橡胶密炼机的毕业设计 论文正文

前言

在19世纪初期开始,胶料的塑炼和混炼主要靠开炼机来实现.由于开炼机塑炼混炼胶料存在质量差、效率低、劳动强度工作环境恶劣等一系列问题。为了克服这一系列的问题密炼机慢慢出现。随着高分子材料的飞速发展和科学技术的不断进步，密炼机的用途越来越广泛，主要用于橡胶的塑炼及混炼，还可以用于塑料、沥青等其它高分子材料的混合以及橡塑共混等，由于其独特的优越性，已经成为橡塑工业中最关键的混炼设备之一。

自密炼机产生以后，在混炼过程中显示了它一系列的优点：混炼时间短，生产效率高，操作容易，较好的克服粉尘飞扬，减少配合剂的损失，改善劳动条件，减轻劳动强度等。随着科技的进步，人们对橡胶混炼的要求越来越高，迫切要求对原来的旧机台进行更新换代，对旧的密炼机技术进行提高和完善。随着世界橡胶工业的全面复苏及轮胎工业的全面崛起，于是密炼机正向着密炼室容量大型化、主电机大功率，转子转速高速化，多级化或无级化的方向发展。一种作为研制开发作用的小型实验密炼机的出现势在必行，其为各种密炼机的发展演示起着至关重要的作用。X(S)M-1全液压式实验密炼机就是顺应密炼机发展，功能演示的一种高性能的密炼机。其具有橡塑共混，同步高速转子转动，尺寸比较小结构比较紧凑，主要适用于实验室等良好的环境的场合下，尺寸结构简洁、经济、实用的众多优点。

本设计总结了X(S)M-1全液压式实验密炼机的设计过程，设计方法和设计理论依据，设计机台的优缺点。

本说明书主要介绍了X(S)M-1全液压式实验密炼机的加料压料装置、传动装置设计计算，还有有关的技术说明。

本设计力求使机台性能达到同类机台的先进水平。希望所设计的机台既能准确完成既定的工艺生产要求，又能使机台强度、刚度、耐磨性、寿命等可靠。并注意汲取先前的经验，注意创新改进，使机台结构简单，外形美观，且能提高生产率和降低能耗，另外，还要考虑加工成本和维修方便等。

机械设计的一般过程：

1）明确设计任务，制定设计任务书。 2）提供方案并进行评价。

3）按照选定的方案进行各零部件的总体布置，运动学、动力学和零件工作

1

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

能力计算，结构设计和绘制总设计图。

3）根据总体设计的结果，考虑结构工艺性等要求，绘出零件工作图。 4）审核图纸。

5）整理设计文件，编写计算说明书。

在整个设计工程中本人查阅了大量的相关资料，了解了国内外密炼机的发展过程和发展趋势。同时学习了设计所需要的各种设计软件，例如：Auto CAD2004、PCCAD 2004、SolidWorks 2006、proe等。学会使用各种工具书，例如：机械设计手册、橡胶工业手册、机械设计等。熟练使用了各种办公设计软件，例如：Microsoft Word2003、机械设计手册（软件版）V3.0、北京英科宇机械工程师等。

总结本设计的优缺点及设计工作中的经验，以利以后从事这方面的工作，既要掌握一般机械的设计步骤，改善自己的画图水平，提高理论知识水平，加强设计与实际相结合的能力。

2

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

1.绪论

密炼机是橡胶工业的主要设备之一，主要用于橡胶的塑炼和混炼。作为橡胶机械行业的基础设备，密炼机还有着广泛的发展和研究前景，为了适应当前生产和社会的需要，努力赶超世界先进水平，并使设计更加合理完善。我们参观了青岛双星轮胎厂、赛轮子午线轮胎有限公司、青岛亚东橡机集团、青岛元通模具厂。密炼机并参考了大量的文献和资料，本着高效，节能，低耗的指导思想，吸收新技术，兼顾旧机台，设计了本实验小密炼机，本设计主要是加料装置以及传动装置。

1.1 密炼机的发展与我国密炼机现状

1.1.1密炼机的发展概述

自密炼机问世以来，人们在追求强化捏炼过程、提高混炼物料的物理机械性能和分散度、减轻体力劳动、改善工作环境的同时，使得密炼机的结构和性能也在不断发展、完善，密炼机的种类日益增多，用途也愈来愈广泛，从密炼机的发展情况来看，它可以分为以下几个发展阶段:

第一阶段（1820～1875），这一阶段也叫密炼机的早期发展阶段。它主要是以英国伦敦的Thomas Hancock于19世纪早期（1820～1840）设计的“单转子密炼机”（The Single-Rotor Masticator)和美国麻省Newburyport的Nathaniel Goodwin公司于1865年发明的“石英碾磨机”（The Quartz Mill)以及俄亥俄州的James Barden 和Samuel Crudden于1875年发明的“旋转搅拌机”(The Rotary Churn)为代表。在这三种设备中，“单转子密炼机”主要用于对橡胶进行塑、混炼；而“石英碾磨机”则主要对高分子材料进行破碎、碾压。它是一种带有两个非啮合反向旋转的转子搅拌器，实际上可以认为它是剪切型密炼机的前身；“旋转搅拌机”则是一种带有两个啮合类似齿轮的转子搅拌器，主要用于生产膏状的物料，实际上也可以认为它是啮合型转子密炼机的前身。

第二阶段（1876～1909），这一阶段是建立早期混炼技术的发展阶段。这一阶段主要是以德国的沃尔太堡州的斯图加特的Fergburger、Paul Pfleiderer和Harmann Werner等人相互合作制造出了五种类型的密炼机，并申请了五项专利。这几种类型的密炼机转子的形状开始接近于现在的剪切型密炼机转子的形状。

3

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

它们主要用于高分子材料的塑、混炼。

第三阶段（1910～1915），这一阶段也可以认为是橡胶工业密炼机发展的早期阶段。因为在20世纪的前15年里，橡胶工业得到了迅速发展，从而对密炼机的要求变得十分迫切。橡胶虽属于高分子材料，但它有独特的高弹性，因此其加工必须要配备专用的设备。在这一时期，德国的康斯塔特——斯图加特的魏尔纳尔. 普佛莱德瑞公司的F.Kempter在1910、1913、1914年分别发明了三种密炼机，随后申请了专利，命名为橡胶密炼机或橡胶捏炼机，其转子的特点不同以前，其突棱是螺旋形的，其前后混炼室不在同一水平上，是倾斜的，WernerPfleiderer将该类型密炼机简称为GK系列密炼机。

第四阶段（1916～1935）这一阶段是Banbury密炼机的发展阶段，有人把此阶段也称为Banabury时代，这主要是因为橡胶密炼机是由Fernley Banbury来发明创造的。他的专利命名为“加工橡胶和其他高塑性材料的机器”，其主要特点:一是转子是有两条螺旋突棱；二是有了上顶栓。这种新机器可以说是密炼机工业一大革命，开创了密炼机的新纪元。伯明翰铸造厂生产这种密炼机，并命名为本伯里密炼机（Banbury Mixer)，该名一直延续至今。现在人们把剪切型（椭圆形）转子密炼机称为本伯里密炼机。应该说本伯里密炼机（Banbury Mixer)的发明，促进了橡胶工业的迅速发展。有人认为这种新型密炼机是当今密炼机的始祖。本伯里对密炼机的贡献除了转子外，那就是密炼机的整体结构和混炼工艺方法，如上顶栓、卸料门、配料问题、混炼室和转子冷却问题、加料系统的设计、排料系统的设计、容量等方面的内容。而且对密炼机进行了不断的改进设计，如转子的止推轴承的设计、混炼室耐磨部件的设计、上顶栓的设计、可拆卸的混炼室的设计、快速密炼机（60rpm)等，使密炼机的结构更加完善。这些结构可以说是当今F系列密炼机的前身，有的结构现在还继续采用。

第五阶段（1936～1985），这一阶段也叫新型密炼机的发展阶段，是密炼机发展的鼎盛时期，除了转子结构有较大变化外，在整体结构方面也日趋完善，形成了系列产品，满足了高聚物合成工业的迅速发展的需要。

第六阶段（1986～现在），这一阶段也叫现代阶段，是密炼机技术发展更加完善的阶段。这一时期，密炼机的新技术新成果不断涌现，从事密炼机方面研究的单位和人员不断增加，提出了一系列的混炼理论和新的专利，研究出了许多成果[1]。

