〔大学论文〕化纤长丝挤出机齿轮箱设计〔含word文档〕.pdf

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1、化纤长丝挤出机齿轮箱设计化纤长丝挤出机齿轮箱设计 摘要摘要摘要摘要 化纤长丝挤出机齿轮箱设计是立达纺织仪器有限公司 TM-FE/NW 的开发项目。主要用 于解决目前挤出机减速机国产化问题。化纤长丝是无纺布的原材料，无纺布项目是立达计 划在中国推广的一个重要项目。生产化纤长丝是通过挤出机生产的，挤出机的齿轮箱极为 重要，它必须能够耐高温、耐冲击、而且还要承受巨大的轴向力。无纺布项目在国产化的 过程的前期，批量很小，因为箱体大，不可能去开模具，所以现在不考滤铸造，要求箱体 结构为钣金焊接结构。 关键词：关键词：长丝挤出，减速，无纺布，钣金焊接 TheTheTheThe extruderextrud

2、erextruderextruder geargeargeargear casecasecasecase ofofofof chemicalchemicalchemicalchemical filamentfilamentfilamentfilament designeddesigneddesigneddesigned AbstractAbstractAbstractAbstract The extruder gear case design of chemical filament is the upright development project that reaches weaving

3、 instrument TM-FE/NW of limited company. It used to solve the present extruder deceleration machine problem made in China mainly. Chemical filament is to have the raw material that spins clothe , do not have to spin cloth project is stand to reach a planned important project that popularized in Chin

4、a. Production chemical filament is produced through extruder, the gear case of extruder is important, it must can high temperature resistant, impulse with stand , also still bear huge axial force. Do not have to spin cloth project the early stage in the course made in China, batch is very little, be

5、cause casing is impossible to open mould , so now do not examine to strain casting, ask casing structure is Ban golden welding structure. KeywordKeywordKeywordKeyword: Filament extrusions, slows down, does not have to spin cloth, Ban golden welding 化纤长丝挤出机齿轮箱设计化纤长丝挤出机齿轮箱设计 目录 摘要摘要II II II II Abstrac

6、tAbstractAbstractAbstractII II II II 0. 0. 0. 0.引言：引言：1 1 1 1 1.1.1.1.方案选择方案选择1 1 1 1 1.11.11.11.1 箱体的结构箱体的结构1 1 1 1 1.1.11.1.11.1.11.1.1 整体型整体型1 1 1 1 1.1.21.1.21.1.21.1.2 分体式分体式2 2 2 2 1.1.31.1.31.1.31.1.3 三体式三体式2 2 2 2 1.21.21.21.2 冷却系统冷却系统3 3 3 3 1.31.31.31.3 减速器的润滑减速器的润滑3 3 3 3 2.2.2.2.齿轮箱的设计计算

7、齿轮箱的设计计算4 4 4 4 2.12.12.12.1 驱动电机的主要技术参数驱动电机的主要技术参数4 4 4 4 2.22.22.22.2 挤出机齿轮箱的要求挤出机齿轮箱的要求4 4 4 4 2.2.12.2.12.2.12.2.1 主要参数主要参数4 4 4 4 2.2.22.2.22.2.22.2.2 挤出机的螺杆挤出机的螺杆/ / / /加热元件的主要参数加热元件的主要参数5 5 5 5 2.2.22.2.22.2.22.2.2 联轴器（电机与挤出机的联接）联轴器（电机与挤出机的联接）5 5 5 5 2.32.32.32.3 齿轮箱的设计齿轮箱的设计6 6 6 6 2.3.12.3.

8、12.3.12.3.1 传动方式传动方式6 6 6 6 2.3.22.3.22.3.22.3.2 传动效率选择传动效率选择7 7 7 7 2.3.32.3.32.3.32.3.3 传动比的分配传动比的分配7 7 7 7 2.3.42.3.42.3.42.3.4 齿轮的设计齿轮的设计7 7 7 7 2.3.52.3.52.3.52.3.5 齿轮箱尺寸估算齿轮箱尺寸估算9 9 9 9 2.3.52.3.52.3.52.3.5 轴的设计轴的设计13131313 2.3.62.3.62.3.62.3.6 齿轮箱初绘装配图齿轮箱初绘装配图15151515 2 2.3.72.3.72.3.72.3.7 受

9、力分析受力分析15151515 2.42.42.42.4 键的选用和校核键的选用和校核28282828 2.4.12.4.12.4.12.4.1 轴轴29292929 2.4.22.4.22.4.22.4.2 轴轴的键的键29292929 2.4.32.4.32.4.32.4.3 轴轴30303030 3.3.3.3.润滑与冷却润滑与冷却31313131 3.13.13.13.1 润滑油的选择润滑油的选择31313131 3.23.23.23.2 水冷却器交换器的选择水冷却器交换器的选择31313131 3.33.33.33.3 过滤器的选择过滤器的选择32323232 3.43.43.43.

