双螺杆挤出机减速箱设计资料Word格式文档下载.docx
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2016年4月15日~2016年4月19日完成设计的修改；
2016年4月20日发毕业设计的初稿给毕业指导老师查阅；
2016年4月22日~2016年4月26日最终根据指导老师查阅后进行毕业设计的最后修改并上传系统。
期限：
2016-04-2616:
23:
00
参考资料及其说明：
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[14]王伯平主编.互换性与测量技术基础.北京：
机械工业出版社,2002.2
应完成的项目：
1）双螺杆挤出机减速箱：
减速箱的概述；
减速箱设计思路；
减速箱的研究进展。
2）传动装置的总体设计：
驱动电机选型；
减速箱设计（减速部分和扭矩分配部分减在传动箱中的布置形式、减速部分和扭矩分配部分的方案设计）。
3）传动零件的设计：
齿轮的设计；
传动轴的设计；
止推轴承组的设计。
4）减速箱的润滑与密封：
减速箱的润滑（齿轮传动的润滑、轴承的润滑）；
减速箱的密封（伸出处的密封、轴承室内侧的密封、其他部位的密封
）。
双螺杆挤出机减速箱设计
学生：
黎世星
喻慧文
教学单位：
轻化工程系
摘要
传动零件的设计在减速箱中极其重要，本文详细的介绍了如何设计传动轴以及齿轮，如何判断其合格性，还有如何设计其结构，验算其强度以及寿命等等。
1前言
生活中，塑料制品随处可见，而且随着经济的发展，塑料制品的应用也越来越广泛，对塑料生产设备的需求也越来越多，要求越来越高。
在各种各样的塑料生产线中，挤出生产线为塑料生产线中的一种，有着不可替代的地位。
双螺杆挤出机以其高效、高速、大扭矩高精度而备受广大塑料生产家的青睐，但是双螺杆挤出机由于其主机双螺杆中心距相对较小，而要求传递功率较大，同时又要求有能够承受轴向机头压力的装置等，这就对减速箱的设计有特别的要求，减速箱作为动力的传动装置，其优劣直接影响塑料产品的质量以及整个机组生产线的效率和可靠性。
本文将叙述双螺杆挤出机减速箱的设计，重点叙述传动装置的总体设计，传动零件的设计，以及减速箱的润滑和密封。
2双螺杆挤出机减速箱
2.1概述
双螺杆挤出机的传动系统主要由驱动电机（联轴器）、齿轮箱（包括扭矩分配部分和减速部分）等组成。
减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；
在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。
减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。
2.2减速箱设计思路
双螺杆挤出机的减速箱，由于要求为双出轴、高速旋转，输出轴中心距为定值且较小，同时要求齿轮承载能力高。
因此，必须进行逆向设计，既从双输出轴开始，先考虑结构设计，之后整体减速比、齿轮强度、轴承寿命等因素。
假设设计要求为：
减速箱的输入功率55kW，输入转速1500r/min，输出转速500r/min，螺杆中心距60mm。
2.3减速箱的研究进展
近年来，减速器的结构有些新的变化。
为了和沿用己久、国内日前还在普遍使用的减速器有所区别，这里分列了两节，并称之为传统型减速器结构和新型减速器结构。
和传统的减速器相比，新型减速器结构上的改进，既可简化结构，减少零件数日，同时又改善了制造工艺性。