1.1.2 我国内密炼机现状

4

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

国内在20世纪80年代以前，混炼胶加工机械的发展与工业化国家生产的机型、数量、结构形式、自动化程度、可靠性和联动化的水平等都存在很大的差距。通过改革开放，国内引进了许多世界先进的密炼机以及许多相关的制造技术，在此基础上通过消化吸收和改造创新，使我国的设计，生产制造密炼机的技术得到了极大的提高，我国已经生产出400立升容量的密炼机，开发了具有现代水平的XM系列(即F系列)密炼机,XMF系列密炼机。此外,还引进了GKN系列和GKE系列密炼机技术。我们不但掌握了相切型转子的技术, 同时, 还开发了啮合型转子的技术,以适应不同胶料加工工艺的需要。从转速不同的异步转子发展到二个轮子以固定相位同速运转的同步转子。密炼机转子的转速从单一的低速向高速、多速和无级变速方向发展。随着子午线轮胎生产的发展, 为适应加工子午胎胶料的需要,在驱动装置方面加大了驱动电机的功率。为了解决密炼机压料装置对胶料单位面积压力不稳的问题, 将传统的气压压料装置改为液压压料装置。我国的密炼机生产厂家在对国外密炼机进行引进吸收的基础上，对自己的密炼机产品进行了大量的技术改进和创新，如采用了各种构型的转子（销钉转子、同步转子、可调距转子）、液压上顶栓、液压式转子端面密封、PID 温度自动控制系统、计算机全自动监控等。但是，受国家整体的工业水平的限制，我国的密炼机 在产品的可靠性、适应性以及稳定性方面与工业化国家仍有一定的差距。近年来，随着汽车工业及其它各行业的快速发展，尤其是节能与效率方面各种高标准的提出，对密炼机的性能提出了更高的要求。

现代密炼机发展的标志之一是高速，高压，高效能机台。密炼机的机构也在不断的发展，密炼机工作过程及整个机组的机械化，自动化水平也在不断的提高，这种发展是在大大强化捏炼过程，提高机台性能，减轻体能劳动和改善工作环境等。密炼机的出现是炼胶机械的一项重要成果，至今仍然是塑炼和混炼中的典型设备，并且在以后的橡胶工业及轮胎工业仍然有着极其重要的作用。随着国际形式的发展以及我国加入WTO的国际影响，我国密炼机的发展动向：

1、消化吸收，填补和扩展系列

F系列密炼计和GK系列密炼计，在我国已经有了较长时间的摸索，获得了许多经验和教训，同时经过了多年的消化吸收，因此，设计、生产制造已具备了条件。如果在选材、精加工、热处理以及严格的配套件筛选方面加以重视，生产这些密炼机的风险不大。F系列和GK系列的适应性比较强，用量也比较大，有一定的市场，因市场经济的规律，应填补和扩展并不断的提高质量、提高效率在市场上站稳脚跟。

5

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

2、跟踪新材料发展，填补空白

传统的密炼机通常是单一的混炼橡胶或单一的混炼塑料。当今的新材料层出不穷。橡塑共混的改性材料已经越来越多，传统的密炼机趋于普遍，配种多样化，传统的密炼机已经很难适应要求。要跟踪和根据材料的发展，设计制造出与之相应的密炼机填补空白。

3、利用高新技术嫁接，提高智能化水平

密炼机的发展是一部不断嫁接新技术的历史，除主机本身的发展以外，其下辅机从开炼机发展到单螺杆压片机，再到双螺杆压片机；其上辅机从人工加料到机械加料再到功能齐全的全自动上辅机加料，这是利用了高新技术嫁接传统技术成功范例。目前应该考虑一下如下问题：影响胶质量的主要因素是什么？如何在不同配方、不同的条件进行炼胶的控制？如何优化混炼胶质量？

4、跟踪国际前沿，立足自主创新

在橡胶工业近一个世纪的过程中，虽然已完善到高度机械化，联动化和自动化。但却一直没有突破连续化这一功能。混炼胶加工机械向连续化加工发展的趋势发展。连续混炼高质量的分散混炼和分布混炼已基本解决，利用计算机和相关的配套设备实现连续的定量加料已成为可能。不过目前的连续混炼要求使用胶粒或胶粉，使连续混炼机的使用收到很大的限制，因此迟迟不能推广。

5、传动系统多样化

为适应不同的橡胶工艺需求和国产配套条件的制约， 密炼机的传动系统采用多种形式。

（1）双速电动机配单速减速机，通过电机的变速使密炼机的转子转速获得双速变化。

（2）单速电动机配变速减速机，通过减速机换档变速使转子获得不同的转速。

（3）变速电机（如: 直流电动机、变频电动机等）配单速减速机，使转子具有无级变速功

6、推进减速机强化、优化设计，采用集中传动结构

针对密炼机负荷性加大、载荷周变频率加快而引起偶发断齿现象，对减速机进行优化设计、强化CAD 设计。在合理地优选材质，严格热处理工艺和中硬齿面的精密加工工艺上下工夫，使减速机整体结构紧凑、耐用、噪声低、操作环境良好。

7、加料装置结构更趋合理、实用

6

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

（1）适当加大加料装置风缸直径，更适合我国橡胶厂、轮胎厂风压普遍偏低的情况，使胶料获得较大的压力，以提高炼胶效率。

（2）在风缸下加设支座，使维修和更换密封有较大的空间， 更方便。 （3）压铊和胶料接触的表面用堆焊硬质合金或镀硬铬，使之更加耐磨耐蚀。 （4）压铊可以通水冷却，增强对炼胶的冷却效果。

（5）在加料装置与密炼室连接处，采用四块耐磨板衔接，不仅耐磨和便于维修，而且使密炼室的组装定位更加简便可靠。

8、混炼部分的结构不断更新，更趋于先进

（1）转子结构多样化。随着炼胶配方和工艺的发展，对密炼机转子结构也提出了新的不同要求。

（2）转子采用新材质，机械性能优异，铸造性能好、可焊性强。并在转子工作部分表面堆焊高硬度的硬质合金，做精密的整形加工，或表面镀硬铬，使转子具有更好的耐磨耐蚀性能， 且自洁性更好。

（3）转子端面密封装置普遍采用拨叉外压式密封结构，保证高压润滑油注入密封端面，精密地调整、研合密封面，使整个端面密封可靠耐用。

（4）改进密炼室组装结构，采用定位耐磨板、定位楔块及销，配有硬度适宜的大螺栓组合，使密炼室整体结构刚性足，坚固耐用，装卸方便。

（5）密炼室采用周围钻孔的冷却结构，内壁堆焊硬质合金， 表面耐磨， 冷却效果极佳。

9、采用排料迅速、密封可靠的下落式卸料结构

〔2〕

。

1.2密炼机结构简单介绍

密炼机由转子、混炼室、加料、压料装置、传动装置、液压系统、加热冷却系统、润滑系统等组成。 1.2.1转子

转子由合金钢铸造的转子体和长轴装配而成。这种结构不仅具有弯曲度小的优点，而且可以再利用。在转子体上堆焊了耐磨硬质合金。两转子和混炼室、耐磨板一样可以进行有效强制循环加热、冷却。 1.2.1.1转子支撑

转子支撑在自动润滑的双列球面滚子轴承上，轴承内孔为锥形孔，便于安

7

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

装和拆卸。 1.2.1.2转子密封

转子密封采用内压式机械密封。它有一个固定在正面壁上的静耐磨环. 1.2.2加料、压料装置

加料装置主要由右墙板、后墙板、上下墙板和加料门等组成。压料装置安装在加料装置顶部，上顶栓与胶料接触部位堆焊了一层硬质合金，并可进加料和冷却。为了缩短加料时间，设计尺寸较大的加料口。加料、压料安装在前墙壁和密炼室上。

1.2.3卸料装置和液压控制系统

卸料装置主要由卸料门、旋转油缸、锁紧装置等组成。卸料门的开关由旋转油缸驱动，卸料门在关闭位置由锁紧油缸通过锁紧块锁紧。在炼胶过程中胶料对下顶栓产生的压力主要由锁紧滑块支撑，锁紧接触面为斜面接触并堆焊了硬质合金，可长期使用，便于维修。卸料门顶部与胶料接触部位堆焊了一层硬质耐磨合金，边缘有冷却孔，可以由通过卸料门轴内孔引入的介质组成循环回路，进行加热和冷却。在排料时，旋转油缸可将卸料门打开大约180度。卸料门、锁紧装置的动作由液压系统驱动。液压系统分为主回路、保压和事故手动泵回路。主回路和保压回路均由电机油泵驱动。主回路油压为90bar,流量为39L/min,保压回路油压为40 bar,流量为3.9L/min..在机器断电情况下,电动油泵不能正常工作,可由手动泵将卸料门打开。 1.2.4传动装置

传动装置由直流电机、弹性联轴器、减速机和齿轮联轴器组成。转子转速可由电器控制电动机进行无级调速。 1.2.5加热冷却系统

胶料过程温度的变化对炼胶质量具有重要意义。密炼室、转子、下顶栓都具有用于加热、冷却通道，它与温度控制系统相连即可控制胶料温度。温度控制系统有两中控制方法供用户选择。一种是电加热控制方法，一种是蒸汽加热控制方法。电加热、蒸汽加热系统有两个独立的回路，一个回路单独加热和冷却，另一个回路给密炼室和下顶栓冷却加热。该系统分别调节回路介质的流量

