双螺杆挤出机减速箱设计 广东轻工职业技术学院 毕 业 设 计 题 目： 双螺杆挤出机减速箱设计 系： 轻化工程系 专 业： 塑料加工装备与控制 班 级： 姓 名： 指导教师： 完成时间： 2016-4-26 广东轻工职业技术学院 毕业设计任务书 论文 题目： 双螺杆挤出机减速箱的设计 论文摘要： 双螺杆挤出机由于挤出物量好和产量高等优点，得到了广 泛的运用和发展，随之也对双螺杆挤出机本身的结构、质量 提出了更高的要求。
双螺杆挤出机传动系统是双螺杆挤出机的关键之一，然而 减速箱在传动系统中尤为重要。
本文重点介绍了对双螺杆挤出机减速箱的总体设计，传动 零件的设计（齿轮设计、传动轴设计），减速箱的润滑和密 封进行了讨论，为双螺杆挤出机厂在未来的发展中提高其质 量，满足客户的要求。
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 关键词： 减速箱；减速部分和扭矩分配部分布置形式；齿轮强度；轴 的强度；轴承核定动载荷；润滑和密封。
期限： 2016-04-26 16:23:00 参考资料及其说明： [1] 秦宗慧,谢林生,祁红志.塑料成型机械.北京： 化学工业出版社，2012.8 [2] 王军主编.机械设计基础课程设
计.北京： 科学出版社，2013 [3] 北京化工大学与华南理工大学合编. 塑料机械设计.第二版.北京： 中国轻工业出版社，1995 [4] 耿孝正主编.双螺杆挤出机及其 应用.北京： 中国轻工业出版社,2003.1 [5] 刘鸿文编. 材料力学（上、下 册）.第三版.北京： 高等教育出版社,1995 [6] 大连理工大学工程画教研室编.机 械制图.第五版.北京： 高等教育出版社,1992.4 [7] 钟毅芳、吴昌林、唐增宝主编. 机械设计.第二版.华中科技大学出版社,2001 [8] 吕柏源.挤出 成型与制品应用. 化学工业出版社,2002 年 4 月第一版 [9] 张丽叶.挤出成型. 化学工业出版社,2002 年 7 月第一版 [10] [美]L.P.B.M 詹森著，耿孝正译. 双螺杆挤出. 北京： 中国轻工业出版社,1987 [11] 濮良贵、纪名刚主编. 机械设计. 第六版. 北京： 高等教育出版社,1997 [12] 朱复华编. 螺杆设计及其理论基 础. 北京： 中国轻工业出版社,1984 [13] 郑文纬、吴克坚主编. 机械原理. 第七版.北京： 高等教育出版社,1997.7 [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）。
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 ）。
谢 24 参考文献 25 论文题目： 双螺杆挤出机减速箱设计 学生： 黎世星 指导教师： 喻慧文 教学单位： 轻化工程系 摘 要 双螺杆挤出机由于挤出物量好和产量高 等优点，得到了广泛的运用和发展，随之也对双螺杆挤出机 本身的结构、质量提出了更高的要求。
双螺杆挤出机传动系统是双螺杆挤出机的关键之一，然而 减速箱在传动系统中尤为重要。
本文重点介绍了对双螺杆挤出机减速箱的总体设计，传动 零件的设计（齿轮设计、传动轴设计），减速箱的润滑和密 封进行了讨论，为双螺杆挤出机厂在未来的发展中提高其质 量，满足客户的要求。
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。
关键词： 减速箱；减速部分和扭矩分配部分布置形式；齿轮强度；轴 的强度；轴承核定动载荷；润滑和密封。
V 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。
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。
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。
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。
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 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。
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。
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
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 1500 r/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；
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。
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）； 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 K v =1.05～ 1.4；斜齿圆柱齿轮传动，因传动平稳，可取 K v=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。 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 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。