但设计时要注意装配的工艺性，要提高某些装配零件的制造精度。
3传动装置的总体设计
3.1主驱动电机选型
常用的电机有直流电机、交流变频调速电机、滑差电机、整流子电机等。
其中以直流电机和交流变频调速电机用的最多。
变频调速电机由一个静态变频器来控制，所用电机多为专用变频电机，也可用标准三相异步电机替代。
变频器质量对变频调速系统的工作性能和运转平稳性有重要影响。
V/f控制性通用变频器控制的交流电动机通过减速机构驱动挤出机，存在基频以下输出转矩和效率都下降，电动机功率偏大等缺点。
直流电机系统：
可实现无级调速，且调速范围宽，启动较平稳。
采用直流电机驱动时，通过改变电枢电压时间可得到恒扭矩调速，改变激励电压时间可得到恒功率调速。
本设计选用功率为55KW的直流电动机已可以满足需要，所以本设计中所采用的主驱动电动机型号为Z4-180-41，功率为55KW，额定电压为380V，转速为1500r/min，采用三相全控桥双闭环无级调速。
3.2减速箱的设计
双螺杆挤出机的传动箱由两大部分即减速部分和扭矩分配部分组成。
这两部分的功能虽有不同，但它们紧密联系，有时还相互制约。
传动箱设计的主要内容包括三方面，即减速部分和扭矩分配部分在传动箱中的布置形式、减速部分和扭矩分配部分的方案设计及传动结构设计。
3.2.1减速部分和扭矩分配部分减在传动箱中的布置形式
根据目前流行的结构看，其设计布置大致有两种方案，一种是将减速部和扭矩分配部分很明显的分开，即所谓的分离式；
另一种是将二者合在一起。
下面重点讨论双螺杆挤出机传动箱减速部分和扭矩分配部分的典型布置形式。
（1）两箱传动图1.1为减速部分和扭矩分配部分分离的传动箱。
如图所示，右边是减速部分，左边是扭矩分配部分，各自独立成体系，中间用连接套（花键）连接起来。
这种布置方式有可能采用标准减速器，简化了扭矩分配部分的设计制造工作量，但占用空间较大。
（2）单箱传动图1.2为减速部分和扭矩分配部分合在一起的传动箱。
其优点是：
结构紧凑，占地面积小，齿轮受力小；
可提高齿轮的承载能力，齿轮接触强度及弯曲强度的安全系数增大；
保证双螺杆机受力均匀；
采用两箱合一立体结构，虽然由于结构限制了设计与加工难度，但是由于采用整箱设计，可以将两止推轴承尽量靠近，使两轴所受扭转、挠度变形基本一致。
图1.1减速部分和扭矩分配部分分离
图1.2减速部分和扭矩分配部分合在一起
3.2.2减速部分和扭矩分配部分的方案设计
（1）内齿轮传动内齿轮传动既可用于同向旋转双螺杆挤出机的传动系统如图1.3（a），也可用于异向旋转双螺杆挤出机的传动系统如图1.3（b）。
内齿轮传动的优点是：
结构紧凑啮合齿轮对的重叠系数大，相对承载能力高；
如果设计合理，制造精度达到要求，能较好地保证俩跟螺杆同步运行。
（a）（b）
图1.3内齿轮传动
（2）双啮合齿轮传动双啮合齿轮传动是指由一个齿轮同时带动两个齿轮或由两个齿轮同时带动一个齿轮。
如果传递的总扭矩不变，若采用双啮合齿轮传动，则各对啮合齿轮传递的扭矩为单啮合齿轮传递扭矩的一半，因而同时与两个齿轮啮合的那个齿轮上每对啮合齿所受的圆周力可减少一半，径向力可部分抵消如图1.4（a）或全部抵消如图1.4（b）。
这样就可使齿轮、轴、轴承的受力大大减小。
（a）（b）
图1.4双啮合齿轮传动
（3）传动系统的运动和动力参数
图1.5传动示意图
在本设计中，选用分离式，因螺杆的转速范围为40～400r/min，而电动机的转速为1500r/min，所以要求传动系统的总传动比为：
i=1500/144=10.4.