8

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

和平衡温度。每个回路都有必要的测试和调节元件。这个自动加热、冷却系统作为一个单独的集成单元装在密炼机的控制系统中。 1.2.6润滑系统

密炼机的使用寿命和运转的可靠性，首先取决于对它的保养，其中最重要的一点是对所有运动部件进行正确的润滑。所有润滑点都需要密封润滑剂或密封润滑介质。润滑剂由润滑油泵驱动，这些油泵的出口都可以单独调节润滑油输出量。润滑油罐内必须经常保持一定量润滑油，并需经常检查，绝对不允许油泵空转。如果在润滑管道内进入了空气，则润滑点得不到连续润滑，设备很可能会出现损坏，并且空气也很难从管道中排出。安装润滑管道时，必须避免灰尘和污物进入其中。如果空气已经进入润滑管道，说明油罐内的润滑油不满了，那么必须将空气从润滑系统中排出。 为了确保油泵能正常运转和整个设备可靠运行，只能使用不会产生任何化学腐蚀且绝对纯净的润滑油。往油罐进油时，润滑油需过滤，一定不要任何杂物混进去

〔3〕

。

1.3 密炼机加料部分的简单介绍

20 世纪80年代，国外许多密炼机生产厂家研制出不同形式的液压压料装置，使整机动作全部实现液压化，包括加料门的启闭、卸料门的开启及锁紧或松锁都是由液压驱动来完成的。液压压料装置的一般结构特点：压砣与连杆（ 连杆相当于气动式中的活塞杆）相连，连杆的另一端与横梁相连，横梁的两端（或四角）与两个油缸（或四个油缸）的活塞杆铰接。油缸体铰接在机体上（或固定在框架上），油缸活塞杆上下移动带动横梁和连杆上下运动，实现了压砣的升降。压砣对物料的压力由油压决定。为使压砣上、下运动平稳，横梁在导向柱（或导向框）中运动。 1.3.1液压压料装置的形式

1.3.1.1德国W&P公司液压压料装置

1993年德国W&P 公司生产的密炼机液压式压料装置的结构示意图见图1－1。压砣通过连杆与横梁相连接，横梁两端与两个油缸的活塞杆铰接，油缸体下端与密炼机机体铰接固定。油缸活塞杆上、下运动时带动压砣上升或下降，导向柱对横梁起导向作用，使压砣平稳升降。

9

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

图1－1 W&P 液压压料装置

Fig1－1 W&P hydraulic pressure ram equipment

1.3.1.2 英国FRANCIS SHAW 公司液压压料装置

英国FRANCIS SHAW公司K系列密炼机也采用液压压料装置，其结构示意图见图1－2。其结构特点是：四个油缸的活塞杆与H 形构架相连接，在H形构架的中间连接连杆和压砣，压砣的平稳升降靠H型构架沿着导向框运动来实现。

图1－2 K型密炼机液压压料装置

Fig1－2 K type mixer of hydraulic pressure ram equipment

10

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

图1－3 SKINNER二油缸液压压料装置

Fig.1 －3 SKINNER two cylinders hydraulic pressure ram equipment

1.3.1.3美国SKINNER 公司液压压料装置

美国SKINNER公司液压压料装置其特点是：导向柱用导向框代替（与W&P 公司相比较），两个油缸斜对角放置，不仅使压砣运行更加平稳，而且使油缸的安装位置避开了加料装置的检修孔。SKINNER公司也有用四个油缸带动压砣升降的，其结构示意图见图1-4，四个油缸使压砣运行平稳，同时油缸的体积也较小。

图1-4 SKINNER 公司四油缸液压压料装置

Fig.1-4SKINNER COMPANY four cylinders hydraulic pressure ram

equipment

1.3.1.4 意大利POMINI 公司液压压料装置

意大利POMINI公司液压压料装置的结构示意图如图1－5 。其结构特点是：油缸固定在导向框的上部，压砣下行时油缸无杆端进油，在压力相同的情

11

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

况下，与其它形式的液压压料装置比较，压砣对物料的压力较大。缺点是整机的高度较高。

图1－5 POMINI公司液压压料装置

Fig.1－5 POMINI COMPANY hydraulic pressure ram equipment

1.3.1.5 中国大连冰山橡塑股份有限公司（“大橡塑”）

“大橡塑”于2001年研制生产液压式压料装置的密炼机，其结构形式如图1－6 所示，横梁导向靠导向柱。

图1－6 “大橡塑”密炼机液压压料装置

Fig1-6 “big rubber” and realistic”mixer of hydraulic pressure ram

equipment

1.3.2 液压站

液压站是为液压式密炼机各部件动作提供动力，由高、中压油泵，电磁阀，

12

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

控制阀等组成，高压控制系统选用电/ 液比例伺服阀作为主要控制阀。该阀与高性能的可编程序控制器（PLC）相配合，可以控制上顶栓油缸，带动压砣高速上升、下降，变更油缸油压等功能。中压控制卸料、锁紧，加料门油缸的动作〔4〕。

1.3.3 液压压料装置的优点

（1）无级调压灵活可靠

新的炼胶工艺在一个炼胶周期内， 压铊对物料的压力需数次变化，液压式压料装置密炼机较气动式压料装置密炼机要灵活可靠，改变的速度快，压力准确，而且对物料的压力高，满足工艺要求， 从而可提高炼胶质量。

（2）压铊升降速度快

一般情况下，一个炼胶周期为4min左右，由于液压压料装置压砣上下运动的时间较气动的短20% 左右，270L 密炼机的压砣上升或下降的时间只有3－4s，从而可缩短炼胶周期，提高生产效率。

（3）生产单位重量的胶料所消耗的能源少

在每次混炼过程中， 气动式压料装置压铊要升降3- 4 次，需放出大量的压缩空气，消耗大量的气能。压缩空气由电能转化，设备一年耗电量可计算出来；同理，液压压料装置压砣升降用压力油，压力油由油泵产生，一台设备一年耗电量可计算出来；两者耗电量相比，差别很大，液压压料装置可节约80% 的电能。据国外杂志介绍，当一台320L 密炼机用0.6MPa压缩空气时，将气动压料装置改为液压压料装置一年可节约电费3 万美元。用0.8MPa 压缩空气，气动压料装置改为液压压料装置一年可节约电费4 万美元。

（4）可省去购买空压机费用

采用液压压料装置，加料门气缸也改为油缸，整机全液压驱动。空压机也不需要了，可省去购买空压机的费用，另外操作空压机的工人也省去了。

（5）省去了气动控制元件及气控管路

（6）气动压料装置放气时有很大噪声，造成环境污染。用液压压料装置噪声很低。

（7）适用于子午轮胎胶料生产

子午轮胎胶料很硬，胶料中含油量很少，混炼困难。液压压料装置对物料的压力高压铊浮动量小，主电机功率高，能适应子午轮胎胶料混炼工艺要求。液压压料装置液压站较复杂，需要提高维修电工、钳工的素质。实践证明：通

13

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

过培训，用户是可以完全掌握的，况且关键的液压件都是进口件， 不易出现故障。液压压料装置密炼机售价较气动压料装置密炼机要高。但总体而言，运行中省却了空压机和运行费用。从长远看，塑炼，混炼单位重量胶料的成本肯定比气动的低，况且液压式较气动式压料装置的密炼机炼胶质量好，生产效率高，适用于子午胎炼胶工艺要求，故液压压料装置密炼机在当前为生产子午胎的厂家首选。

14

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

2.压料装置的设计与计算

压料装置主要有油缸、上顶栓、导向装置等组成，上顶栓在油缸的驱动下，提升后可以通过自动加料机构加料，当上顶栓压下后可将胶料封闭在密炼室内，并施加一定的压力，使胶料的混炼在一定的空间内进行。上顶栓的压力对胶料的混炼质量和生产率都有直接关系，因此，压料装置也是密练机的重要组成部分之一。

2.1X（S）M-1全液压式实验密炼机加料部分的基本参数

1.密炼机总容量 ：1升

2.液压缸为：GB7938-87系列公称压力为16MPa内径为40mm活塞行程为250mm活塞直径为16mm

3.上顶栓压力：P=1Mpa（最高） 4．传动方式：双出轴 5．液压油压力：10MPa

2.2驱动方式的选取

压料装置主要有气缸、液压缸、电动三种形式。随着橡胶工业的发展电动形式由于在能源方面的考虑已经慢慢被淘汰。现在主流压料装置主要采用的是气动和液动形式。轮胎工业不断发展, 为了降低轮胎价格,在轮胎生产过程中, 降低设备运行成本成了降低轮胎生产成本的一个重要环节。大部分密炼机都是气压式上顶栓。炼胶时密炼机上顶栓动作要消耗大量的气能。为了降低此环节的能耗, 科研人员成功研制了密炼机液压上顶栓新装置。它与气动上顶栓相比：

1、是本设计的密炼机是用于实验室的密炼机需要比较精密的传动，液动上顶栓密封易于气动；

2、是有效提高了上顶栓对胶料的压力与稳定性，提高了炼胶质量； 3、是运行速度快，炼胶时间短，从而提高了生产效率； 4、是不需压缩空气，节约了能源；

5、是液压上顶栓设计合理，即使液压油泄漏也不会漏入喂料斗或密炼室。操作与维修十分方便，更换液压缸仅需几分钟，还可与气动上顶栓互换。

15

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

综合以上优点，我们选取了液压缸。

2.3加料压料装置

2.3.1加料装置

加料部分由前、后板及两侧板组成。前板设加料门口表面镀铬以增加表面光洁度和美观。前门转轴的密封采用密封条加弹簧的结构，后门采用压板方式，便于后门的压紧和密封。其门轴处采用铜制套环，其具有耐磨密封的作用。侧板上设有安全销，以防上定栓在检修时落下伤人。由于我们设计翻转式密炼机的初衷是减轻工人的劳动强度，设备简单，安装、维修方便，抛弃以前加料斗式加料装置，采用简单的加料门式加料装置，这样降低成本，结构简单。我设计的这种加料方式是手动打开的，加料时，打开前门45度，直接想其内投料即可。

