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螺旋输送机计算

2022-04-19 来源:客趣旅游网
螺旋输送机计算

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1行星齿轮传动的符号

在行星齿轮传动中较常用的符号如下。

n——转速,以每分钟的转数来衡量的角速度,r/min 。

——角速度,以每秒弧度来衡量的角速度,rad/s。

na——齿轮a的转速,r/min 。 nb一一内齿轮b的转速,r/min。 nx——转臂x的转速,r/min。 nc——行星轮c的转速,r/min。

iab——a轮输入,b轮输出的传动比,即 iab=±

zb zaC——在行星齿轮传动中,构件A相对于构件c的相对转速与构件BiAB相对构件C的相

对转速之比值,即

C iAB=

nAnC

nBnCx——在行星齿轮传动中,中心轮a相对于转臂x的相对转速与内齿轮iabb相对于转臂x的相对转速之比值,即

x iab=

nanx

nbnx根据原始条件可以确定所需用的输入功率为

P入P6.516.8KW

0.980.980.980.98至此,可以确定所用的电动机的型号 Y160M-6 行星轮数np3。

配齿计算

2传动比条件

在行星齿轮传动中,各轮齿数的选择必须确保实现所给定的传动比ip的大小。例如,2z—x(A)型行星传动,其各轮齿数与传动比ip的关系式为

bx iax=1-iab=1+

zb zab可得zb=(iax-1)za

若令 Y=zaip,则有zb=Y-za

b式中 ip——给定的传动比.且有ip=iax;

Y——系数,必须是个正整数;

za ——中心轮a的齿数,一般,za≥Zmin。

3邻接条件 4同心条件

在此讨论的同心条件只适用丁渐开线圆柱齿轮的行星齿轮传动。所谓同

心条件就是出中心轮a、b(或e)与行星轮c(或d)的所有啮合齿轮副的实际中心距必须相等。

对于2Z—X(A)型行星齿轮传动,其同心条件为

acb aac在一般情况下,齿数za和zb都不是np的倍数。当齿轮a和b的轮齿对称线及行星轮1的华而Q1与直线OⅠ重合时,行星轮2的平面Q 2与直线OⅡ的夹角为C如果转臂x固定,当中心轮a按逆时方向转过C时,则行星轮2按顺时针方向转过C角,而内齿轮b按顺时针方向转过C角。

当np个行星轮在中心轮周围均匀分布时,则两相邻行星轮间的

中心角为

2和db,其齿距为。现设已知中小轮a和b的节圆直径danpdadb2papbp。在中心角内,中心轮a和b具有的弧长分别为 和

npnpnpda对于弧长,一般应包含若干个整数倍的齿距p和一个剩余弧段

np)(paa。同理,对于弧长

dbnp,也应包含有若干个整数倍的齿距p和一个剩

。可得 余弧段bb zazbnp(c1c2)bbpaa

p显然,等式左边等于整数。要使等式右边也等于整数,其必要和充分的条

bb 件是aa公式表明:两中心轮a和b的齿数和(zazb)应为行星轮数np的倍数, 就是2Z—X(A)型行星传动的安装条件。

5 2Z-X(A)型行星传动

据2Z-X(A)型行星齿轮传动的传动比公式

zbip1p za式中——P是行星齿轮的特性参数。

应该指出:在对b轮齿数zb进行圆整后,此时实际的p值与给定的p值稍有变化,但必须控制在其传动比误差范围内。一般其传动比误差i4%。

zbzaip2za 据同心条件可求得行星轮c的齿数为zc22ipiip≤

显然,由上式所求得的zc适用于非变位的或高度变位的行星齿轮传动。如

果采用角度变位的传动时,行星轮c的齿数zc应按如下公式计算,即

zczbzazc 2 当(zbza)为偶数时,可取齿数修正量为za=1。此时,通过角度变位后,既不增 大该行星传动的径向尺寸,又可以改善传动性能。综合上述公式.则可得2Z—X(A)型传功的配齿比例关系式为

za:zb:zc:cza:ip22za:(ip1)za:ipnpza

最后,再按公式(3—7)校核其邻接条件。根据给定的行星齿轮传动的传动比ip的大小和中心轮a的齿数za及行星轮个数np,由表3—2可查得2Z—X(A)型行星齿轮传动的传动比ip及其各轮齿数。

根据以上步骤可以确定其齿数及传动比如下:

b za 17、zc 67、zb 151、iax 9.88。

参数计算

6标准直齿圆柱齿轮的基本参数

模数——分度圆上的齿距p与圆周率(无理数)的比值,即 mp

模数m是齿轮的一个基本参数,其单位为mm(毫米)。因齿距pm,若模数m增大,则齿轮的齿距p就增大;齿轮的轮齿及各部分尺寸均相应地增大。为了齿轮的设计、制造和测量等工作的标准化,模数m的数值已经标准化。渐开线圆柱齿轮模数可参见GB1357-1987。