1）传动比的分配
传动系统的总传动比i=
=
=10.4；
由传动系统方案知
i12=1；
按表3-1查取V带传动的传动比iv=i23=2-4则V带传动比取为
i23=3；
由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比
i∑=i34i45=
=3.5；
为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS≤350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比：
i34=
=2.13
低速级传动比
i45=
==1.64
传动系统各级传动比分别为：
i23=3；
i34=2.13；
i45=1.64；
2）传动系统的运动和动力参数计算
传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：
1轴（电动机轴）
n1=nm=1500r/min；
P1=Pr=55kw；
T1=9550
=348.3N·
m；
3轴（减速器高速轴）
n3=
=500r/min；
P3=P1η13=55×
0.94=51.7kw；
T3=9550
=987.47N·
4轴（减速器中间轴）
n4=
==234.7r/min；
P4=P3η34=51.7×
0.9603=49.64kw；
T4=9550
=2020.16N·
5轴（减速箱低速轴）
n5=
=144r/min；
P5=P4η45=49.64×
0.9603=47.67kw；
T5=9550
=3183.5N·
4传动零件的设计
4.1齿轮的设计
<
1>
齿轮传动设计参数的选择
（1）齿宽系数Φd的选择
对于外啮合齿轮传动：
……………………（1.1）
式中，Φa为齿宽系数，计算时可先选定Φa后，再用式（1.1）计算出相应的Φd。
2>
受力分析
在直齿圆柱齿轮传动中，作用于齿面上的法向载荷Fn仍垂直于齿面。
如图3—6[7]所示为一对直齿圆柱齿轮，若略去齿面间的摩擦力，Fn可分解为两个相互垂直的分力：
沿半径方向的径向力Fr和切于分度圆上的圆周力Ft。
各力的方向如图3—6[7]所示；
各力的大小
………………………（1.2）
式中，T1—为主动齿轮传递的名义转矩（N·
mm）；
d1—为主动齿轮的分度圆直径（mm）；
α—分度圆压力角，对标准直齿轮，αn=20°
；
P1—为主动轮传递的功率（KW）；
n1—为主动齿轮的转速（r/mm）；
3>
计算载荷
由式（1.2）计算的Ft和Fn等均是作用在轮齿上的名义载荷。
在实际工作中，还应考虑下列因素的影响：
由于原动机和工作机的振动和冲击，轮齿啮合过程中产生的动载荷；
由于制造安装误差或受载后齿轮产生的弹性变形以及轴、轴承、箱体的变形等原因，使的载荷沿齿宽方向分布不均、同时啮合的各轮齿间载荷分布不均等。
为此，应将名义载荷乘以载荷系数，修正为计算载荷，进行齿轮的强度计算时，按计算载荷进行计算。
………………………（1.3）
其中，
…………………（1.4）
式中，K为载荷系数；
KA为使用系数；
Kv为动载系数；
Kβ为齿向载荷分布系数；
Kα为齿间载荷分布系数。
1）使用系数KA其值可查表3—1[7]得到。
2）动载系数Kv直齿圆柱齿轮传动，可取Kv=1.05～1.4；
斜齿圆柱齿轮传动，因传动平稳，可取Kv=1.02～1.2。
齿轮精度底、转速高时取大值；
反之，取小值。
3）齿向载荷分布系数Kβ当两轮之一为软齿面时，取Kβ=1～1.2；
当两轮均为硬齿面时，取Kβ=1.1～1.35；
当宽径比较小、齿轮在两支承中间对称布置、轴的刚性大时，取小值反之取大值。
4）齿间载荷分布系数Kα直齿圆柱齿轮传动，可取Kα=1～1.2；
斜齿圆柱齿轮传动，齿轮精度高于7级，Kα=1～1.2，齿轮精度低于7级，Kα=1.2～1.4；
当齿轮制造精度低、硬齿面时，取大值；
当精度高、软齿面时，取小值。
4>
轮齿弯曲疲劳强度计算
为了防止轮齿折断，轮齿的弯曲条件为
…………………………（1.5）
式中，σF为齿根弯曲应力（MPa）;
σFP为许用弯曲疲劳应力（MPa）。