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 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 11 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;反之，取大值。
（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。
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
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 K v=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 。
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
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）。
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：
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，计算准则是满足轴的强度或刚度要 求，必要时还应校核轴的振动稳定性。 进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力 情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。 对于仅仅（或主要）承受扭矩的轴（传动轴），应按扭转 强度条件计算；对于只承受弯矩的轴（心轴），应按弯曲强 度条件计算；对于既承受弯矩又承受扭矩的轴（转轴），应
此外，对于瞬时过载很大或应力循环不对称性较为严重的 轴，还应按峰尖载荷校核其静强度，以免产生过量的塑性变 形。
⑴ 按扭转强度条件计算 这种方法是只按轴所受的扭矩 来计算轴的强度；如果还受有不大的弯矩时，则用降低许用 扭转切应力的办法予以考虑。
轴的扭转强度约束条件为： MPa …………（1.16） 式中， τT—扭转切应力，MPa ； T— 轴所传递的扭矩，N •mm； WT—轴的抗扭截面模量， mm3， 见附表 6—8[7]； n—轴的转速，r/min； P—轴所传递的功 率，KW； d—计算截面处轴的直径，mm； [τ]T—许用扭转 应力，MPa，见表 6—3[7]。
对于实心轴， 将上式代入（1.20），可得轴的直径约束条 件： ………………（1.17） 式中，C 取决于轴材料的许用扭转 应力[τT]的系数，其值可查表 1.1。
当弯矩相对转矩很小时，C 取小值，[τT]取较大值；反之， C 取大值， [τT]取较小值。
此外,也可采用经验公式来估算轴的直径。 如在一般减速器中,高速输入轴的直径可按与其相连的电 机轴的直径 D 估算,d=(0.8～1.2)D;各级低速轴的轴径可按同 级齿轮中心距 a 估算,d=(0.3～0.4)a。 综上所述，取轴的直径为 75mm。 ⑵ 按弯扭合成强度条件计算 对于同时承受弯矩和转矩 的轴,可根据弯矩和转矩的合成强度进行计算。 计算时,先根据结构设计所确定的轴几何和轴上零件的位 置,画出轴的受力简图,然后,绘制弯矩图、扭矩图，再按第三 强度理论条件建立轴的弯矩合成强度约束条件： ……………（1.18） 考虑到弯矩 M 所产生的弯曲应力和转 矩 T 所产生的扭转力的性质不同，对上式中的转矩 T 乘以折 合系数 α，则强度约束条件的一般公式为 …………（1.19） 式中，称为当量弯矩；α 为根据转矩性质而定的折合系数。 转矩不变时，。 若转矩的变化规律不清楚，一般按脉动循坏处理。 [σ-1]b、[σ0]b、[σ1]b 分别对为对称循坏、脉动循坏及静 应力状态下的许用应力，见表 6—4[7]。
W 为轴的抗弯截面模量（mm3）,见附表 6—8[7]。 此轴，式（1.19）也可写成轴径的约束条件： 轴上有键槽或过盈配合时，为了补偿轴的削弱，按上式计 算的轴径 d 应增大,一个键槽增大 4%～5%，两个键槽增大 7%～10%。 通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸、轴零件的位置、 以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯 矩和扭矩）已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进 行强度校核计算。 一般的轴都用这种方法进行校核。 1） 轴上的受力分析 轴所受的载荷是从轴上零件传来 的。 计算时，应将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取 为载荷分布段的中点。 作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。 通常把轴当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴 承的类型和布置方式有关。 在作计算简图时，应先求出轴上受力零件的载荷（若为 空间力系，应把空间力分解为圆周力和径向力，然后把它们 全部转化到轴上），如图（1.6a ）所示。 轴传递的转矩由上可知，；由式（1.2）可求得： 齿轮的圆周力：