10、4 齿轮泵的选择齿轮泵的选择33333333 4.4.4.4.结束语结束语结束语结束语34343434 答答答答谢谢谢谢辞辞辞辞35353535 参考文献参考文献参考文献参考文献36363636 化纤长丝挤出机齿轮箱设计 1 0.引言： 化纤长丝挤出机齿轮箱设计是立达纺织仪器有限公司 TM-FE/NW 的开发项目。主要用 于解决目前挤出机减速机国产化问题。化纤长丝是无纺布的原材料，无纺布项目是立达计 划在中国推广的一个重要项目。生产化纤长丝是通过挤出机生产的，挤出机的齿轮箱极为 重要，它必须能够耐高温、耐冲击、而且还要承受巨大的轴向力。无纺布项目在国产化的 过程的前期，批量很小，因为箱体大，不

11、可能去开模具，所以现在不考滤铸造，要求箱体 结构为钣金焊接结构。 国外的瑞士的机械纺织品公司已成功的设计出了化纤长丝挤出机,它在利用直联齿轮 驱动方式的条件下,齿轮箱的结构形式采用的是垂直布置,这样的效果在节省空间的情况 的条件中可以有效的进行齿轮的维修和维护,利用二级平行轴的平稳传动的基础上可以有 效地最大限度的发挥机械功能。水冷却器放在齿轮箱的顶部便于对其进行维护和保养。 在自己设计的基础上我更多的是考虑使其设计结构简洁、合理、可靠；零件结构工艺 性能良好。设计的路线严格遵循机械设计要求，首先对它的工作原理进行分析，再进行方 案的认证，对其总体设计，主要零件参数的计算，润滑与冷却计算，利用

12、 CAD 绘制零件图， 最后编写设计说明书。 预期目标是装配图一张，上下箱体各一张及所有非标准零件，设计说明书及英文翻译 一份。 1.方案选择 1.1 箱体的结构 箱体是减速机中所有零件的基座， 是支承和固定轴系部件， 保证零件的正确相对位置， 并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱，具有充分润滑和 很好密封箱内零件的作用。 1.1.1整体型 这个结构紧凑，易于密封，但是轴承及轴承孔加工、安装比较困难，并且加工成本比 较高，装拆、调整比较困难。 整体型结构示意如下 2 图图 1-11-11-11-1 1.1.2分体式 结构简单，容易加工，但是密封状态不好。 分体式的结构

13、状态如下图： 图图 1-21-21-21-2 1.1.3三体式 这种结构对密封有好处，但是不容易加工和安装。 3 图图 1-1-1-1- 3 3 3 3 根据我们现有的加工技术，结构二比较能够接受。 1.2 冷却系统 冷却系统按照设计要求 冷却油是用油泵来输入，冷却器直接按装在齿轮箱的顶部。如图： 图图 1-1-1-1- 4 4 4 4 1.3 减速器的润滑 减速器的传动零件必须要有良好的润滑，以降低磨擦和发热，提高效率。 根据齿轮箱的结构，油位高，可以采用飞溅润滑。 4 2.齿轮箱的设计计算 2.1 驱动电机的主要技术参数 型号: 1LG4-220-4AA60 供应商: SIEMENS. 尺

14、寸：200L. 结构型号： IP55 电源:AC 功率: 37KW at 50HZ. 电压: 400VD. 电流: 56A. 转矩: 240Nm at 50HZ按照电动机的具体要求， 其结构简图如下： 图图2-12-12-12-1 2.2 挤出机齿轮箱的要求 此齿轮箱是用于 CN65-30 挤出机，输出轴的安装孔同样可以安装 75-30 螺杆。 2.2.1 主要参数 齿轮驱动型式：直联 齿轮箱的放置：垂直 齿轮传动型式：平行轴、两级传动 齿轮：表面硬度 (HRC58-62) 、表面粗糙度 (Ra 1.6) 输入功率：37KW 轮出转矩： 5410NM 齿轮变速比： 14.470 输入速度范围：