计算σF时，首先要确定齿根危险截面，其次要确定作用在齿轮上的载荷作用点。
齿根危险截面：
将轮齿视为悬臂梁，作与齿轮对称中线成300角并与齿根过渡曲线相切的切线，通过两切点作平行于齿轮轴线的截面，此截面即为齿根危险截面。
载荷作用点：
啮合过程中，轮齿上的载荷作用点是变化的，应将其中使齿根产生最大弯矩者作为计算时的作用点。
轮齿在双齿对啮合区中E点（图3—9【7】）啮合时，力臂最大，但此时有两对共同承担载荷，齿根所受弯矩不是最大；
轮齿在单齿对啮合区上界点D啮合时，力臂虽较前者小，但仅一对齿轮承担总载荷，因此，齿根所受弯矩最大，应以该点作为计算时的载荷作用点。
但由于按此点计算较为复杂，为简化起见，一般可将齿顶作为载荷的作用点，并引入重合度系数Yε，将力作用于齿顶时产生的齿根应力折算为力作用于单齿对啮合区上界点时产生的齿根应力。
图3—12【7】所示，略去齿面间的摩擦力，将Fn移至轮齿的对称线上，并分解为切向分力FncosαFa和径向分力FnsinαFa。
且向分力使齿根产生弯曲应力和剪应力，径向分力使齿根产生压应力。
由于剪应力和压应力比弯曲应力小得多，且齿根弯曲疲劳裂纹首先发生在拉伸侧，故齿根弯曲疲劳强度效核时应按危险截面拉伸侧的弯曲应力进行计算。
其弯曲应力为
（MPa）……（1.6）
式中，hF为弯曲力臂；
SF为危险截面厚度；
b为齿宽；
αFa为载荷作用角。
令
…………………（1.7）
考虑齿根应力集中和危险截面上的压应力和剪应力的影响，引入应力修正系数YSa,计入重合度系数Yε后，得轮齿弯曲疲劳强度条件为
（MPa）……（1.8）
式（1.8）所示得弯曲疲劳强度条件，还可写成（1.9）的形式。
设计时，用此式可以计算出齿轮的模数。
即
（mm）…………………（1.9）
式中，σFP为许用弯曲疲劳应力（MPa）。
YFa为载荷作用于齿顶时的齿行系数;
重合度系数Yε是将力的作用点由齿顶转移到单齿对啮合区上界点的系数。
当εα<
2时，取Yε＝0.65～0.85，z大时，εα大，Yε取小值；
反之，取大值。
因大、小齿轮的YFa、YSa不相等，所以它们的弯曲应力是不相等的。
材料和热处理方式不同时，其许用弯曲应力也不相等，故进行轮齿弯曲强度效核时，大、小齿轮应分别计算。
5>
齿面接触疲劳强度计算
为了防止齿面出现疲劳点蚀，齿面接触疲劳条件为
…………………………（1.10）
式中，σH为接触应力（MPa）；
σHP为许用接触应力（MPa）。
一对渐开线圆柱齿轮在C点啮合时（图3—10（a）
【7】），其齿面接触状况可近似认为与以ρ1、ρ2为半径的两圆柱体的接触应力σH可近似地用下式进行计算：
（MPa）……（1.11）
轮齿在啮合过程中，齿廓接触点是不断变化的，因此，齿廓的曲率半径也将随着啮合位置的不同而变化（图3—10（b）
【7】）。
对于重合度1<
εα<
2的渐开线直齿圆柱齿轮传动，在双齿对啮合区，载荷将由两对齿承担在单齿对啮合区，全部载荷由一对齿承担。
节点C处的ρ值虽不是最小，但该点一般处于单对齿啮合区，只有一对齿啮合，且点蚀也往往出现在节线附近的表面出现。
因此，接触疲劳强度计算通常以节点为计算点。
在节点C处：
…………………（1.12）
对于直齿圆柱齿轮传动，当εα＝1时，接触线长度L与齿宽b相等。
当εα>
1时，啮合过程中，将会有几对齿同时参与啮合，单位接触线长度可取为：
L＝b/Zε2,Zε为重合度系数，是用以考虑因重合度增加，接触线长度增加，接触应力降低的影响系数。
对于直齿圆柱齿轮传动，一般可取Zε＝0.85～0.92，齿数多时，εα大Zε取小值;
将式（1.11）中的Fn改为轮齿上的计算载荷Fnc（Fnc=KFn）。
考虑齿数比
并将ρ1、ρ2和L值代入式（1.11），简化后得
（MPa）…………（1.13）
式中，
称为节点区域系数，考虑节点齿廓形状对接触应力得影响，其值可在图3—11【7】中查得;
称为材料系数（
），可由表3—2【7】查得。
于是，直齿圆柱齿轮的齿面接触疲劳强度条件为
………………（1.14）
式中，σHP为许用接触疲劳应力（MPa）。
令齿宽系数
，将
代入上式，得齿面接触疲劳强度条件的令一表达形式：
（mm）…………（1.15）
