螺旋輸送機計算

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1、1行星齒輪傳動的符號 在行星齒輪傳動中較常用的符號如下。 n ――轉(zhuǎn)速，以每分鐘的轉(zhuǎn)數(shù)來衡量的角速度，r/ min。 ――角速度，以每秒弧度來衡量的角速度，rad/ s。 na——齒輪a的轉(zhuǎn)速， r/ min。 nb 內(nèi)齒輪b的轉(zhuǎn)速，r/ min。 nx 轉(zhuǎn)臂x的轉(zhuǎn)速，r/ min。 nc 行星輪c的轉(zhuǎn)速，r/ min。 iab ―― a輪輸入，b輪輸出的傳動比，即 iab = ± Za ?C iAB 在行星齒輪傳動中，構(gòu)件A相對于構(gòu)件c的相對轉(zhuǎn)速與構(gòu)件B相對 構(gòu)件C的相 對轉(zhuǎn)速之比值，即 .C nA nc Iab = nB nc i：

2、b—— 在行星齒輪傳動中，中心輪a相對于轉(zhuǎn)臂x的相對轉(zhuǎn)速與內(nèi)齒輪b 相對于轉(zhuǎn)臂x的相對轉(zhuǎn)速之比值，即 .X _ na nx iab = nb nx 根據(jù)原始條件可以確定所需用的輸入功率為 P 0.98 0.98 6.5 6.8KW 0.98 0.98 至此，可以確定所用的電動機的型號 Y160M-6 行星輪數(shù)np 3。 配齒計算 2傳動比條件 在行星齒輪傳動中，各輪齒數(shù)的選擇必須確保實現(xiàn)所給定的傳動比ip的大 小。例如，2z— x（A）型行星傳動，其各輪齒數(shù)與傳動比ip的關(guān)系式為 b x Zb iax = 1- iab =1 + Za 可得 Zb = （

3、i；x-1） Za 若令 Y= Za ip，則有 Zb =Y- Za 式中ip——給定的傳動比?且有ip^ax； Y――系數(shù)，必須是個正整數(shù)； Za 中心輪a的齒數(shù)，一般，Za > Zmin。 3鄰接條件 4同心條件 在此討論的同心條件只適用丁漸開線圓柱齒輪的行星齒輪傳動。所謂同 心條件就是出中心輪a、b（或e）與行星輪c（或d）的所有嚙合齒輪副的實際中心 距必須相等。 對于2Z—X（A）型行星齒輪傳動，其同心條件為 aac acb 在一般情況下，齒數(shù)Za和Zb都不是np的倍數(shù)。當(dāng)齒輪a和b的輪齒對稱 線及行星輪1的華而Q1與直線01重合時，行星輪2的平面Q 2與直線0U

4、的夾角為C如果轉(zhuǎn)臂x固定，當(dāng)中心輪a按逆時方向轉(zhuǎn)過C時，則行星輪2 按順時針方向轉(zhuǎn)過C角，而內(nèi)齒輪b按順時針方向轉(zhuǎn)過C角。 當(dāng)np個行星輪在中心輪周圍均勻分布時，則兩相鄰行星輪間的 中心角為—?，F(xiàn)設(shè)已知中小輪a和b的節(jié)圓直徑da和db，其齒距為 np 2 出和-db np np 對于弧長A， % 般應(yīng)包含若干個整數(shù)倍的齒距 p和一個剩余弧段 pa pb p。在中心角 一內(nèi)，中心輪a和b具有的弧長分別為 (p a a)。同理，對于弧長△,也應(yīng)包含有若干個整數(shù)倍的齒距 p和一個剩 np 余弧段b b?？傻? p a a b b Za Zb n p(Ci C2

5、) p 顯然，等式左邊等于整數(shù)。要使等式右邊也等于整數(shù)，其必要和充分的條 件是 件^是 a a b b 公式表明：兩中心輪a和b的齒數(shù)和(Za Zb)應(yīng)為行星輪數(shù)np的倍數(shù), 就是2Z — X(A)型行星傳動的安裝條件。 5 2Z-X(A)型行星傳動 據(jù)2Z-X(A)型行星齒輪傳動的傳動比公式 -ip 1 p Za 式中 P是行星齒輪的特性參數(shù)。 ip i iP 應(yīng)該指出：在對b輪齒數(shù)Zb進(jìn)行圓整后，此時實際的p值與給定的p值 稍有變化，但必須控制在其傳動比誤差范圍內(nèi)。一般其傳動比誤差 w 4%。 據(jù)同心條件可求得行星輪c的齒數(shù)為Zc Zb Za Ip 2 -