15、 400-2400rpm 输出轴转动方向（从流动方向看） ：逆时针方向 色彩：灰色 RAL 7015（湿喷） 5 2.2.2 挤出机的螺杆/加热元件的主要参数 图图 2-22-22-22-2 2.2.2 联轴器（电机与挤出机的联接） 电机输出轴与齿轮箱的输入轴之间选用弹性联轴器联接。 图图 2-32-32-32-3 电机型号：AC SIEMENS1LG4-220-4AA60 电机功率:kwp37= 转速:min/rn1475= 驱动惯量: 2 350kgm.JA= 传动扭矩：NmTAN240 1475 37 9550= 电机起始扭矩: ANAS T.T=52 Nm.T.T ANAS 60024

16、05252= 启动频率:hz 1 3= 6 环境温度:CSt 40+= 最大扭矩:NmTLN420= 联轴节的选择: 扭矩： tNKN STT LNL TT= 28821240=.STT tNKN 选择 ROTEX-48 98 SHA NmTKN525= NmTKN1050= 冲击: tzsmaxK SSTT 驱动惯性:70. JJ J M LA L A = + = 冲击系数:81.SA= 启动频繁修正系数:1= Z S 环境温度修正系数:21.St= NmSMTT AAASS 7568170600= Nm.T maxK 908211756= 结论：联轴器选用 KTRROTEX-48 98 S

17、HA 7 2.3 齿轮箱的设计 2.3.1 传动方式 图图 2-42-42-42-4 挤出机结构图挤出机结构图 2.3.2 传动效率选择 联轴器(电机 /齿轮箱)传动效率:I=0.99 齿轮传动效率 ： =0.99 推力滚子轴承传动效率 ： =0.98 2.3.3 传动比的分配 箱体的结构与传动比的分配合理分配关系很大，因此为了使齿轮箱结构紧凑，传动比分配 如下： i=14.47 i1=3.4 i2=i/ i1=14.47/3.4=4.26 i传动比 8 2.3.4 齿轮的设计 2.3.4.1 传动轴速度计算 rpmnI1475= rpm i n n 8 . 433 4 . 3 1475 1

18、1 = rpm i n n 8 . 101 26 . 4 8 . 433 2 2 = 2.3.4.2 各轴输入功率计算: KwPP dI 6 . 3699 . 0 37 1 =KwPP I 5 . 3598 . 0 99 . 0 6 . 36 32 = KwPP 5 . 3498 . 0 99 . 0 5 . 5 . 3 32 = 2.3.4.3 各轴输入转矩计算: mN n P T I I I =237 1475 6 . 36 95509550 mN n P T = 5 . 804 4 . 421 5 . 35 95509550 mN n P T = 3 . 3233 9 . 101 5 .

19、 34 95509550 各轴功率、速度、力矩如下表： 轴 N(rpm)1475421.4101.9 P(Kw)36.635.534.5 T(N.m)237804.53233.3 表格表格 2-12-12-12-1 2.3.4.4 挤出机齿轮箱要求各轴输出转矩： T = 5410 Nm(1) So T= T / (i2x x ) = 5410/4.26 X (0.99 x 0.98)=1309 Nm(2) 9 T I=T / ( i1x x ) =1309/(3.4 x 0.99 x0.98)=396.8 Nm(3) 2.3.4.5 由输出要求推算的转矩: Shaft T(Nm)396.813

20、095410 表格表格2-22-2 比较以上两个表格，显然可以发现挤出机要求转矩大于电机输入转矩，所以以最大的转 矩用于齿轮箱的计算。 2.3.5 齿轮箱尺寸估算 2.3.2.3.2.3.2.3. 5.15.15.15.1 齿轮材料及热处理和精度的选择 此齿轮箱用用挤出机，要求传递要求的很大的载荷， 齿轮材料： 20CrMnTi, 表面处理：表面渗碳并淬火，表面硬度： 58-62 齿轮精度：6. 2.3.5.22.3.5.22.3.5.22.3.5.2高速级齿轮计算 2 2lim1lim /370mmN FF =, S F=1.5, so 1F = 2F = F F S lim = 5 . 1

