螺旋输送机设计(编辑修改稿)

螺旋输送机设计(编辑修改稿)内容摘要：

= m 主轴 33TT η 轴承 = = m 运动和动力参数计算结果整理于下表： 表 2－ 2 运动和动力参数计算 轴 名 功 率 P (KW) 转 矩 T（ N m） 转速 n (r/min) 传动比 效 率 输 入 输 出 输 入 输 出 电动机轴 1440 1 1 轴 1440 2 轴 1 主 轴 齿轮设计 齿轮材料应具备下列条件： 1）齿面具有足够的 硬度，以获得较高的抗点蚀、抗磨粒磨损、抗胶合和抗塑性流动的能力； 2）在变载荷和冲击载荷下有足够的弯曲疲劳强度； 3）具有良好的加工和热处理工艺性； 4）价格较低。 因此，采用合金钢、硬齿面齿轮是当前发展的趋势。 采用硬齿面齿轮时，除应注意材料的力学性能外，还应适当减少齿数、增大模式，以保证轮齿具有足够的弯曲强度。 设计的该螺旋输送机的预期使用寿命 10 年，每年 300 个工作日，在使用期限内，工作时间占 20%。 根据以上几点，我选择齿轮的材料为 20CrMnTi，渗碳淬火处理，硬度 56HRC~62HR 平均取为 60HRC。 齿数比 u=i= 计算步骤如下：（见文献 [1]P233） 计算项目 齿面接触疲劳强度计算 1. 初步计算 转矩 T1 齿宽系数ψ d 解除疲劳极限ς Hlim 初步计算的许用接触应 力 [ς H] Ad值 计算内容 T1= m 由图 12－ 13,取ψ d= 由图 12－ 17c [ς H1]≈ Hlim1 = 1650 [ς H2]≈ Hlim2 = 1400 由表 12－ 16,取 Ad=85 计算结果 T1=49240N mm ψ d= ς Hlim1=1650Mpa ς Hlim2=1400Mpa 式() [ς H1]=1485Mpa [ς H2]=1260Mpa Ad=85 初步计算的小齿轮直径 d1 初步齿宽 b 2. 校核计算 圆周速度ν 精度等级 齿数 z和模数 m 使用系数 KA 动载系数 KV 齿间载荷分配系数 HK d1≥ Ad 3 12HT u+1[ ] ud   =85 324 9 2 4 0 4 .6 7 + 10 .5 1 2 6 0 4 .6 7 = b=ψ d d1 = 40 =20 ν =π d1n1/(60 1000) =π 40 1440/（ 60 1000） = 由表 12－ 6 初取齿数 z1=10, z2= iz1= 10= m= d1/z1=40/10=4 由表 12－ 3， 取 m=4 则 z1= d1/m =40/4=10 z2= iz1 = 10 =≈ 47 由表 12－ 9 由表 12－ 10，先求 取 d1=40mm b=20mm ν = 选 8级精度 m=4 z1=10 z2=47 KA= KV= 齿向载荷分布系数 HK 载荷系数 K 弹性系数 ZE 节点区域系数 112t TF d = 2 4924040 =2462N 1 .7 5 2 4 6 2 2 1 5 .4 320AtkFb N/mm ＞ 100 N/mm  =[(1211zz )]cosβ =( 1110 47 )cos0176。 = Z = 4 4 1 .4 933  = 由此得 2211 HK Z 由表 1211 2 2 311[1 0 . 6 ( ) ] ( ) 1 0HbbK A B C bdd      2232 0 2 01 .1 7 0 .1 6 [1 0 .6 ( ) ] ( )4 0 4 00 .6 1 1 0 2 0     A v H HK K K K K = = 由表 12－ 12 由图 12－ 16 式（ ）  = 式（ ） Z = HK = HK = K= ZE= Mpa ZH= 接触最小安全系数 SHmin 总工作时间 th 应力循环系数 NL 接触寿命系数 ZN 许用接触应力 [ς H] 验算 由表 12－ 14 th=10 300 8 由表 12－ 15，估计 107NL109,则指数m=  L 1 v 11 m a x11 m a x N =N 6060 .60 