6、 - Za 2 2 顯然，由上式所求得的Zc適用于非變位的或高度變位的行星齒輪傳動。 如果采用角度變位的傳動時，行星輪 c的齒數(shù)Zc應(yīng)按如下公式計算，即 Z Za Zc —2 - N 當(dāng)(Zb Za)為偶數(shù)時，可取齒數(shù)修正量為 za = 1。此時，通過角度變位 后，既不增 大該行星傳動的徑向尺寸，又可以改善傳動性能。綜合上述公式?則 可得2Z—X(A)型傳功的配齒比例關(guān)系式為 ip 2 ip Za ： Zb ： Zc ：C Za : Za：(lp 1)為：Z 2 np 最后，再按公式(3—7)校核其鄰接條件。根據(jù)給定的行星齒輪傳動的傳動 比ip的大小和中心輪a的

7、齒數(shù)Za及行星輪個數(shù)np，由表3—2可查得2Z—X(A) 型行星齒輪傳動的傳動比l p及其各輪齒數(shù)。 根據(jù)以上步驟可以確定其齒數(shù)及傳動比如下： Za 17、zc 67、Zb 151、i： 9.88。 參數(shù)計算 6標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪的基本參數(shù) 模數(shù)一一分度圓上的齒距p與圓周率（無理數(shù)）的比值，即 模數(shù)m是齒輪的一個基本參數(shù)，其單位為 mm（毫米）。因齒距p m， 若模數(shù)m增大，則齒輪的齒距p就增大；齒輪的輪齒及各部分尺寸均相應(yīng)地 增大。為了齒輪的設(shè)計、制造和測量等工作的標(biāo)準(zhǔn)化，模數(shù) m的數(shù)值已經(jīng)標(biāo) 準(zhǔn)化。漸開線圓柱齒輪模數(shù)可參見 GB1357-1987。 在此應(yīng)該指出，由于在齒輪的

8、不同圓周上，其齒距不相同，故其模數(shù)也是 不同的；只有分度圓上的模數(shù) m是標(biāo)準(zhǔn)值。 因齒輪分度圓的周長為 d zp，即可得d ￡z ;兩式聯(lián)立可得齒輪的 分度圓直徑 d mz 齒項高系數(shù)0* ――按GB1356—1988規(guī)定：正常齒ha*=1,短齒 ha*=0. 80。 頂隙系數(shù)c* ——按GB1357—1988規(guī)定：正常齒c* = 0. 25,短齒c* = 0. 3。 一對漸開線圓柱直齒輪的正確嚙合條件是：兩齒輪的模數(shù) m相等，分度 圓壓力角相等，即 mi m2 m 1 2 齒輪的模數(shù)的確定，由公式初算得 K m 2 Zi EKaK KFpYFa1 12

9、.1 F lim 3 22.32 2 2 2.1 \ 172 0.75 300 1.71 mm 根據(jù)所設(shè)計的題目要求，選定模數(shù) m 2.5mm。 表5-2 參數(shù) a-c(w) c-b(N) 模數(shù)m 2.5 2.5 嚙合角 20 ° 20 ° 分度圓直徑 d1 mZ| 42.5 d1 167.5 d d2 mz2 167.5 d2 377.5 齒頂咼 ha1 ha2 2.5 ha1 2.5 ha 7 55 ha2 (1 —^)m 2.375 15.1 齒根高 hf1 hf2 3.125 hf1 hf2 3.125 hf

10、 全齒高 h1 h2 5.625 h, 5.625 h h2 5.5 齒頂圓直徑 da1 47.5 da1 172.5 da da2 172.5 da2 372.75 齒根圓直徑 df1 36.25 df1 161.25 df df2 161.25 df2 384 基圓直徑 d b1 39.9 db1 157.4 db db2 157.4 db2 354.7 中心距 a a 105 a 105  受力分析及強度計算 7行星齒輪傳動的受力分析 在已知原動機(電動機等)的名義功率P和同步轉(zhuǎn)速n的條件下，其輸入件 所傳遞的轉(zhuǎn)矩

11、TA可按下式計算，即 P TA 9550」(N- m) □ 式中 Pi 輸入件所傳遞的名義功率，kw; n 輸入件的轉(zhuǎn)速， r/ min。 在圓柱齒輪傳動中，若忽略齒面間的摩擦力的影響，其法向作用力 Fn可分 解為如下的三個分力，即 切向力 Ft 2000Tl (N) di 徑向力 Fr Fttan n (N) cos 軸向力 Fa Ft tan (N) 法向力Fn與切向力Ft的關(guān)系式為 Fn Ft cos cos n 對于直齒圓柱齒輪傳動，由于輪齒的螺旋角 0，法面壓力角 故其軸向力Fa=0,則可得 切向力Ft 200匹 (N) d1 徑向力