21、 370 =246.7 N/mm 2 (4) soS H=1.2, 1440 2lim1lim = HH N/mm 2 So 1H = 2H = H H S lim = 2 . 1 1440 =1200 N/mm 2 (5) limF 弯曲疲劳极限 F 许用弯曲应力 limH 齿面疲劳极限 H 许用齿面接触强度 弯曲疲劳强度计算Fatigue failure due to bending stress calculation 10 载荷系数 K=1.2 齿宽系数 a =0.4. 第一根轴的弯矩:T I=396.8 Nm( 由 等式(3) ) 齿轮螺旋角:=12(斜齿轮通常为= 158 ) 预设

22、齿数：Z1 电机与齿轮箱输入轴之间有联轴器联接，输入轴应该是电机输出轴 0.8-1.2, 又因 为第一根输入轴是齿轮轴，小齿轮的齿数不应低于 17 齿。 所以预设:z1=29, 则第二个齿轮齿数为:z2= i1x z1=3.4 x 29 = 98.6 99 Soi1= z2/ z1= 99/ 29 齿形系数 Y 1F =2.58，Y 2F =2.2 (按螺旋角及齿数 Z 查得) 因:0105 . 0 7 . 246 58 . 2 1 1 = F F Y = 2 2 F F Y 7 . 246 2 . 2 =0.0089 且 1 1 F F Y 2 2 F F Y 故应将: 1 1 F F Y

23、, 代入mn3 2 1 2 1 ) 1( cos2 . 3 Fa F Zi YKT mm 法面模数: mn3 2 23 29) 14 . 3(4 . 0 12cos0105 . 0 10 4 . 3972 . 12 . 3 + =2.18 所以取mn=2.5 中心距: a = cos2 )( 21 ZZmn+ = 12cos2 )9929(5 . 2+ =163.6mm 11 取 a=165 mm. 结则=arccos a ZZmn 2 )( 21+ =arccos 1652 )9929(5 . 2 + =14.14 齿宽b2=60mm, 为了保证齿轮装配后很好地接触，通常小齿轮的齿宽比大齿轮

24、的齿宽大 5-10 mm. 所以齿轮 1 的齿宽为：b1=65 验算齿面接触强度： H =305 2 1 3 ) 1( iba KTi+ =305 2 33 165604 . 3 10 8 . 3962 . 1) 14 . 3( + =824.2 N/mm 2 1200 N/mm 2 结果符合要求 2.3.5.32.3.5.32.3.5.32.3.5.3 低速级齿轮计算： 低速级齿轮的材料、热处理及精度与高速级相同 则 2 4lim3lim /370mmN FF =, SF=1.5, 则 3F = 4F = F F S lim = 5 . 1 370 =246.7 N/mm 2 因1440 4

25、lim3lim = HH N/mm 2 , S H=1.2, 则 3H = 4H = H H S lim = 2 . 1 1440 =1200 N/mm 2 弯曲疲劳强度计算 载荷系数 K=1.2齿宽系数 a =0.4. 小齿轮的转矩：T =1309Nm 初选螺旋角：斜齿轮通常= 158 则取=12 12 初选齿轮齿数： Z3=21, 则 z4= i2x z3= 1 i i x 21 = 4 . 3 47.14 2189 则i2= z4/ z3= 89 / 21 = 4.24 误差范围： =( 29 99 x 21 89 -14.47) /14.47 = 0.014%5% 结果：符合要求。 齿

26、形系数 Y 3F =2.86，Y 4F =2.23(按螺旋角及齿数 Z 查得) 0116 . 0 7 . 246 86 . 2 3 3 = F F Y = 4 4 F F Y 7 . 246 23 . 2 =0.0090 且 3 3 F F Y 4 4 F F Y 故应将 3 3 F F Y 代入mn 32 3 2 ) 1( cos2 . 3 Fa F Zi YKT mm 法面模数 mn3 2 23 21) 124 . 4 (4 . 0 12cos0116 . 0 1013092 . 12 . 3 + 3.92 则mn=4 齿轮 3 与齿轮 4 之间的中心距： a= cos2 )( 43 ZZ

