90型塑料挤出机设计学士学位说明书(编辑修改稿)

90型塑料挤出机设计学士学位说明书(编辑修改稿)内容摘要：

2/3 0 0 cmkgPr  机头 )()( 2222 bbbbt rRrRP  机头 （ 37） 22222 / 1 6)()(3 0 0 cmkg )( 222 bbbz rRrP  机头 2222 /)( cmkg 2 )()()(222 rzzttr   2 )()()(222  M p acmkg  查表得材料的许用应力   M p an yy 2 5 4 0   得   ，故机筒强度满足要求。 沈阳化工大学 学士学位 论说明书 第三 章 传动系统的设计 第三 章 传动系统的设计 图 31 传动部分系统图 确定各级效率： 根据表 的效率 ： 弹性联轴器效率  滚动轴承效率 轴承 开式齿轮的传动效率 齿轮 则传动总效率 η = 3轴承 2齿轮 1 33  分配传动比 ： 总传动比 609800  wnni 各级 传动比的粗略分配 根据《机械设计课程手册》第二版，取 21 ii  减速箱内高速级齿轮传动比 i 减速箱内低速级齿轮传动比 i 各轴功率、转速和转矩的计算： 0 轴：（电动机轴） kwpp 300  电机 沈阳化工大学 学士学位 论说明书 第三 章 传动系统的设计 min/9800 rn  mNnpT  4000 Ⅰ轴：（减速器高速轴） kwpp   m in/9 8 019 8 00101 rinn  mNnpT  4111 Ⅱ轴：（减速 器中间轴） kwpp   齿轮轴承  mi n/2 0 96 9 8 01212 rinn  mNnPT  4222 Ⅲ轴：（减速器低速轴） kwpp   轴承齿轮  mi n/60 rinn  mNnPT  4333 各轴运动及动力参数 见表 11： 表 11 各轴运动及动力参数 轴 功率 (kw) 转速 （ r/min） 转矩 （ N m） 传动类型 传动比 效率 Ⅰ轴 980 联轴器 1 Ⅱ轴 209 齿轮 、 轴承 Ⅲ轴 60 齿轮 、 轴承 沈阳化工大学 学士学位 论说明书 第三 章 传动系统的设计 减速 器高速级齿轮的设计计算 工作条件见表 12： 表 12 工作年限 工作班制 工作环境 载荷性质 生产批量 10 2 清洁 平稳 大批 材料的选择： 小齿轮 40Cr 调质处理 齿面硬度 241286HBS 大齿轮 45钢 正火处理 齿面硬度 162217HBS 计算应力循环次数 911 108 2 )283 0 010(19 8 06060  hjLnN8912 1082  iNN （ 51） 查图 517， ZN1= ZN2= （允许一定点蚀） 由式 529， ZX1=ZX2= ， 取 SHmin= ZW= ZLVR=（光整 齿轮） 由图 516b，得 21lim /67 5 mmNH  , 22lim /530 mmH  计算许用接触应力   211m i n1l i m1 / mmNZZZZS L VRWXNHHH     222m i n2l i m2 / mmNZZZZS L VRWXNHHH   因    12 HH   ，故取     22 / mmNHH   2 按齿面接触强度确定中心距 : 小 齿 轮转矩 T1=283577N mm 初定螺旋角β =13о , o sc o s  Z。 初取 tt ZK  ，由表 55 得 2/ 8 9 mmNZ E  减速传动 iu ， 取 a 端面压力角  )13c o s/20()c o s/(  tga r c tgtga r c tg nt  基圆螺旋角  2 0 )4 8 o s13()c o s(  tga r c tgtga r c tg tb  i n48 o s 20 o ss i nc o s c o s2   ttbHZ   沈阳化工大学 学士学位 论说明书 第三 章 传动系统的设计 由式（ 539）计算中心距 a  mmZZZZuKTuaHEHat)(2)1(32321  由 表 ,取中心距 mma 210。 估算模数 ： mmam n )~()~0 0 (  ， 取标准模数 mmmn 2。 小齿轮齿数：     16 9 13c o s2 1 021c o s21  um az n  大齿轮齿数： 6 9  uzz 取 169,36 21  zz 实际传动比 3616912  zzi实 传动比误差 %5%% %100 理实理 i iii ， 在允许误差的范围内。 修正螺旋角   1 02 )361 6 9(2a r c c o s2 )(a r c c o s 12a zzm n 与初选β =130相近 , ZZh, 可不修正。 齿轮分度圆直径 mmzmd n o s/362c o s/11   mmzmd n 4 o s/1 6 92c o s/22   圆周速度 smndv / 9 8 4311    由表 56,取齿轮精度为 8级 验算齿面接触疲劳强度 : 按电机驱动 ,载荷稍有波动 ,由表 53,取 AK。 由图 54b，按 8级精度和 smvz / 0 0/ 0 0/1  ，得 vK。 齿宽 ： mmab a 842 1  。 由图 57a，按 db , 考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得 K。 由表 54，得 K。 沈阳化工大学 学士学位 论说明书 第三 章 传动系统的设计 载荷系数   KKKKK vA 计算重合度  、 ： 齿顶圆直径 mmmhdd naa *11  mmmhdd naa *22  端面压力角  ) o s/20()c o s/(  tga r c tgtga r c tg nt  齿轮基圆直径 mmdd tf o o s11   mmdd tf 2 o 4 6c o s22   端面齿顶压力角  r c c osa r c c os111 afat dd  0 4a r c c o sa r c c o s222 afat dd  )(99)(362 1)()(2 1 2211 tgtgtgtgtgtgztgtgz tattat  in84s in     nmb 9 9 11  Z 9 8 o sc o s  Z  ) o ()c o s(  tga r c tgtga r c tg tb  i os os2s i nc os c os2   ttbHZ   MPZE  由式 539,计算齿面接触应力   222211/ 6 3/ 9 96 9 16 9 2 8 3 5 7 78 6 3 9 8 9 8 94 3 mmNmmNuubdKTZZZZHEHH   （ 52） 故安全。 验算齿根弯曲疲劳强度 : 沈阳化工大学 学士学位 论说明书 第三 章 传动系统的设计 按 169,36 21  ZZ ， 由图 518b，得 21lim /20 0 mmNF  ， 22lim /280 mmNF 。 由图 519，得 NY ， NY。 由式 532， mn =2mm5mm,故  XX YY。 取 YST =， S minF =。 由式 531 计算许用弯曲应力   211m i n1l i m1 / mmNYYS Y XNF STFF     222m i n2l i m2 / mmNYYS Y XNFSTFF   2 2 8 o s/ 4 5 o s/ 322311  ZZ ZZ VV 由图 514 得 Y 1Fa =， Y 2Fa =。 由图 515 得 Y 1Sa =， Y 2Sa =。 由式（ 547）计算 Y ，因    Y 22     bY  故安全。 21211111/286/2 8 3 5 7 2mmNmmNYYYYmbdKTFsaFanF   安全。 222112212/4 0 0/ 2 7 4 3mmNmmNYYYYFSaFaSaFaFF 齿轮的主要几何参数 : 361z ，。