12、Fr Ft tan (N) 法向力Fn —皀 (N) cos 式中 T1——嚙合齒輪副中小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩， N?m； ――斜齒輪分度圓上的螺旋角，(° ); di 小齒輪分度圓直徑，mm ； 分度圓壓力角，通常 =20°。 8行星齒輪傳動 首先應(yīng)計算輸入件中心輪a在每一套中(即在每個功率分流上)所承受的輸 入轉(zhuǎn)矩為 T； R 9550旦 np 入口 式中 Ta——中心輪a所傳遞的轉(zhuǎn)矩，N ? m； np ――行星輪數(shù)目。 按照上述提示進(jìn)行受力分析計算，則可得行星輪c作用于中心輪a的切向 力為 Ta P 6.8 T1 — 9550 — 9550 22.32N m

13、 np npn-i 970 3 2000Ta Fca a 1050.17N n pda Fac Fca 1050.17N Fbc Fac 1050.17N Fxc 2Fac 2100.34 N Tx n prxFcx 3 105 2100.34 661.607N m Fcb Fbc 1050.17N db npFcb 2000 594.66N m 9行星輪支承上和基本構(gòu)件軸上的作用力 。圓柱中心輪與行星輪相嚙合時，行星輪上的切向力 Fic可按如下公式計 算，即 例如，在2Z—X(A)型行星齒輪傳動中，中心輪a作用于行星輪c上的切 向力Fac 公式(6—

14、10)計算，即 2000Ta F“ ￡（ N） 對于鋼制行星輪C，其材料密度 7.8 10 6kg/mm3 ;行星輪的相對體積 Vcx rb 將和V；的關(guān)系式代入公式, 則可得2Z—X(A)型傳動行星輪的離心力Fl Fl 6.37 10 11d（2b n；rx 式中 dc——行星輪c的分度圓直徑，mm； b 行星輪的寬度， mm； 行星輪的折算系數(shù).相對于轉(zhuǎn)臂x轉(zhuǎn)動的行星輪及其軸承 的質(zhì)量直徑為dc、寬度為b的實心鋼制圓柱體質(zhì)量之比值的系數(shù)。 當(dāng)滾動軸承安裝在行星輪內(nèi)時, 時， 1~1.3 。 0.5~0.7 ;當(dāng)滾動軸承安裝轉(zhuǎn)臂x內(nèi) 10箱

15、體的結(jié)構(gòu)及各個尺寸的計算數(shù)值如下 (1)箱體的材料為HT200,采用鑄造，機體的結(jié)構(gòu)采用臥式不剖分機體 ⑵尺寸系數(shù)K常需嚴(yán)147 式中D 機體內(nèi)壁直徑 B――機體寬度 故其K值在1.25~1.6之間，壁厚 大于10~13。根據(jù)實際情況取 為 12mm。 =12mm 機體壁厚 前機蓋厚度 i 10mm 后機蓋厚度 2 12mm 機體法蘭凸緣厚度 3 1.25di 15mm 加強筋厚度 4 12mm 加強筋斜度 2 機體和機蓋緊固螺栓直徑 d1 12mm 軸承端蓋螺栓直徑 d2 0.8d1 10mm 地腳螺栓直徑 d 3.14TD 12 16mm 機體底座凸緣厚度

16、 h (1~1.5)d 24mm G 1.2d (5 ~ 8) 26mm 地腳螺栓孔的位置 ' ) g d (5~8) 22mm 11螺旋周長的計算 螺旋外周長： L J 2D 2 S2 2 0.4 2 0.4 2 1.318( m) 螺旋內(nèi)周長： L1 2d2 S2 、: 2 0.08 2 0.4 2 0.47234( m) d D 0.4 c— 、 r 0.04( m ) 2 5 2 5 2 D 0.4 D 2 R R 0.2( m ) 2 2 R c r c R

17、r 0.2 0.04 0.16( m ) 12螺旋機的輸送量 根據(jù)所給的原始條件可以計算出螺旋機的輸送量 Q ; 因為是水平布置的 H=0、 =0。計算得 367 P入 367 6.5 Q 41.4t/h °LK 3.2 15 1.2 13螺旋直徑 螺旋直徑D可以通過以下公式求得 0.049 2； 41.4 0.3 0.8 1 0.352m 式中 D——螺旋直徑（米）； K――物料綜合特性經(jīng)驗系數(shù)； Q 輸送量（噸/小時）； ——物料的填充系數(shù)； ――物料的堆積密度（噸/米3）； C――輸送機在傾斜工作時，輸送量的 校正系數(shù); 14空心軸 初算螺旋輸送機的轉(zhuǎn)軸軸徑， 對空心軸可有下式計算的: P n(1 4) 110 3 6.5 100(1 0.5) 55.7mm 0.5 ~ 0.6。 式中 也，即空心軸的內(nèi)徑d1與外徑d之比，通常 d 故螺旋輸送機完全能滿足要求; 因 d螺旋 80mm 55.7mm