27、mn+ = 12cos2 )8921(4+ =224.9 mm 则取 a = 225 mm. 则=arccos a ZZmn 2 )( 43 + =arccos 2252 )8921(4 + =12.1 齿宽：b4=80 mm, b3=85 mm 齿面接触强度验算： 13 H =305 2 3 ) 1( iba KTi + =305 2 33 2258024 . 4 1013092 . 1) 124 . 4 ( + =1106 N/mm 2 1200N/mm 2 结论：符合要求。 各齿轮参数汇总表： 序号内容符号齿轮 1齿轮 2齿轮 3齿轮 4 1螺旋角 14.14 14.14 1 . 12

28、1 . 12 2法面模数 n m 2.52.544 3压力角 20 20 20 20 4齿数Z29992189 5基圆直径d74.77255.2385.91364.09 6齿顶圆直径 a d 79.77260.2393.91372.09 7齿根圆直径 f d 68.52248.9875.91354.09 8齿宽B65608580 9中心距a165225 表表 2-32-3 2.3.5 轴的设计 按照扭转强度方法初步估算轴, 和 的直径 1.估算轴 的直径 = T W T :35-55 MPa（按照 20CrMnTi） WT: 轴的抗扭截面系数 WT=0.2d 3 则d3 2 . 0 T =3

29、3 402 . 0 10 8 . 396 =33.4 mm 由于这根轴有健槽，考虑健槽对轴强度的削弱，所以轴径增加 7%. d33.4(1+7%)=35.7mm 但因为在电机与输入轴之间是用联轴器联接的，所以输入轴与电机输出轴的尺寸必须接近 两年，故选取 d=50 mm。 14 2. 估算轴的直径： = T W T :35-55 MPa（按照 20CrMnTi） WT：轴的抗扭截面系数 WT=0.2d 3 则d3 2 . 0 T =3 3 402 . 0 101309 =54.7 mm 由于这根轴有健槽，考虑健槽对轴强度的削弱，所以轴径增加 7%. d54.7(1+7%)=58.5mm 则 d

30、=60 mm 3. 因为轴是空心轴，材料是 42CrMo. :35-55M Pa（按照 42CrMo） 则WT=0.2d 3(1- 4 ) 通常=0.5-0.6 d 3 4 )1 (2 . 0 T =3 4 3 40)5 . 01 (2 . 0 105410 =89.7mm 由于这根轴有健槽，考虑健槽对轴强度的削弱，所以轴径增加 7%. d 89.7(1+7%)=96.0mm 则选d =100 mm. 15 2.3.6 齿轮箱初绘装配图 图图 2-52-52-52-5 2.3.7 受力分析 2.3.7.12.3.7.12.3.7.12.3.7.1 轴受力分析 轴的两个轴承选择 ： 型号： 22

31、311EAE4 给定的参数（按照 NSK 样本目录） ： d = 55D = 120B=43 r C= 234 KNe = 0.34 小齿轮 1 的受力分析 16 圆周力：KN d T Ft34.6 77.74 23722 1 1 1 = = 径向力：KN F F nt r 38.2 14.14cos 20tan34.6 cos tan 1 1 1 = = 轴向力： 1a F= 1t Ftan 1 = 6.34 tan 14.14= 1.6 KN 轴向弯矩 Axial bending stress: 1a M= 11 2 a dF = 74.77 1.6 2 = 59.82 NM 水平反力 H

32、orizontal force: AH F= 1 149 208 t F = 6.34 149 208 = 4.54 KN BH F= 1 59 208 t F = 6.34 59 208 = 1.8 KN 水平弯矩 Horizontal bending moment: H M= AH F59 = 267.86 NM 垂直反力 Vertical force： AV F= 11 149 208 ra FM = 2.38 14959.82 208 = 1.42 KN 阵 BV F= 11 59 208 ra FM+ = 2.38 5959.82 208 + = 0.96 KN 垂直弯矩 Verti

33、cal bending moment: 1V M= AV F59 = 83.78 NM 2V M= AV F59 + 1a M= 143.6 NM 合力 Resultant force: A F= 22 AHAV FF+= 22 4.541.42+= 4.76 KN 17 B F= 22 BHBV FF+= 22 1.80.96+= 2.04 KN 合 成 弯 矩 Resultant bending moment ： 1 M= 22 1VH MM+= 22 83.78267.86+ = 280.66 KN 2 M= 22 2VH MM+= 22 143.6267.86+= 303.92 KN