2.3.2 压料装置

压料部分由上顶栓、导向装置及双作用单缸液压油缸组成。上顶栓的升降及加压条采用单油缸形式，安装在加料口的竖直上端。上顶栓与胶料接触的表面制成与密炼室内表面圆弧基本相同的形状，以便于胶料的活动。上顶栓的升降与加压采用液压式双作用单油缸结构。为使上顶栓升降运动顺畅，采用了导向装置，这种导向机构是通过所选用的电磁液压缸上的电磁感应在指示灯上显示出来，结构简单、准确、美观大方。上顶栓的压力采用先进的比例调节阀进行自动调节。

2.3.3上顶栓尺寸的确定

上顶栓的截面面积的尺寸应略小于密炼室的截面面积的尺寸，即保证上顶栓与密炼室口部内径之间留有空隙，这一空隙应适宜：太大，密封不好，各种小料飞扬，使工作环境变的恶劣，这不是我们设计实验环境的初衷；太小，容易被胶料咬住，使的活塞杆承受更大的作用力，其寿命减短，也不利于上顶栓的平稳的升降。我们将上顶栓各边间隙定为0.5mm,即上顶栓的尺寸是51mm×126mm。

2.3.4液压缸的确定

16

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

本着简化设计过程和价格便宜，维护、维修的过程的方便，我们尽量在设计过程中采用标准件。在该压料装置中，我们将取液压缸为标准件. 2.3.4.1对活塞杆的直径计算：

由于液压缸没有速比的要求，初步选定活塞杆的直径d,由机械手册第二卷查得:

d(11)D35 (2-1)

D：液压缸的内径 D=40mm； 所以这里d选取16mm; 2.3.4.2 活塞杆的强度计算〔5〕:

由于活塞杆只受受轴向的拉力或者轴向的推力，可以近似的用直杆承受拉压力的简单计算公式(1-3-27)〔2〕进行计算:

dp10426[] N/mm (2-2)

2

P－活塞杆的作用力，N 液压缸的工作压力为 P＝10MPa d－活塞杆的直径，mm

[]－材料的许用应力，N/mm2

对于中碳钢的[]＝400 N/mm2

dp10422200.96N/mm

2很显然[]因此杆的强度满足要求。 2.3.5对上顶栓的杆的稳定性校核

杆的材料：Q235-A 杆的柔度： 4ld100.25 (2-3)

式中： - 长度系数，将杆两端简化，一端固定，一端只轴向移动，有 械设计手册查得长度系数=1 l杆的长度，取401mm. d杆的直径，取16mm

17

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

当1时，为大柔度杆，1值为： 1E (2-4)

式中： E- 材料的弹性模数，对于Q235-A，取206GPa.

p- 材料的强度极限，对于Q235-A，取200MPa.

1E 100.78

当12时，为中柔度杆，2值为：

2asb 式中： a- 与材料有关的常数，对于Q235-A，取304MPa. b- 与材料有关的常数，对于Q235-A，取1.12MPa.

s-与材料有关的常数，对于Q235-A，取235MPa.

a2b94.18

很明显， 94.18100.25100.78即21

属于中等柔度的压杆。 对于中等柔度的压杆：

crab 所以 crab191.13MPa 中柔度杆的临界力pc（N）为：

pccA 式中，c——活塞杆的临界应力 A——杆的横截面积

18

(2-5)

(2-6)

(2-7) 青岛科技大学本科毕业设计（论文）

AD421256mm2

pccA3840.92KN

杆的稳定性校核：

工作载荷：即上顶栓对胶料的总压力pc8256KN 安全系数： npc2.15 p式中：n- 安全系数，

对于钢材，稳定安全系数ny1.53.0 很明显，n满足要求.因此，杆是稳定的。

19

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

3.传动部分的设计计算

3.1高速级传动的设计和计算

(一)原始数据

电机型号： Z4-132-3 电机功率： P=12KW 电机转速： nm1500r/min 转子最大转速： n=120r三级圆柱齿轮减速器 (二)主参数的确定 1、传动比的确定

inmn150012012.5

min

由于减速器的输出轴为双轴同步转速。因此，第三级传动的传动比为1 三级圆柱齿轮减速器（i1,i2,i3）

ii1i2i312.551

分配总传动比，及各级传动比如何取值，是设计中的重要问题。 传动比分配的合理，可使传动装置得到较小的外廓尺寸或较轻的重量，以实现降低成本和结构的紧凑的目的；也可以使传动零件获得较低的圆周速度以减小动载荷或降低传动精度等级；还可以得到较好的润滑条件。要同时达到这几方面的要求比较困难，因此应按设计要求考虑传动比分配方案，满足某些主要要求。

2、分配传动比时考虑以下原则[6]：

各级传动比的传动比应在合理范围内，不超过允许的最大值，以符合各种传动形式的工作特点，并使结构比较紧凑。

1）应注意使各级传动件尺寸协调，结构匀称合理。例如，由带传动和单级圆柱齿轮减速器组成的传动装置中，一般应使带传动的传动比小于齿轮传动的传动比。如果带传动的传动比过大，就有可能使大带轮半径大于减速器中心高，

20

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

使带轮与底架相碰。

2）尽量使传动装置外廓尺寸紧凑、重量较轻。

3）尽量使各级大齿轮浸油深度合理（低速级大齿轮浸油稍深，高速级大齿轮能浸到油）。在卧式减速器设计中，希望各级大齿轮直径相近，以避免为了各级齿轮都能浸到油，而使某级大齿轮浸油过深造成搅油损失增加。通常二级圆柱齿轮减速器中，低速级中心距大于高速级，因而为了使两级大齿轮直径相近，应使高速级传动比大于低速级。

4）要考虑传动零件之间不会干涉碰撞。

对各类减速器，考虑上述某些原则，下面给出分配传动比的参考数据：对同轴式二级圆柱齿轮减速器，为了使两级在齿轮中心距相等情况下，能达到两对齿轮的接触强度相等的要求，在两对齿轮配对相同，齿宽系数d1/d21.2d2会

略大于d4，高速级大齿轮浸油深度较大，搅油损失略有增加。

分配的各级传动比只是初选定的数值，实际传动比要由传动件参数准确计算，例如齿轮传动为齿数比，带传动为带轮直径比。因此，工作机的设计转速，要在传动件设计计算完后进行核算，如不在允许误差范围内，则应重新调整传动件参数，甚至重新分配传动比。设计要求未规定转速的允许误差时，传动比一般允许在(35)%范围内变化。

根据以上分配原则初定传动比： i1＝2.5 i2＝5 i3＝1 初选定齿轮齿数及螺旋角：

第一级：选小齿轮齿数Z124 则Z2=2.524=60 第二级：选小齿轮齿数Z3＝20 则Z4＝520＝100 第三级：选小齿轮齿数Z5＝30 则Z6＝131＝30 选取螺旋角。初定螺旋角14

21

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

3.2 传动齿轮的设计

3.2.1一级传动齿轮设计计算

1．选取精度等级、材料 1）精度等级为7级精度；

2）小齿轮的材料为40Cr调制处理，齿面硬度为280HRS，齿心硬度为350HBS。大齿轮的材料为45钢调制处理，硬度为240 HRS，两者的硬度差40HBS。

2. 按齿面接触强度设计计算：

由设计计算公式（10-9a）[6]进行试算，即 d1t2.323KtT1(i11)ZEdi1[H2]2 （3-1）

确定公式内的各计算数值 试选定载荷系数

Kt1.6

由图10－30[6]选取区域系数ZH＝2.433。

由图10－26[6]查得10.5 ，20.9则121.4。 1）计算接触疲劳许用应力

取实效率为1%，安全系数s1,由公式(10-12) [6]得

[H]1KHN1Hlim1SKHN2Hlim2S0.91100990MPa

[H]20.9511001045MPa

[H]([H1][H2])2(KHlim1hlim1SKHlim2Hlim2S)1017.5MPa

（3-2） 计算小齿轮传递的转矩

p2p1120.95511.94KW

22

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

：为传动效率

T195.510511.9415007.610Nmm4

由表10-7[6]选定齿宽系数d0.8

同上由表10-6[6]查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa12

由图10-21d[6]按齿面硬度得齿轮的接触疲劳强度极限，大小齿轮的接触疲劳强度极限为Hlim1Hlim21100MPa

同上由公式10-13[6]计算应力循环次数

N160njLh601500128300156.48109

N26.4810/32.161099 （3-3）

；

KHN20.95查得接触疲劳寿命系数2）计算

KHN10.9

（1）计算小齿轮分度圆直径d1t，代入以上数值代入公式(4-1)得：

d1t2.32321.67.64103.5(2.44189.8)0.81.652.51017.524237.6538mm

（2）计算圆周速度v vd1tn16010002.956ms

（3）计算齿宽及模数

齿宽 bdd1t0.837.6530.12mm 模数 mn1d1tcos14241.52

齿高 h2.25mnt2.251.523.42mm

bh30.123.428.8

23

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

计算纵向重合度

0.318Z1tan1.522 （3-4）

d计算载荷系数K

v2.956mK1s，7级精度，由图10-8[6]查得动载A已知使用系数 根据

荷系数为Kv1.12由表10-4[6]查得

故

KH的计算公式直齿轮的相同。

KH1.050.26(10.6d)d0.1610223b1.94

由图10-13[6]查得KF1.77 由表10-3[6]查得

KHKF1.2 故载荷系数

KKAKVKHKH11.121.21.772.379按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式(10-10a) [6]公式得