1 144 0 480 01 mnii hiini hihi hTntTTtntTt           原估计应力循环次数正确 NL2=NL1/I= 107/ 由图 12－ 18 [ς H1]= lim 1 1m in1 6 5 0 0 .9 81 .0 5HNHZS  （式 ）   li m 2 22 m i n 1 4 0 0 1 .1 31 .0 5HNH H ZS  ς H=ZEZHZΕ 1212 ud b u = 22 3 .0 7 4 9 2 4 0 4 .6 7 12 0 4 0 4 .6 7   计算结果表明，接触强度较为合适，齿轮尺寸无需调整 SHmin= th=4800h NL1= 107 NL2= 107 ZN1= ZN2= [ς H1]=1540MPa [ς H2]= 式（ ） ς H= [ς H2] 实际分度圆直径 d 中心距 a 齿宽 b 齿根弯曲疲劳强度验算 重合系数 YΕ 齿间载荷分配系数 KFa 齿向载荷分布系数 KFΒ 载荷系数 K 齿形系数 YFa 应力修正系数 YSa 弯曲疲劳极限ς Flim 因为模数取标准值时，齿数已重新确定，但未圆整，故分度圆直径不会改变，即 d1=mz1=4 10=40mm d2=mz2=4 47=188mm a= 12() 4 (1 0 4 7 )22m z z  b=ψ dd1= 40=20mm YΕ =+   由表 KFa= 11  * 20 2 . 2 2( 2 ) ( 2 0 . 2 5 ) 4fabbh h c m     由图 12－ 14 K=KAKVKFaKFΒ = 由图 12－ 21 由图 12－ 22 由图 12－ 23c d1=40mm d2=188mm a=114mm 取 b1=30mm b2=20mm 式（ ） YΕ = KFa= KFΒ = K= YFa1= YFa2= YSa1= YSa2= ς Flim1=750MPa 弯曲最小安全系数 SFmin 应力循环次数 NL 弯曲寿命系数 YN 尺寸系数 YX 许用弯曲应力 [ς F] 验算 由图 12－ 14 由表 12－ 15，估计 3 106NL1010 则指数 m=  L 1 v 11 m a x49. 9111 m a x49. 91 49. 91 49. 91N =N 6060 .60 1 144 0 480 01 mnhi ihi hni hihi htTnttTTtntTt           原估计应力循环次数正确 NL2=NL1／ I = 107／ 由图 12－ 24 由图 12－ 25 [ς F1]= lim 1 1m in7 5 0 0 .9 5 11 .2 5F N XFYYS  [ς F2]= lim 2 2m in6 0 0 0 .9 8 11 .2 5F N XFYYS  21 1 112 2 3 . 2 4 4 9 2 4 02 0 4 0 42 . 9 6 1 . 5 2 0 . 7 5F F a F aKT YYYb d m    ς F2=ς F1 22112 .3 5 1 .73 3 6 .4 6 2 .9 6 1 .5F a S aF a S aYYYY   传动无 严重过载。 故不做静强度校核 SFmin= NL1= 107 NL2= 107 YN1= YN2= YX= [ς F1]=570MPa [ς F2]= ς F1= [ς F1] ς F2= [ς F2] 表 3－ 1 齿轮传动参数表 (单位 ㎜ ) 名称 符号 小齿轮 大齿轮 中心距 a 114 传动比 i 模数 m 4 啮合角 α 20176。 齿数 z 10 47 分度圆直径 d 40 188 齿顶圆直径 da 48 192 齿根圆直径 df 30 179 齿宽 b 30 20 减速器结构设计 （ 1）机体结构 减速器机体是用以支持和固定轴系的零件 ,是保证传动零件的啮合精度 ,良好润滑及密封的重要零件 ,其重量约占减速器总重量的 50%。 因此 ,机体结构对减速器的工作性能 ,加工工艺 ,材料消耗 ,重量及成本等有很大。