34、18 图图 2-62-62-62-6 力矩选择 0b = 150, 1b = 90= 1 0 b b = 90 150 = 0.6 T = 1 T= 0.6237 = 142.2 Mpa 当量弯矩 1 M= 22 1 MT+= 22 280.66142.2+= 314.63 KN 2 M= 22 2 MT+= 22 303.92142.2+= 335.54 KN 轴校核： 1 d= 1 3 1 0.1 b M = 3 3 314.63 10 0.1 90 = 32.70 mm 2 d= 2 3 1 0.1 b M = 3 3 335.54 10 0.1 90 = 33.41 mm 考虑到该轴由

35、键槽，轴径增加 7%. 1 d= 1 d(1+7%) = 35 mm XYXY 1 3 Y 0.67 2 Y 表表 2-42-42-42-4 当量动载荷:P= (X r F+ a YF) p f 因为 max T/T=5410/3233.3=1.67 因为是中等冲击，我们选择冲击系数：2 . 1= p f 1/ 0.33 aA FFe= 19 则 1 (12) AAap PFFf=+ = 14.33 KN 1 (0.672.9) BBap PFFf=+= 10.82 KN 轴承使用寿命修正公式 321.1010 aaaLL dynhhadvdyn = hadvdyn L 10 = 修正使用寿命

36、，which at least 90% of the roller-bearings will last in h hdyn L .10 =轴承额定寿命 Life-Time, which at least 90% of the roller-bearings will last in h 1 a= 修正系数 1 2 a= 修正系数 2: 清洁度 3 a= 修正系数 3：通常 0.95 1 a=1, 2 a=0.8 76 . 0 95 . 0 8 . 01 321 =aaaa 轴承寿命计算公式: dynhdyn L n L 10 6 .10 60 10 =.h pr dyn P C L)( 10

37、 = .10dyn L= 额定寿命 C= 额定动负载 N 或 KN, 查供应商手册。 P= 当量动负载 N 或 KN p= 指数, 滚珠轴承是 3，滚子轴承是 10/3； n = 转速 1/min 20 Thus: 6 1 10 0.76 60 r A A C L NP = 10 6 3 10234 0.76 60 1475 14.33 = = 94864 h 6 1 10 0.76 60 r B B C L NP = 10 6 3 10234 0.76 60 1475 10.82 = = 242009 h 结论：符合要求 (轴承寿命. 70550 hours) 2.3.7.22.3.7.22

38、.3.7.22.3.7.2 轴受力分析 被动齿轮 2 受力分析 圆周力KN d T Ft34.6 77.74 23722 1 1 2 = = 径向力KN F F nt r 38.2 14.14cos 20tan34.6 cos tan 1 2 2 = = 轴向力 2a F= 2t Ftan 1 = 6.34 tan 14.14= 1.6 KN 主动轮 3 受力分析 轴 轴承选择 型号： 22312EAE4 从 NSK 查得的参数如下： d = 60D = 130B=46 r C= 271 KNe = 0.34 圆周力：KN d T Ft73.18 91.85 5 .80422 3 2 3 =

39、= 径向力：KN F F nt r 97.6 1 .12cos 20tan37.18 cos tan 2 3 3 = = 轴向力: 3a F= 3t Ftan 2 = 6.34 tan 12.1= 4.02 KN 水平反力: AH F= （ 2t F150.5+ 3t F75.5）/211 = 11.22 KN BH F= （ 2t F60.5+ 3t F135.5）/211 = 13.85 KN 21 水平弯矩: 1H M= AH F60.5 = 11.2260.5 = 678.81 NM 2H M= BH F75.5 = 13.8575.5 = 1045.68 NM 垂直反力: AV F=

40、 （ 2 2 2 a d F+ 3 3 2 a d F+ 2 150.5 r F- 3 75.5 r F）/211 =( 255.23 1.6 2 + 85.91 4.02 2 +150.5 2.38-75.5 6.97)/211= 0.99 KN BV F= （ 2 60.5 r F- 2 2 2 a d F- 3 3 2 a d F- 3 135.5 r F）/211 = （60.5 2.38- 255.23 1.6 2 - 85.91 4.02 2 -135.5 6.97）/211 = -5.58 KN 垂直弯矩: 1V M= 60.5 AV F= 60.50.99 = 59.9 NM