式（1.14）和式（1.15）适用于标准和变位直齿圆柱齿轮传动。
设计时，用式（1.15）可计算出齿轮的分度圆直径。
“+”号用于外啮合，“－”号用于内啮合，在该设计中选“-”号。
提高齿轮接触疲劳强度的主要措施：
加大齿轮直径d或中心矩a、适当增大齿宽b、采用正角度变位齿轮传动和提高齿轮精度等级，均可减小齿面接触应力；
改善齿轮材料和热处理方式（提高齿面硬度），可以提高许用接触应力σHP值。
6>
具体计算
⑴选精度等级、材料及齿数
1）考虑到本设计中分配箱所要传递的功率较大，故两啮合齿轮都选用硬齿面。
由表3—3[7]选得大、小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48～55HRC。
2）选取精度等级。
因采用表面淬火，轮齿的变形不大，不需磨削，故初选7级精度（GB10095—88）。
3）选取两齿轮的齿数Z1=26，Z2=78。
⑵按齿面接触强度设计
按式（1.15）试算，即
mm
1）确定公式内的各计算数值
a、因为是电动机驱动，工作机载荷平稳，查表3—1[7]，可取KA=1；
因齿轮速度不高，取Kv=1.05；
又因对称布置，轴的刚性大，取Kβ=1.1，Kα=1.4，则
K=KAKvKβKα=1.62
b、由图3—11[7]选取区域系数ZH=2.450。
c、由图10—26[5]查得εα1=εα2=0.86，则εα=εα1+εα2=1.72。
d、计算齿轮传递的转矩
T1=95.5×
105×
P1/n1=95.5×
55×
90%/144=3.31×
105N·
mm
（设减速箱的总效率为90%）
e、由表3—6[7]选取齿宽系数Φd=1.0。
f、由表3—2[7]查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
；
重合度系数Zε=0.8。
g、由图3—16[7]按小齿轮齿面硬度为286MPa，大齿轮齿面硬度为240MPa，查得的接触疲劳强度极限σHlim1=660，σHlim2=600MPa；
查图3—17[7]，得σFlim1=230，σHlim2=220MPa。
h、由式3—13[7]计算应力循环次数N，确定寿命系数ZN，YN（注：
本设计挤出机的分配箱按工作寿命为15年，每年工作300天，一班制来进行计算）：
N=60nat
式中，n为齿轮转速（r/min）;
a为齿轮每转一转，轮齿同侧齿面啮合次数；
t为齿轮总工作时间（h）。
则有
N1=N2=60nat=60×
144×
1×
（1×
8×
300×
15）=3.1×
108
i、由图3—18[7]查得ZN1=ZN2=1.2;
查图3—19[7]得，YN1=YN2=1
j、计算接触疲劳许用应力
由表3—4[7]取SHlim=1，SFlim=1.4。
由式（3—11[7]）得
由式（3—12[7]）得
2）计算
试算小齿轮分度圆直径d1，由计算公式得
1计算齿宽b及模数mn
按表3—7[7]，取标准模数mn=3.25mm，则
圆整后取：
a=88mm。
修正其它值：
取b2=88mm,b1=b2+（5～10）=（88+6）mm=94mm。
2计算圆周速度
3）验算轮齿弯曲强度条件。
按式（3—17[7]）验算轮齿的弯曲强度条件。
计算当量齿数：
查图3—14[7]，得YFa1=2.56,YFa2=2.24;
查图3—15[7]，得YSa1=1.62,YSa1=1.77。
取Yε=0.7，Yβ=0.9。
计算弯曲应力：
4.2传动轴的设计
1、轴的结构设计
轴结构设计的目的是合理地定出轴的几何形状和尺寸。
由于影响轴结构设计的因素很多，故轴不可能有标准的结构形式。
一般的讲，轴的结构设计在满足规定的功能要求和设计约束的前提下，其设计方案有较大的灵活性，即轴的结构设计具有多方案性。
通常，轴的结构设计应力求受力合理，有利于提高轴的工作能力，有利于节约材料和减轻重量；
应力求轴上零件的定位和固定可靠，并有利于装拆、调整。
2、轴的强度校核计算
轴的计算通常都是在初步完成结构设计后进行校核计算，计算准则是满
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