3.1.4 螺杆的强度校核与计算
双螺杆挤出机中需要进行强度计算的主要零部件是螺杆和机筒。进行螺杆的强度计算时，必须先确定原始数据。决定螺杆强度的原始数据包括：机头最大压力P、
FM
螺杆轴向力Z及螺杆扭矩t。
（1）机头压力的确定
机头压力可以用理论计算方法和实测方法得到。当螺杆转速增加到一定程度时，实际机头压力与转速的关系并不成正比，在实际生产中常以试验测定机头压力。
根据实际生产中产量为200 kg/h的国产双螺杆挤出机的机头压力一般为
P30~50MPa，取：P=40.0MPa
（2）螺杆轴向力的确定
螺杆轴向力的大小受到物料物理性能、机头压力、螺棱构型、螺杆转速及机筒温度等、因素的影响。螺杆轴向力可按下式计算：
F=P+P Z12
式中 P——物料作用在螺杆端面上的总压力，单位为N；
12
P=πDp/4
1式中 p——螺杆端部的物料压力，单位为MPa，国产挤出机一般取
p=30~50MPa。
P——动载荷产生的附加压力的沿轴向的力的分量，P 约为P的2212
1/8~1/4，即P=（0.125~0.25）P，取：P=0.2πDp/4
212 11 双螺杆挤出机毕业论文
2
所以有：P=P+P= 1.2πDp/4 Z12（3）螺杆冷却孔直径确定
由于聚合物在挤出过程中与金属接触面积中有一半在螺杆上，为了避免螺杆过热需在挤出过程中对螺杆进行冷却。
取螺杆冷却水孔的直径：d=10mm
0（3）螺杆强度的计算
螺杆与减速箱传动轴的连接有固定式和浮动式两种。无论是哪种连接方式在进行强度计算时，都将螺杆视为一端固定的悬臂梁。螺杆主要受到物料压力P，克服
M
物料阻力所需的扭矩t和螺杆自重G的作用。由于双螺杆的啮合角度很小，所以p计算时近似认为螺杆所受径向力r大小相对方向相反，可以抵消。螺杆所受轴向力p为z。由于螺杆轴向弯曲作用较小可忽略不计。螺杆自重G对螺杆产生横向弯曲作用。因此，螺杆所受的综合受力作用为：螺杆轴向力、螺杆扭矩及螺杆自重产生的压、扭、弯的力的组合。由于加料段螺杆的根径较小，承载能力最低，所以强度计算以加料段的根径截面为强度计算、校核截面。
1.2pDsc：s=69.5MPa
由轴向力产生的压应力=c22(d-d)
s0s式中 c——轴向力产生的压应力，MPa；
d s——螺杆的最小内径端面直径，mm；
d——螺杆冷却水孔直径，mm. 0由扭矩产生的剪切应力τ：
1Nmax62h
9.55´10Mntmax
t==35.8MP
paW34
sd(1-C)s16 N——主电机的最大传递功率，KW; max n——螺杆的最高转速，r/min。
max h——电动机传递效率，此时校核取1；
C——d/d；
0t——螺杆的剪切应力，MPa；
s由螺杆自重产生的弯曲应力b：
LML(D+d)gG22b2s s=-=0.1=0.24MPa
pb34
Wd(1-C)34bd(1-C)ss32
12 双螺杆挤出机毕业论文
式中 L——螺杆的有效长度，mm；
33
t/mt/m r——螺杆材料密度，，钢取7.85；
s b——由自重产生的弯曲应力，单位MPa；
s螺杆的合成应力r 2合成应力用第三强度理论计算，其强度条件为：s=s+4t£[s]
rp查表得的屈服极限： [s]=85´9.8=833MPa
p2[]
有： s=(s+s)+4t=71.2MPa<s=833MPa rcbp由此可知，该螺杆在工作中是安全的。
由于是双螺杆啮合需要，使后续的配位齿轮难于安装，螺杆在无齿端的直径的大小必然会大大降低，因此有必要计算螺杆无齿端的最小直径。
螺杆无齿端只受扭矩的作用。 2查表的剪切疲劳极限[s]=288N/mm
11Nmax629.55´10h
Mntmax
由t=得：
pW34sd(1-C)16
d=3=25.6mm
616´9.55´10´Nmaxmin2[s]pn1max