齿轮的径向力： 2） 计算作用于轴上的支反力 将上叙的力分解为水平分力 和垂直分力，然后求出各支承处的水平反力 RH 和 垂直反 力 RV ： 水平面内支反力 垂直面内支反力 如图（图 1.6b ）所示。
3） 计算轴的弯矩，并画弯、转矩图 根据上述简图，分 别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分 别作出水平面上的弯矩 MH 图（图 1.6d ）和垂直面上的弯 矩 MV 图（图 1.6c），然后再按下式计算总弯矩并作转矩图 （图 1.5e）： …………………………（1.20）4）计算并画当量弯矩图 转 矩按脉动循环变化计算，取 α=0.6，则 式中 α 是考虑扭矩和 弯矩的加载情况及产生应力的循环特性差异的系数。
因为通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环的变应力， 而扭矩所产生的扭转切应则常常不是对称循环的变应力，故 在求计算弯矩时，必须计及这种循环特性差异的影响。
即当扭转切应力为静应力时，取 α≈0.3；扭转切应力为脉 动循环变应力时，取 α≈0.6；若扭转切应力亦为对称循环变 应力时，则取 α=1。
在本设计中，取 α=0.6。 再按 计算，并画当量弯矩图 （图 1.6f ）。
的强度是否满足只需对危险截面校核即可，而轴的危险截面 多发生在当量弯矩较大且轴的直径较小处。
根据轴的结构和当量弯矩图可知，a—a 截面处弯矩最大， 且截面尺寸也非最大，属于危险截面，按第三强度理论，计 算弯曲应力，公式为： MPa ………（1.21） 式中， W—轴的抗弯截面系数，mm3； [σ-1]—轴的许用弯曲应力。
在本设计中，取 a—a 截面为危险截面进行强度校核。 根据公式（1.2）求得： 又已知 L1 =110 mm， L3 = 542 mm，由此求得： 在公式（1.17）中： 由此得： 6）按安全系数进行校核 a、a—a 截面上的应力： 弯曲应力幅： 扭转应力幅： 弯曲平均应力： σm=0MPa 扭转平均应力： b、材料的疲劳极限： 根据 σb=750 MPa,σs=550 MPa,查表 6—1[7]得 ψσ=0.2， ψτ=0.1 c、a—a 截面应力集中系数： 查附表 6—1【7】得 d、表面状态系数及尺寸系数： 查附表 6—5【7】、附表 6—4【7】得 e、分别考虑弯矩或扭
由此可知按弯扭合成的强度校核许可。 因此传动箱的输入轴的强度校核许可，另外，由于其它轴 的受力分析与计算与传动箱输入轴方法一致，所以这里就不 再对其进行强度校核了。 4.3 止推轴承组的设计 双螺杆挤出机属于连续生产型， 故止推轴承寿命应大于 30000 小时。 根据理论与实践本设计机头压力 P=25～30MPa 双螺杆 机 头 压 力 N=πd2/4•P 轴 承 核 定 载 荷 CD =N••fh•fm•fd/fn•fT=(495800～594960N) 式中 fh—寿命因数 fd—冲击载荷因数 fm—力矩载荷因数 fn—速度因数 fT—温 度因数 根据轴向力和双螺杆中心距，本设计中一根输出轴 选用尺寸较大的 9039417 系列止推轴承；另一根输出轴选用 精度较高的串联推力轴承 LFB8404。 同时还选择多对滚针轴承支承齿轮轴，确保使用要求。 若采用两箱传动布局减速器的两根输出轴都要选用尺寸 较大的 9039417 系列止推轴承，结构布局较难. 5 减速箱的 润滑与密封 5.1 减速箱的润滑 减速器传动零件和轴承都需 要良好的润滑，其目的是为了减少摩擦、磨损，提高效率， 防锈、冷却和散热。 减速器的润滑方式有很多，如油脂润滑、浸油润滑、压力
润滑、飞溅润滑。 5.1.1 齿轮传动的润滑 1. 浸油润滑 对于齿轮圆周速度
v≤12m／s 的齿轮传动可采用浸油润滑。 即将齿轮浸入油中，当齿轮回转时粘在其上的油液被带到
啮合区进行润滑，同时油池的油被甩上箱壁，有助散热。 为避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证轮齿啮合区的充
分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油 深度以浸油齿轮的一个齿高为适度，速度高的还可浅些(约为 0.7 倍齿高左右)，但不应少于 l0mm。
2. 喷油润滑 当齿轮圆周速度 v12m/s 或蜗杆圆周速度 v10m/s 时，则不宜采用浸油润滑，因为粘在齿轮上的油会 被离心力甩出而送不到啮合区，而且搅动太甚会使油温升 高、油起泡和氧化等降低润滑性能。
此时宜用喷油润滑，即利用油泵(压力约 0.05～0.3MPa)借 助管子将润滑不高但工作条件相当繁重的重型减速器中和 需要大量润滑油进行冷却的减速器中。
由于喷油润滑需要专门的管路、滤油器、冷却及油量调节 装置，因而费用较贵。
5.1.2 轴承的润滑 1. 飞溅润滑 减速器中只要有一个浸 油齿轮的圆周速度 v≥1.5～2m／s，即可采用飞溅润滑。
有时由于圆周速度尚不够大或油的粘度较大，不易形成油 雾，此时为使润滑可靠，常在箱座接合面上制出输油沟，让 溅到箱盖内壁上的油汇集在油沟内，而后流入轴承室进行润 滑．在箱盖
