螺旋输送机的(编辑修改稿)

螺旋输送机的(编辑修改稿)内容摘要：

使电动机长期过载而过早损坏；容量过大则电动机价格高，能力又不能充分利用，由于经常不满载运行，效率和功率应数都较低，增加电能消耗，造成很大浪费。 电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。 电动机的发热与其运行状态有关。 运行状态有三类， 即长期连续运行、短时运行和重复短时运行。 变载下长期运行的电动机、短时运行的电动机（工作时间短，停歇时间长）和重复短时运行的电动机（工作时间和停歇时间都不长）的容量要按等效功率法计算并校验过载能力和起动转中北大学 20xx 届毕业设计说明书 第 11 页 共 57 页 矩，其计算方法可参看有关电力拖动的书籍。 由于水泥螺旋输送机的工作环境是常温 ， 有灰尘 ， 用的是三相交流电 ， 电压为 380V。 根据以上两点和机械设计手册，选用 Y132M4 型号的电动机。 Y132M4 电动机的主要性能如下表 所示： 表 Y132M4 电动机的主要性能 型 号 额定 功 率 kw 满载时 起 动 电 流 额定电流 起 动 转 矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 转 速 r/min 电流（ 380V ） A 效率 % 功率 应 数 Y132M4 1140 87 传动装置的运动和动力参数的计算 因为设计减速器时要求传动比为 ，所以选用一级直齿圆柱齿轮传动的减速器就可满足条件。 该类减速器的特点是承载能力和速度范围大、传动比恒定、外廓尺寸小、工作可靠、效率高、寿命长。 制造安装精度要求高、噪声较大、成本较高。 连接顺序 —— 2 平键 —— —— —— 轴承、齿轮、等的效率查机械设计手册得： 滚动轴承（每对） ~ 滑动齿轮（每对） ~ 弹性联轴器 ~ 齿轮联轴器 万向联轴器 ~ 具有中间可动元件的联轴器 ~ 一对齿轮（开式） ~ 一对齿轮（闭式） ~ 计算传动装置各轴的运动和动力参数： （ 1） 各轴转速 1）轴 n1=nm=1440r/min 2）轴 n2=n1/i 中北大学 20xx 届毕业设计说明书 第 12 页 共 57 页 =1440/ =主轴 n3=n2= （ 2） 各轴输入功率 1）轴 1PP 额 η 联 = = 2）轴 2P = 1P η 轴承 1 η 轴承 2 η 齿轮 = = 主轴 3P = 2P η 联 = = （ 3） 各轴输出功率 1）轴 1P= 1P η 轴承 = = 2）轴 22PP η 轴承 = = 主轴 33PP η 轴承 = = （ 4） 各轴输入转矩 电动机的输出转矩 dT =9550 Pd/nm 中北大学 20xx 届毕业设计说明书 第 13 页 共 57 页 =9550 = m 1）轴 1 dTT η 联 = = m 2）轴 21TT i η 轴承 1 η 轴承 2 η 齿轮 = = m 主轴 32TT η 联 = = m （ 5） 各轴输出转矩 1）轴 1T = 1T η 轴承 = = m 2）轴 2T = 2T η 轴承 = = m 主轴 33TT η 轴承 = = m 运动和动力参数计算结果整理于下表 所示： 中北大学 20xx 届毕业设计说明书 第 14 页 共 57 页 表 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 7 9 5 1 主 轴 3 9 5 中北大学 20xx 届毕业设计说明书 第 15 页 共 57 页 3 减速器设计计 算 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 [1]： （注：见文献 P233） 中北大学 20xx 届毕业设计说明书 第 16 页 共 57 页 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 ,取 Ad=85 计算结果 T1=49240N mm ψ d= ςHlim1=1650Mpa ςHlim2=1400Mpa 式 () [ς H1]=1485Mpa [ς H2]=1260Mpa Ad=85 中北大学 20xx 届毕业设计说明书 第 17 页 共 57 页 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 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 取 d1=40mm b=20mm ν = 选 8 级精度 m=4 z1=10 z2=47 KA= KV= 中北大学 20xx 届毕业设计说明书 第 18 页 共 57 页 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 2 2 311[ 1 0 .6 ( ) ] ( ) 1 0HbbK A B C bdd      22320 [1 ( ) ] ( )40 40 10 20     A v H HK K K K K = = 式（ ）  = 式（ ） Z = HK = HK = K= ZE= Mpa ZH= 中北大学 20xx 届毕业设计说明书 第 19 页 共 57 页 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 定传动主要尺寸 th=10 300 8 估计 107NL109,则指数 m=  L 1 v 11 m a x8. 7811 m a x8. 78 8. 78 8. 78N =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/ [ς H1]= lim 1 1m in1 6 5 0 0 .9 81 .0 5HNHZS  （式 ）   l i 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= [ ςH1]=1540MPa [ ςH2]= 式（ ） ς H= [ς H2] 中北大学 20xx 届毕业设计说明书 第 20 页 共 57 页 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 =+  。