d1d1t3KKt37.6532.3791.642.97mm （3-5）

计算模数

mnd1cosZ142.97cos14241.74

3.按齿根弯曲强度设计根据公式(10-17) [6]得

mn2KT1YcosYFaFSadz1aF2 （3-6）

1）确定计算参数 （1）计算载荷系数

KKAKVKFKF11.121.42.924.579

（2）根据纵向重合度1.522，图10－28[6]查得螺旋角影响系数

Y0.88。

（3）计算当量齿数

24

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

ZZ1V1cos326.28

ZZ2V2cos365.7

（4）查取齿形系数

由表10－5[6]查得YFa12.592；YFa22.211 （5）查取应力校正系数

由表10－5[6]查得YSa11.596；YSa21.774 （6）计算大小齿轮的

YFaYSa[并加以比较由公式(10-12) [6]

F]YFa1YSa1[0.01099

F]1YFa2YSa2[01007 F]0.2小齿轮的数值较大. 2)设计计算

4m24.5797.64100.88(cos14)20.010990.81.652422.03取分度圆直径为42.97mm

Zcos141d1m20.53

n因此,取m=2.5 Z1=21 则Z2=53 4、几何尺寸计算 1）计算中心距

a(Z1Z2)mn2cos=95.36mm

中心距圆整取96mm

25

(3-7)

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

2)圆整后中心距修正旋角

arccos(Z1Z2)mn2a15.51

因为值改变不多,故、K、ZH等不必修改。 3)计算大小齿轮的分度圆直径

d1Z1mncosZ2m2cos54.4655mm

d2137.45137mm

4)计算齿轮宽度

bdd0.854.4643.568mm

圆整后B1取44mm B2取50mm。 3.2.2二级传动齿轮设计计算

1、选精度等级及材料

1）查表10－1[6]得大、小齿轮的材料40Cr，并经调制及表面的淬火处理，齿面的硬度为48－45HBC

2）表面淬火，齿轮变形不大，故精度等级及螺旋角与第一级传动轴相同。 2、按齿面接触强度设计计算：

由设计计算公式公式（3-1）进行试算，即 d1t2.323KtT1(i21)ZE2di2[H]2

1）确定公式内的各计算数值

（1）因大小齿轮为硬齿面，故选取稍小的齿宽系数，由表10-7[6]选定齿宽系数

d0.8

（2）由图10-21d[6]按齿面硬度得齿轮的接触疲劳强度极限，大小齿轮的接触疲劳强度极限为Hlim1Hlim21100MPa

26

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

（3）计算小齿轮传递的转矩

n2n12.5600rmin

p3p212311.940.980.980.9711.2KW1:滚动轴承传动效率；

2：弹性注销联轴器传动效率；

3：齿轮传动效率；

T195.51011.256001.7810Nmm5

其余参数与第一级传动轴相同。 （4）传动比i2＝5； 2）计算

（1）试计算小齿轮的分度圆直径d1t数值带入公式（3-1）

d1t2.32321.61.78106(2.433189.8)0.81.652.51017.525247.42

（2）计算圆周速度

vd1tn16010001.489ms

（3）计算齿宽b及模数mnt

齿宽 bdd1t0.847.4237.94mm 模数 mntd1tcos14242.3

（4）根据公式（3-4）计算纵向重合度

0.318dZ3tan1.269

（5）计算载荷系数K

27

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

根据v＝1.489m/s，7级精度，由图10－8[6]查得动载荷系数Kv1.06；由表10－3[6]查得KHKF＝1.2；从表10－4[6]中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支撑是非对称布置、6级精度、KH1.34时

KH1.050.26(10.6d)d0.1610223b1.286

考虑到齿轮为7级精度，取KH＝1.295故载荷系数

KKKKAVHKH11.061.21.2951.647

另由图10－13[6]查得KF＝1.25

（6）实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式(3-5)得

d1d1t3KKt47.4231.6471.647.88mm

(7)计算模数mn

mnd3cosZ347.88cos14202.32

3、按齿根弯曲疲劳强度设计根据公式(4-6)

mn2KT1YcosYFaFSadz1aF2

1) 确定计算参数 (1) 计算载荷系数

KKAKVKFKF11.061.21.251.59

(2) 由图10－20d[6]查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1FE2620MPa；弯曲疲劳寿命系数及安全系数为KFN10.85 KFN20.88 S=1.4

(3) 计算弯曲疲劳许用应力,根据公式(3-6)

[F]KFK1FE1S376.43MPa

28

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

[F]2KFK2FE2S389.7MPa

(4) 计算大、小齿轮的

YFa1YSa1[FYFaYSa[F]并加以比较,根据公式(3-7)

]0.01099

YFa2YSa2[F]20.01007

小齿轮的数值比较大。 2) 设计计算

m321.6471.78100.88(cos14)0.010990.81.65202522.16

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的法面模数mn与由齿根弯曲疲劳强度的法面模数相差不大，取标准值mn＝2.5mm，取分度圆直径为47.88mm

Z1d3cos14mn47.88cos142.521.55

取Z322，则Z4i2Z3225110 4、几何尺寸计算 1）计算中心距

a(Z3Z4)mn2cos170.015mm

圆整a＝170mm

2)按圆整的中心距修正螺旋角

arccos(Z3Z4)mn2a13.93

因为值改变不多,故、K、ZH等不必修改。 3)计算大、小齿轮的分度圆的直径

29

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

d1Z3mncosZ4mncos56.757mm

d2283.5283mm

4)计算齿轮的宽度

bdd30.85745.6mm

圆整后B3取50mm B4取46mm。 3.2.3三级传动齿轮的设计计算

1、选定精度等级、材料 1)精度等级为7级精度；

2)两齿轮的材料为40Cr调制处理，齿面硬度为280HRS，齿心硬度为350HBS。

2、按齿面接触强度设计计算： 由设计计算公式（4-1）进行试算，即 d1t2.323KtT1(i11)ZE2di1[H]2

1）确定公式内的各计算数值 （1）试选定载荷系数Kt1.6

（2）由图10－30[6]选取区域系数ZH＝2.425。

由图10－26[6]查得10.78 ，20.87则121.65。 （3）计算接触疲劳许用应力

根据公式(4-2)取失效概率为1%，安全系数s1

[H]1[H]2KHN2Hlim2S0.9511001045MPa

30

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

[H]([H1][H2])2(KHlim1Hlim1SKHlim2Hlim2S)1045MPa

（4）计算小齿轮传递的转矩

p3p21211.20.970.9710.54KW

1：为轴承传动效率

2：为齿轮啮合功率

T195.510510.541208.3910Nmm5

由表10-7[6]选定齿宽系数d1

同上由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa（5）由图10-21d[6]

[6]

12

按齿面硬度得齿轮的接触疲劳强度极限，大小齿轮的

接触疲劳强度极限为Hlim1Hlim21100MPa

（6）同上由公式(3-3) [6]计算应力循环次数

N1N260njLh60120128300155.18108 （7）由图查得接触疲劳寿命系数KHN1KHN20.9； 2）计算

（1）计算小齿轮分度圆直径d1t，代入以上数值得：

d1t2.32321.68.39102((2.425189.8)11.651104525281.62mm

（2）计算圆周速度v v0.363m

s601000d1tn1（3）计算齿宽及模数

齿宽 bdd1t181.6281.62mm

31

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

模数 mn1d1tcos14302.75mm

齿高 h2.25mnt2.252.755.94mm

bh81.625.9413.74

（4）计算纵向重合度,根据公式(3-4)

0.318dZ1tan1.903

（5）计算载荷系数K

已知使用系数KA1根据v0.363m，7级精度，由图10-8查得动载荷系

s数为KV1.12

由表10-4[6]查得KH的计算公式直齿轮的相同 故

KH1.050.26(10.6d)d0.1610223b1.427

由图10-13[6]查得KF1.35

由表10-3[6]查得KHKF1.2 故载荷系数

KKAKVKHaKH11.111.21.351.8

（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式(3-5)得

d1d1t3KKt81.6231.81.684.9mm

（7）计算模数

mnd1cosZ184.9cos14302.75mm

3.按齿根弯曲强度设计,根据公式(4-6)

mn2KT1YcosYFaFSadz1aF2

32

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

1）确定计算参数 （1）计算载荷系数

KKAKVKFKF11.111.21.352.10

（2）根据纵向重合度1.903，图10－28[6]查得螺旋角影响系数

Y0.88。

（3）计算当量齿数

ZV1ZV2Z1cos332.8

（4）查取齿形系数

由表10－5[6]查得YFa1YFa22.592； （5）查取应力校正系数

由表10－5查得YSa1YSa21.651； （6）计算大小齿轮的

YFaY[FYFaYSa[F],根据公式(3-7)