41、2a M= 2 2 2 a d F= 255.23 1.6 2 = 204.18 NM 2V M= 1V M- 2a M= 59.9-204.18 = 144.28 NM 3V M= 75.5 BV F= 75.5(-5.58) = -421.29 NM 3a M= 3 3 2 a d F= 85.19 4.02 2 = 171.23 NM 4V M= 3V M- 3a M= -421.29+171.23 = -250.06 NM 合力: A F= 22 AHAV FF+= 22 0.9911.22+= 11.26 KN B F= 22 BHBV FF+= 22 ( 5.58)13.85+=

42、14.93 KN a F= 32aa FF= 4.02-1.6 = 2.42 合成弯矩: 1 M= 22 11VH MM+= 22 59.9678.81+= 681.45 KN 2 M= 22 21VH MM+= 22 144.28678.81+= 693.97 KN 3 M= 22 32VH MM+= 22 ( 421.29)1045.68+=1127.36KN 4 M= 22 42VH MM+= 22 ( 250.06)1045.68+=1075.16KN 22 图图 2-72-72-72-7 力矩选择 0b = 150, 1b = 90,= 1 0 b b = 90 150 = 0.6

43、T = 2 T= 0.6804.5 = 482.7 MPa 当量弯矩: 1 M= 22 1 MT+= 22 681.45482.7+= 835.09 KN 23 2 M= 22 2 MT+= 22 693.97482.7+= 845.34 KN 3 M= 22 3 MT+= 22 1127.36482.7+= 1226.35 KN 4 M= 22 4 MT+= 22 1075.16482.7+= 1178.54 KN 校核轴 1 d= 2 3 1 0.1 b M = 3 3 845.34 10 0.1 90 = 45.46 mm 2 d= 3 3 1 0.1 b M = 3 3 1226.35

44、 10 0.1 90 = 51.46 mm 因为该轴有键槽，所以轴径增加 7%。 1 d= 1 d(1+7%) = 48.6 mm XYXY 1 3 Y0.67 2 Y 表表 2-52-5 当量动负载:P= (X r F+ a YF) p f /0.21 aA FFe=45. 0 89 . 8 02 . 4 4 XA=0.67,YA=3.5 B B a e F F =34 . 0 96.11 02 . 4 4 XB=0.67,YB=3.2 当量径向载荷：()KNFYFXfP AAaAPA 57.40)89 . 8 5 . 302 . 4 67 . 0 (2 . 1 4 =+=+= ()KNFY

45、FXfP BBaBPB 16.49)96.112 . 302 . 4 67 . 0 (2 . 1 4 =+=+= 轴承寿命： 27 ( )h P C n a L A rA hA 224909 1057.40 385000 9 .10160 1076. 0 60 10 3 10 3 6 3 6 = = = ( )h P C n a L B rB hB 158470 1016.49 420000 9 .10160 1076. 0 60 10 3 10 3 6 3 6 = = = 结论结论：符合要求(轴承最少寿命： 70550 hours). 因为挤出机螺杆有很大的轴向力，选用推力轴承因为挤出机螺杆

46、有很大的轴向力，选用推力轴承 供应商：NSK 型号：Spherical roller thrust bearing DIN728 额定基本载荷 dyn C:min.1100kN 轴承寿命：min. 70550 hours 依照设计要求，我们选用 29424E 调心推力滚子轴承 主要参数： D=120mmD=250mmT=78 mm, a C=1160KN 参数 a C大于额定基本负载，条符合要求。 2.4 键的选用和校核 图图 2-82-82-82-8 2 h k= Spring Norm-b x h x L-material 28 2.4.1 轴 键的选择 轴径 50，按照立达标准: N1121 选用: 20259340 spring DIN 6885A-14x9x45-St. 强度校核 剪切力: = dbl T2000 强度条件: pp dkl T = 1 1 2000 MPaTmax418=MPaT240=5 . 4 2 9 2 = h k 251 T T . max 属于普通冲击 MPa90= MPa p 120100= = =MPa dbl T 1 . 22 )1445(1450 24020002000 p p MPa dkl T = = 6 . 62 )1445(5 . 455 24020002000 1 1 结论：该键安全 2.4.2 轴的键 键的选择