =9mm 箱座凸缘的厚度 b b =1.5 ? =1.5×10=15mm 箱盖凸缘的厚度 b1 b1 =1.5 ? =1.5×10=15mm 箱底座凸缘的厚度 b2 b2 =2.5 ? =25mm 箱座肋厚 m m ≈0.85×10=8.5mm 箱盖肋厚 m1 m1 ≈0.85×10=8.5mm 地脚螺栓直径与数目 d f ? 22 mm, n ? 6 轴承旁连接螺栓直径 d1 d1 ? 0.75d f ? 20 mm 箱座箱盖连接螺栓直径 d 2 d1 ? (0.5 ~ 0.6)d f ? 11 mm,取 12 联接螺栓直径 d

d ? 6 mm

沉头座直径 D D ? 43 mm 凸缘尺寸 C1min ? 23 mm, C2 min ? 24 mm 定位销直径 d
d ? (0.7 ~ 0.8)d 2 ? 15 mm

轴承盖螺钉直径 d 3 d 3 (0.4 ~ 0.5)d f ? 10 mm 吊环螺钉直径 D5 D5 =12mm 大齿轮圆顶与箱体内壁距离 ?1 ? 1 ? 1.2? ,取 10mm。

4.8 本章小结
本章对挤出机的传动系统即二级斜齿轮减速器进行了设计, 确定了减速器的各 项参数和零件。

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挤出机是塑料行业最基本的加工机械,挤出机的发展水平直接影响塑料产品的 质量。本设计的要求是设计出能够加工聚苯乙烯,由于聚苯乙烯的特殊性能要求设 计单螺杆挤出机。这就要求我们对普通单螺杆的设计要有足够的掌握。 单螺杆挤出机是一种低能耗,低成本的机型,只要技术得当,结构设计合理同 样能够达到双螺杆和多螺杆的效能。本挤出机就是一种高性能的机型,在一次挤出 过程中就能够完成塑化的任务。缩短了加工时间,提高加工效率。 由于时间仓促,水平有限设计的挤出机还有很多不足之处,比如螺杆强度的校 核、螺棱侧面的形状设计等都有待进一步的改进与完善。

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参考文献
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“岁月如箭,时光如梭” ,四年大学生活犹如夜空中的流星转瞬即逝。回顾这 段人生中最美好的时光,想想自己的得失,不仅发人深思。 在过几个星期,我们就要各奔东西,大江南北,长城内外,都会有同学们的身 影。俗话说“失去的才是最美好的” ,的确是这样的,这是我想每个人心里也许都 会发出这样的感慨!在我们心中不仅是同学,更重要的是在四年当中无私培育我们 的恩师。他们不辞辛苦的工作,无私的奉献,为把我们培养成一个合格的大学生付 出了艰辛的努力,我们由衷的感谢他们,真诚地道一句:老师,您辛苦了! 毕业设计是我们在大学期间完成的最后一次作业,也是我们走向工作岗位的桥 梁,在此过程中,各个方面我们都会得到锻炼和提高,特别是实践与动手能力的培 养。理论与实践相结合,这是我们应当大力提倡的学习方法,而这次毕业设计为们 提供了一个舞台,为我们快速进入工作状态提供了一次难得的机会。 在这次毕业设计中,我的指导老师徐莉老师为我们提供了极大的帮助与指导, 为我们顺利完成这次毕业设计打下了坚实的基础。她的谆谆教导和敬业精神、无私 的奉献精神与严谨的治学精神深深感染了我们每一个人。在这次设计中,我们不仅 学到了知识,更重要的收获是积极乐观的态度,做人的道理和严谨的治学精神与团 结协作的团队精神,这对我们以后来说无疑是一笔巨大的财富。 允许我再一次向徐老师以及在毕业设计当中给予我们帮助的老师表示诚挚的 谢意!

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