Sa]0.01099

.2)设计计算 m322.108.39100.88(cos14)0.010990.81.65302523.006

取分度圆直径为84.9mm

Z1d1cos14mn31.44

因此,取m=3.0mm Z1Z231 4、几何尺寸计算 1）计算中心距

33

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

a(Z1Z2)mn2cos91.88mm中心距圆整取92mm

2)圆整后中心距修正旋角

arccos(Z1Z2)mn2a14.36

因为值改变不多,故、K、ZH等不必修改。 3)计算大小齿轮的分度圆直径

d1d2Z1mncos91.9792mm

4)计算齿轮宽度

bdd1191.9791.97mm

圆整后B1B2取92mm。

3.3.齿轮轴的结构设计

3.3.1一级齿轮轴的设计

3.3.1.1一级齿轮轴的基本尺寸确定

1、轴的材料的选择及其基本参数的设定

由于小型密炼机的工作功率不大负载很小，这里就选择比较常用的材料即可。选取45钢，调制处理；硬度为210HBS；抗拉强度极限为B640MPa；屈服强度极限为s355；弯曲疲劳极限为1275；剪切疲劳极限为

1155；许用应力为[1]60；

2、初步确定轴的最小直径

先按公式（15-2）[6]初步估算轴的最小直径。根据表15-3[6]，取A0120，于是得

34

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

dminA03Pnm=120312150024mm （3-8）

轴的直径不大，应该考虑到外加的键槽会减小轴的强度，因此，对于直径小于100mm的轴上开键槽是其直径应该增大5%－7%，这里选取轴的直径为30mm。轴的直径的确定需要对其相应的联轴器进行选取。如图（3-1）。联轴器的计算转矩公式(14-3)，查表14-1[6]，考虑到转矩变化很小，故取KA1.3 ，则

TcaKAT11.37.61049.8810Nmm4 (3-9)

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件[6]，选用弹性柱销联轴器GB5014－65系列HL3。半联轴器的孔径d1230mm；半联轴器长度L=82mm。 3.3.1.2一级传动轴的结构设计

图3-1 Fig.3-1

1、拟定轴上零件的装配方案

根据参考图的方案，采用下面的装配方案。 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

(1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取第二段d12的直径35mm，这一段作为轴承透盖的安装段。

(2)因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据

d1340mm ，查机械设计手册初步选取0基本游隙组、标

准精度级的单列圆锥滚子轴承30208型，考虑到联轴器与右端与压盖之间需留

35

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

有一定的间隙，以及压盖与端盖的厚度。则取l1192mm；而l1245mm。

右端滚子轴承采用轴肩定位。由手册查得定位轴肩高度为2.5mm，故取

d13d1645mm。

(3)考虑到整个装配的合理及齿轮端面需留有一定的间隙，避免产生干涉现象。取l14189mmd1445mm;

(4)根据前面计算得出的齿轮的宽度，可得齿轮轴中齿轮的宽度为50mm，即l1550mm；

(5)轴的最后一段考虑到轴承的对称性选定d1740mml1715mm； 2、轴上零件的轴向定位

半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。由机械设计手册查得平键截面

bh22mm14mm(GB/T10951979)，键槽用铣刀加工，长为

82mm，半联

轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定向是借过度配合来保证的此处选轴的直径尺寸公差为m6。

3、确定轴上圆角和倒尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为4、求齿轮轴上的载荷

首先求作用在齿轮上的径向力图（3-2）,有公式 (10-14) [6]如下：

Ft2T1C/d1`[6]

245，各轴肩处的圆角半径为1mm。

FFt/cosFaFttan`

(3-10)

FrFtann式中：----------节圆螺旋角，对标准斜齿轮及分度圆螺旋角；

36

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

n---------法向压力角，对标准齿轮

Ft27.610554n20

Fr2763.6N

2763.6tan20cos15.511043.4N

FaFttan2662.96N

《机械设计》图(10-24)

图3-2 Fig.3-2

再根据齿轮轴的结构图（图3-1）作出齿轮轴的计算简图（图3-3（A））。

37

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

图3-3 Fig.3-3

在确定齿轮轴的支点位置时应从手册中查取a值。对于30208型圆锥滚子轴承，由手册查得a20mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L271mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图（图3-3（B））。

3.3.1.3 轴一的强度的校核计算（校核部分应用了：机械设计手册软件版V3.0）

1、按轴的弯曲疲劳极限强度计算

1）轴的弯曲疲劳极限强度的条件根据公式 (15-3) [6]为：

10M2(dT)32d[1] (3-11)

T――轴所受扭矩，单位为N.mm； M――轴所受的弯矩，单位为N.mm； d――危险截面的直径，单位为mm；

[1]――轴受循环应力时的许用应力；

――轴所受的应力；

2）轴的支反力的计算

38

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

Fr R1 R2

图3-4轴的支反力简略图

Fig.3-4 The propping up of the axle, against the simple picture of strength

其中,Fr＝1043.3N R1+ R2= Fr

根据力矩平衡的原理：FrL1＝R2L2 带入数值得R2＝－191.99N 则R1=1235.4N 计算垂直面内的力如下图所示：

图3-5 垂直面内扭力矩示意图

Fig.3-5The vertical plane shears the sketch map of strength inside

图3-6垂直面内弯曲力矩示意图

Fig.3-6 Crooked strength sketch map inside of vertical plane

39

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

图3-7垂直面内弯扭合力矩示意图

Fig.3-7 Synthetic strength sketch map of crooked strength inside of

vertical plane

如示意图中的数据带入得：

10M2(dT)32d10271200271200(6076000)603215.98[1]

由结果明显看出此轴满足弯矩要求。 2、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受弯矩和扭矩的截面（即危险截面5）的强度，根据公式(15-5) [6]，并取0.6，轴的计算应力：

F11043.3N

MmaxF1L11043.3221.5231090.95Nmm

caM1T322W231090.950.676000220.17036.87MPa (3-12)

前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由手册查得160MPa。因此

ca1，故安全。

3、校核轴的疲劳强度

判断危险截面:截面1、2、3、4只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕的确定的所以截面1、2、3、4均无须校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面5上的应力最大，但应力集中不大，故不用校核。其它截面更无须校核。

40

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

3.3.2二级传动轴的设计计算 3.3.2.1二级传动轴的基本尺寸确定

1、轴的材料的选择及其基本参数的设定

由于小型密炼机的工作功率不大负载很小，这里就选择比较常用的材料即可。所选材料及基本参数与第一传动轴相同。

2、初步确定轴的最小直径

先按式(3-8)初步估算轴的最小直径。根据表15-3[6]，取A0120，于是得

dminA03pnm120311.260031.83mm

轴的直径不大，应该考虑到外加的键槽会减小轴的强度，因此，对于直径小于100mm的轴上开键槽是其直径应该增大5%－7%，但这里选取轴的直径设置因该考虑到轴二还是第三级传动的中间轴为了给第三个轴留下余量。因此，这里直径设为60mm。轴的直径的确定需要对其相应的联轴器进行选取。根据前面设计的齿轮2的宽度为44mm则确定轴2的轮毂宽为44mm。 3.3.2.2 轴的结构设计

1、拟定轴上零件的装配方案

根据参考图的方案，采用下面的装配方案。

图3-8 Fig.3-8

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

为了满足半联轴器的轴向定位要求(为叙述方便把轴自左端向右端依次标 号名与一级传动轴向啮合的轴为轴2－5)轴2－5右端需制出一轴肩，故取第二 段d26的直径50mm，这一段作为轴承内圈的轴肩提供段。

41

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2745mm，查机械设计手册初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209型，考虑到联轴器与右端与压盖之间需留有一定的间隙，而l2715mm也是轴承的宽度。

由于轴二与轴三是通过齿轮三来实现啮合的，其分度圆的直径很小，这里设成齿轮轴。轴的2－3段直径是62mm，所以2－3与2－5之间的轴段直径设为50mm其长度为124mm。

保持轴的受力平衡，一般是把轴承设置为对称的位置。因此，2－1和2－2的设置是与2－6和2－7向对应的，尺寸也是相同的。

2、轴上零件的轴向定位

轴和齿轮是靠平键联接的。由机械设计手册查得平键截面

bh18mm11mm(GB/T10951979)，键槽用铣刀加工，长为36mm，齿轮与

轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定向是借过度配合来保证的此处选轴的直径尺寸公差为m6。

3、求齿轮轴上的载荷

首先求作用在齿轮上的径向力，根据公式（3-10）如下：

Ft2T1C/d1`

FFt/cosFaFttan`

FrFtann式中：----------节圆螺旋角，对标准斜齿轮及分度圆螺旋角；

Ft2n---------法向压力角，对标准齿轮

5n20

21.7810605933.3N

42

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

Fr25933.3tan20cos15.512242.5N

Fa2Fttan1646.56N

同理轴2－3受力为

Ft321.78106255741.94N

Fr35741.94tan20cos13.932170.19N

Fa3Fttan1424.18N

再根据齿轮轴的结构图（图3-8）作出齿轮轴的计算简图（图3-9（A））。

(A)