在此应该指出,由于在齿轮的不同圆周上,其齿距不相同,故其模数也是不同的;只有分度圆上的模数m是标准值。

因齿轮分度圆的周长为 dzp,即可得d分度圆直径

dmz

齿项高系数ha*——按GBl356—1988规定:正常齿ha*=1,短齿

pz ;两式联立可得齿轮的

ha*=0.80。

顶隙系数c*——按GBl357—1988规定:正常齿c*=0.25,短齿c*=0.3。

一对渐开线圆柱直齿轮的正确啮合条件是:两齿轮的模数m相等,分度圆压力角相等,即

m1m2m 12 齿轮的模数的确定,由公式初算得

mK1m3T1KAKFKFpYFaz212.1322.32222.11720.753001.71mm

1dFlim根据所设计的题目要求,选定模数m2.5mm。

表5-2 参数 a-c(w) c-b(N) 模数 m 2.5 2.5 啮合角 20° 20°  分度圆直径 d1167.5d d 1mz142.5d d2377.52mz2167.5齿顶高 ha1ha22.5 ha12.5ha h7.55a2(115.1)m2.375 齿根高 hf1hf23.125hf1hf23.125 hf 全齿高 h1h25.625h15.625h h25.5 齿顶圆直径 da147.5dd da1172.5a a2172.5da2372.75 齿根圆直径 df136.2525 df1161.25d f df2161.df2384基圆直径 db139.9d db1157.4b db2157.4db2354.7 中心距 a a105 a105 受力分析及强度计算

7行星齿轮传动的受力分析

在已知原动机(电动机等)的名义功率P和同步转速n的条件下,其输入件所传递的转矩TA可按下式计算,即

TA9550P1 (N·m) n1式中 p1———输入件所传递的名义功率,kw; n1———输入件的转速,r/min。

在圆柱齿轮传动中,若忽略齿面间的摩擦力的影响,其法向作用力Fn可分解为如下的三个分力,即 切向力Ft径向力Fr2000T1 (N) d1Fttann (N)

cos轴向力 FaFttan (N) 法向力Fn与切向力Ft的关系式为 FnFt(N)

coscosn对于直齿圆柱齿轮传动,由于轮齿的螺旋角0,法面压力角n,故其轴向力Fa=0,则可得

切向力 Ft2000T1 (N) d1径向力 FrFttan (N) 法向力 FnFt (N) cos式中 T1——啮合齿轮副中小齿轮传递的转矩,N·m ;

——斜齿轮分度圆上的螺旋角,(°); d1——小齿轮分度圆直径,mm; ——分度圆压力角,通常=20°。

8行星齿轮传动

首先应计算输入件中心轮a在每一套中(即在每个功率分流上)所承受的输入转矩为

T1TaP95501 npnpn1式中 Ta——中心轮a所传递的转矩,N·m;

np——行星轮数目。

按照上述提示进行受力分析计算,则可得行星轮c作用于中心轮a的切向力为

T1TaP6.895501955022.32Nm npnpn197032000Ta1050.17N npda Fca FacFca1050.17N FbcFac1050.17N Fxc2Fac2100.34N

TxnprxFcx31052100.34661.607Nm FcbFbc1050.17N TbnpFcbdb594.66Nm 20009 行星轮支承上和基本构件轴上的作用力

。圆柱中心轮与行星轮相啮合时,行星轮上的切向力Fic可按如下公式计算,即

Fic2000Ti (N) npdi例如,在2Z—X(A)型行星齿轮传动中,中心轮a作用于行星轮c上的切向力Fac

公式(6—10)计算,即

Fac2000Ta (N) npda对于钢制行星轮c,其材料密度7.8106kg/mm3;行星轮的相对体积 Vxcdc24b

将和Vcx的关系式代入公式,则可得2Z—X(A)型传动行星轮的离心力

FL为

2rx FL6.371011dc2bnx式中 dc——行星轮c的分度圆直径,mm; b——行星轮的宽度,mm;

——行星轮的折算系数.相对于转臂x转动的行星轮及其轴承的质量直径为 dc、宽度为b的实心钢制圆柱体质量之比值的系数。

当滚动轴承安装在行星轮内时,0.5~0.7;当滚动轴承安装转臂x内时,1~1.3 。

10箱体的结构及各个尺寸的计算数值如下:

(1)箱体的材料为 HT200,采用铸造,机体的结构采用卧式不剖分机体

(2)尺寸系数 K3DB34002171.47 10001000 式中 D——机体内壁直径 B——机体宽度

故 其K值在1.25~1.6之间,壁厚大于10~13。根据实际情况取为

12mm。

机体壁厚 =12mm 前机盖厚度 110mm 后机盖厚度 212mm

机体法兰凸缘厚度 31.25d115mm 加强筋厚度 412mm 加强筋斜度 2

机体和机盖紧固螺栓直径 d112mm 轴承端盖螺栓直径 d20.8d110mm 地脚螺栓直径 d3.14TD1216mm 机体底座凸缘厚度 h(1~1.5)d24mm 地脚螺栓孔的位置

c11.2d(5~8)26mmc2d(5~8)22mm

11螺旋周长的计算

螺旋外周长:

L2D2S220.420.421.318(m)

螺旋内周长:

L212dS220.0820.420.47234(m)rd2D520.4520.04(m) D2RRD20.420.2(m) RcrcRr0.20.040.16(m)

12螺旋机的输送量

根据所给的原始条件可以计算出螺旋机的输送量Q ; 因为是水平布置的H=0、=0 。计算得 Q367P入3676.53.2151.241.4t/h

0LK13螺旋直径

螺旋直径D可以通过以下公式求得 DK2.5QC0.0492.541.40.30.810.352m 式中 D——螺旋直径(米); K——物料综合特性经验系数; Q——输送量(吨/小时); ——物料的填充系数;

——物料的堆积密度(吨/米3);

C——输送机在倾斜工作时,输送量的 校正系数;

14空心轴

初算螺旋输送机的转轴轴径, 对空心轴可有下式计算的:

dA03Pn(14)11036.5100(10.5)55.7mm

式中 d1d,即空心轴的内径d1与外径d之比,通常0.5~0.6。 故螺旋输送机完全能满足要求; 因 d螺旋80mm55.7mm

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