(B) 图3-9 Fig.3-9

43

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

在确定齿轮轴的支点位置时应从手册中查取a值。对于30209型圆锥滚子轴承，由手册查得a20mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L301mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图（图3-9（B））。

3.3.2.3轴的强度的校核计算（校核部分应用了：机械设计手册软件版V3.0）

1、按轴的弯曲疲劳极限强度计算

1）轴的弯曲疲劳极限强度的条件根据公式（3-11）为：

10M2(dT)32d[1]

T――轴所受扭矩，单位为N.mm； M――轴所受的弯矩，单位为N.mm； d――危险截面的直径，单位为mm；

[1]――轴受循环应力时的许用应力；

――轴所受的应力；

2） 轴的支反力的计算

其中, Fr2＝2242.5N R1+ R2= Fr2+Fr3

根据力矩平衡的原理：Fr3L1Fr2(L1L2)R2(L1L2L3) 带入数值得R2＝2237.3N 则R3=2175.39N 计算垂直面内的力如下图所示：

图3-10 垂直面内扭力矩示意图

Fig.3-10 The vertical plane shears the sketch map of strength inside

44

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

图3-11垂直面内弯曲力矩示意图

Fig.3-11Crooked strength sketch map inside of vertical plane

图3-12垂直面内弯扭合力矩示意图

Fig.3-12 Synthetic strength sketch map of crooked strength inside of

vertical plane

如示意图中的数据带入公式得：

10M2(dT)32d104922402(6076000)603222.81[1]

由结果明显看出此轴满足弯矩要求。 2、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受弯矩和扭矩的截面（即危险截面5）的强度，根据公式及上表中的数值，并取0.6,由垂直面内弯曲力矩的合成示意图可知：

Mmax492240Nmm

45

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

caM1T322W49224020.676000320.17014.35MPa

前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由手册查得160MPa。因此

ca1，故安全。

3、精确校核轴的疲劳强度

判断危险截面:截面1、2、3、4、6、7只受扭矩作用，没有、轴肩及过度配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕的确定的所以截面1、2、3、4、6、7均无须校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面5上的应力最大，但应力集中不大，故不用校核。其它截面更无须校核。 3.3.3齿轮轴三的设计计算 3.3.3.1齿轮轴三的基本尺寸确定

1、轴的材料的选择及其基本参数的设定

由于小型密炼机的工作功率不大负载很小，这里就选择比较常用的材料即可。其具体的参数与一齿轮选择是一样的。

2、初步确定轴的最小直径

先按式(3-8)初步估算轴的最小直径。根据表15-3[6]，取

dminA03Pnm1203A0120，于是得

10.5412043.34mm

这里选取轴的直径为50mm。

轴三与轴四的输出端直接与转子的输入端相联，需要承受很大的轴向力。因此，选用调心滚子轴承22211CK/W33+H311，根据轴承的尺寸选取的轴段的直径为50mm长度为25mm。 3.3.3.2轴的结构设计

1、拟定轴上零件的装配方案

根据参考图的方案，采用下面的装配方案。

46

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

图3-13 Fig.3 -13

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

(1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，3－1轴段右端需制出一轴肩，故取第二段d32的直径60mm，这一段长度为20mm。

(2)轴段3－3安装齿轮的轮毂，根据齿轮的宽度为46mm，设定这一段轴段的长度为46mm，d3365mm。

(3)轴段3－5是与轴四相啮合传动的齿轮的齿轮轴。由于转子的中心距比较小，所以齿轮的直径设置的比较小，这里选择了齿轮轴传动。其基本的尺寸为

d3598mml3592mm。

(4) 齿轮轴3－3与3－5的基本尺寸已经初步选定，作为它们的联结轴3－4的尺寸选定为d3450mml3478mm。

(5)分析轴三的受力的特殊情况，轴段3－7设置了一对圆锥滚子轴承，其型号为32912。根据轴承的基本尺寸确定轴段的基本尺寸为

d3750mml3730mm。

(6)而轴段3－8需要对圆锥滚子轴承进行内圈的固定，这里采用的是圆螺母固定，根据圆螺母的尺寸确定轴段的尺寸为d3850mml3813mm；

(7)轴段3－9是通过花键套筒与转子相联，这段轴的尺寸根据联轴的尺寸来进行选取。矩花键套筒联州器的基本尺寸为DL70mm100mm轴段基本尺寸为d3946mml39100mm。

47

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

(8)联结固定轴段3－6的基本尺寸d3660mml2、轴上零件的轴向定位

3620mm。

半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。由机械设计手册查得平键截面

bh20mm12mm(GB/T10951979)，键槽用铣刀加工，长为

36mm轴的配

合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定向是借过度配合来保证的此处选轴的直径尺寸公差为m6。

确定轴上圆角和倒尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为4、求齿轮轴上的载荷

首先求作用在齿轮上的径向力，受力示意图如（3-2）根据公式（3-8）如下：

Ft2T1C/d1`[6]245，各轴肩处的圆角半径为1mm。

FFt/cosFaFttan`

FrFtann式中：----------节圆螺旋角，对标准斜齿轮及分度圆螺旋角；

Ftn---------法向压力角，对标准齿轮

5n20

28.39106525815.38N

Fr25815.38tan20cos13.939686.6N

FaFttan6403.N

同理：Ft417122.449N

Fr46431.44N

48

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

Fa44383.56N

再根据齿轮轴的结构图作出齿轮轴的计算简图（图3-14（A））。

（A）

（B） 图3-14 Fig.3-14

3.3.3.3轴的强度的校核计算（校核部分应用了：机械设计手册软件版V3.0）

1、按轴的弯曲疲劳极限强度计算 1）轴的弯曲疲劳极限强度的条件为：

49

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

10M2(dT)32d[1]

T――轴所受扭矩，单位为N.mm； M――轴所受的弯矩，单位为N.mm； d――危险截面的直径，单位为mm；

[1]――轴受循环应力时的许用应力；

――轴所受的应力；

2）轴的支反力的计算

Fr3 Fr4 R3 R4

图3-15轴的支反力简略图

Fig.3-15 The propping up of the axle, against the simple picture of

strength

其中,Fr3＝9686.6N Fr46431.44N

根据力矩平衡的原理得：R3＝9221.25N 则R4=6896.79N

图3-16垂直面内扭力矩示意图

Fig.3-16The vertical plane shears the sketch map of strength inside

50

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

图3-17垂直面内弯曲力矩示意图

Fig.3-17 Crooked strength sketch map inside of vertical plane

图3-18垂直面内弯扭合力矩示意图

Fig.3-18 Synthetic strength sketch map of crooked strength inside of

vertical plane

如示意图中的数据带入公式(3-11)得：

10M2(dT)32d1021600002160000(98839000)983231.085[1]由结果明显看出此轴满足弯矩要求。

2、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受弯矩和扭矩的截面（即危险截面5）的强度，根据公式(4-12)中的数值

MmaxF1L12160000Nmm

2caM1T322W21600000.6839000320.19845.46MPa

51

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由手册查得160MPa。因此

ca1，故安全。

3、精确校核轴的疲劳强度

判断危险截面:截面1、2、3、4、6、7、8只受扭矩作用，无键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕的确定的所以截面1、2、3、4、6、7、8均无须校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面5上的应力最大，但应力集中不大，故不用校核。其它截面更无须校核。

3.4滚动轴承寿命的计算

3.4.1 30208型圆锥滚子轴承的校核

计算30208型圆锥滚子轴承（Lh45000h）的径向和轴向力的计算:

Ft2T1C/d1`'

FFt/cosFaFttan`

FrFtann式中：----------节圆螺旋角，对标准斜齿轮及分度圆螺旋角；

n---------法向压力角，对标准齿轮

n20

Ft2763.6NFr1043.4N

Fa2662.96N

'圆锥滚子轴承的径向载荷Fr与轴向载荷Fa的计算（参考下图）

' 52

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

Fr Fd1 Fa Fd2 L1 Fr1 L2 Fr2

图3-20 Fig.3-20

由Fr1Fr2Fr ——（1）

Fr1L1L2FrL2——（2）

已知Fr1043.4N；L1221.5mm；L249.5mm 根据式（1）和式（2）可得：

Fr1191.99N；Fr21235.4N

Fa/Fr2662.961043.42.55e0.37 (3-13)

由表13－5[6]查得 则

Fd1Fr1/2Y191.9921.21235.421.279.996N

(3-14)

Fd2Fr2/2Y514.75N由式

FaFd2Fd1判断是否达到轴向平衡。将数值代入得：

2662.96+514.75>79.996

则轴有向左窜动的趋势。相当于左边轴承被压紧，右边轴承被放松。则左边轴承受到的总轴向力

Fa1必须与

FaFa2相平衡，即：

Fa1FaFd22662.96514.753177.7N53

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

而右边轴承只受其本身派生的轴向力，即

Fa2Fd2=514.75N

轴承使用寿命的验算

1）左边轴承I当量动载荷的计算

Pr1fP(0.4Fr1YFa)Y1.2

(3-15)

fP为载荷系数，中等冲击，取值为1.2。

Pr1.2(0.4191.991.22662.96)3926.82N3.9KN

2）计算的轴承I的寿命Lh

CrLh60nPr106 (3-16)

对于滚子轴承指数10/3

Lh131.56015003.910610/3184084.46hLh

'3、右边轴承II寿命的验算；

Pr1.2(0.41235.41.2514.75)N1.3KN 31.56015001.310610/3Lh15.0710hLh

6'轴承可以满足使用要求。 3.4.2 32909型圆锥滚子轴承的校核

1、32909型圆锥滚子轴承（Lh45000h）的径向、轴向力的计算 由公式（4-8）得：

Ft2T1C/d1`'

FFt/cos 54

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

FaFttan`

FrFtann式中：----------节圆螺旋角，对标准斜齿轮及分度圆螺旋角；

Ft1n---------法向压力角，对标准齿轮

5n20

21.7810605933.3N

Fr15933.3tan20cos15.512242.5N

Fa1Fttan1646.56N

同理轴2－3受力为

Ft221.78106255741.94N

Fr25741.94tan20cos13.932170.19N

Fa2Fttan1424.18N

'r圆锥滚子轴承的径向载荷FFr1 Fd1 Fa1 与轴向载荷F'a的计算（参考下图）

Fr2 Fa2 Fd2 L1 Fr3 L2 L3 Fr4

图3-20 Fig.3-20

55

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

Fr1Fr2Fr3Fr4------------(1)

-------(2)

Fr1L2L3Fr2L3Fr3(L2L1L3)已知Fr11412.34NFr22903.6N;L166.6mmL2203.5mm

L378.1mm

根据式（1）和式（2）可得：

Fr32237.3N Fr42175.39N

FaFa2Fa1221.76NFa/Fre

2237.3Fd1Fr3/2YFd2Fr4658.03N21.7 2175.39/2Y639.82N21.7

由式

FaFd2Fd1判断是否达到轴向平衡。将数值代入得：

－221.76+639.82658.03

则轴有向右窜动的趋势。相当于右边轴承被压紧，左边轴承被放松。 右边轴承受到的总轴向力

Fa2Fa2必须与

FaFd1相平衡，即：

＝

FaFd1＝221.76＋658.03＝879.79

而右边轴承只受其本身派生的轴向力，即

Fa1Fd1=658.03N

2、轴承使用寿命的验算

1）右边轴承I当量动载荷的计算由公式(3-15)。

Pr1fP(0.4Fr4YFa2)Y1.7

fP为载荷系数，中等冲击，取值为1.2。

Pr1.2(0.42175.391.7879.79)4095.299N4.1KN

56

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

2）轴承I寿命Lh的计算

10CrLh60nPr6

对于滚子轴承指数10/3

Lh132606004.110610/35'3.310hLh

3）左边轴承寿命的计算

Pr1.2(0.42237.31.7658.03)2416.285N Lh132606002.410610/3246.710hLh

6'因此，轴承能够正常的工作。

3.4.3 调心滚子轴承22211CK/W33+H311与32912型圆锥滚子轴承（L'h45000h）的的校核

径向、轴向力的计算 由公式（4-8）得：

Ft2T1C/d1 FFt/cos`

FaFttan`

FrFtann

式中：----------节圆螺旋角，对标准斜齿轮及分度圆螺旋角； n---------法向压力角，对标准齿轮n20

Ft128.391065525815.38N

57

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

Fr125815.38tan20cos13.939686.6N

Fa1Fttan6403.N

同理： Ft21712.2449N

Fr26431.44N

Fa24383.56N

圆锥滚子轴承的径向载荷F'r与轴向载荷F'a的计算（参考下图）

Fr2 Fa2 Fd2 Fr1 Fd1 Fa1 L1 Fr3 L2 L3 Fr4

图3-20 Fig.3-20

已知L155.5mm L2147mm L381mm Fr39686.6N

Fr46896.79N

Fa/Fr64039686.6[6]

0.66e0.37

由表13－5查得，则：

Fd1Fr1/2YFd2Fr2/2Y9686.621214883.3N6431.443215.72N

由式Fa2Fd2Fd1Fa1判断是否达到轴向平衡。将数值代入得： 6403+4883.3>4383.56＋ 4883.3

58

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

则轴有向左窜动的趋势。相当于左边轴承被压紧，右边轴承被放松。则左边轴承受到的总轴向力Fa1必须与FaFa2相平衡，即：

Fa1FaFd24383.563215.727599.28N

而右边轴承只受其本身派生的轴向力，即

Fa2Fd2=3215.72N

2、调心滚子轴承22211CK/W33+H311寿命的计算 1） 计算出各轴承所受的当量动载荷

Pr1fP(0.4Fr1YFa)Y1.2

fP为载荷系数，中等冲击，取值为1.2。

Pr1.2(0.49686.60.787599.28)117624.94N11.8KN

2）轴承22211CK/W33+H311寿命

CrLh60nPr106Lh



对于滚子轴承指数10/3

Lh11026012011.810610/36'4.510hLh

3、轴承圆锥滚子轴承32912寿命的计算

Pr1.2(0.46431.440.783215.72)6097N6.1KN 46601206.110610/36'1.210hLh

Lh1轴承可以满足使用要求。

3.5键的选取与校核

3.5.1一级传动轴上键的选取与校核

59

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

1、选择键联接的类型和尺寸

一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求,应选用平键联接.由于齿轮在轴端,故选用平头普通平键(B)。

根据d＝30mm从表6－1[6]中查得键的基本尺寸为：b＝22mm h＝14mm由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取键长为L＝82mm。 2、校核键的强度

键、轴和轮毂的材料都为钢，由表6－2[6]查得许用应力[p]50MPa。键的工作长度为l＝L－b＝82－22＝60mm由公式（6－1）[6]可得

P2T10kld32760001066030314.07MPa50MPa (3-17)

可见键是合适的。

3.5.2二级传动轴上的键的选取与校核

1、选择键联接的类型和尺寸

一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求,应选用平键联接.由于齿轮不在轴端,故选用圆头普通平键(A)。

根据d＝60mm从表6－1[6]中查得键的基本尺寸为：b＝18mm，h＝11mm。由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取键长为L＝36mm。

2、校核键的强度

键、轴和轮毂的材料都为钢，由表6－2[6]查得许用应力[p]110MPa。键的工作长度为l＝L－b＝36－18＝18mm由公式（6－1）[6]可得

p2T10kld321780001061860354.93MPa110MPa (3-18)

可见键是合适的。 3.5.3输出轴上键的选取与校核

1、输出轴键的选取

由于两输出轴的轴间距很小因此变速箱的输出轴和转子的输入轴的联接是采用的套筒花键联接。根据d＝46mm，选取花键GB/T 1144-2001

NdDB846549。

60

青岛科技大学本科毕业设计（论文）

花键的校核

由于轴是动联接的，则花键的强度条件公式（6－6）[6]：

P2T103zhld[p] (3-19)

m――载荷分配不均系数取0.8

Z――花键的齿数

h――花键的侧面的工作高度

dm――花键的平均直径

[p]――花键的许用应力70Mpa

数值带入公式(3-19)得：

p2839001030.888504614.25MPa[p]

显然花键满足要求。

61

X（S）M-1全液压式实验密炼机加料、压料及传动部分的设计

4.总结

X(S)M-1全液压式实验密炼机的加料、压料及传动部分的设计基本完成。在此过程中通过查阅大量的资料，了解密炼机的发展历史以及发展趋势作为立题的依据。掌握密炼机的结构特点以及需要改进的缺点的基础上制定设置设计方案。通过查阅相关的手册对各零部件进行设计，其中尽量使用标注件以便设备的维修和更换，掌握各标注件的国标。在图纸的绘制过程中熟练掌握各种零部件的配合装配公差。最后的论文撰写是一个相当细致的工作，内容明确语言简洁，严格按照统一的格式排版。

本人承担的是X(S)M-1全液压式实验密炼机的加料、压料及传动部分的设计。加料部分加料部分的作用是各种胶料、炭黑以及各种粉料的添加和存放的部分，主要结构特点：实行二层防护，加料门操作手柄放在外侧，无泄漏点；压料部分的作用是传递液压把压力作用在胶料上，以提高胶料的混炼质量，主要结构特点：采用耐磨材料制成上顶栓，其采用圆柱销联接，上顶栓与胶料接触部分构型呈圆弧状；传动部分的作用是通过变速箱把转动传给转子，主要结构特点：速比齿轮要放置在减速箱内，润滑方式为飞溅式。

整个设计过程中本人学习了相当多的设计知识和技巧。图纸的绘制采用的是CAD2004和PCCAD等设计软件，对其基本的功能能够熟练运用。各个零部件的设计校核掌握了工具书的查阅应用同时掌握了机械工程师电子、手册机械设计手册（软件版）V3.0网上工具的运用。通过这次设计学到了本专业及专业外知识。锻炼个人能力培养团队的合作精神，对以后的工作有很大的帮助，收益颇深。

62