螺旋输送机毕业论文

模具设计与制造自考本科 毕业设计 题 目 : 螺旋输送机 学生姓名： 张强华 准考证号： 080112200466 材 料 目 录 序号 名 称 数量 备 注 1 毕业设计开题报告 1 2 毕业设计 1 3 毕业设计 成绩评定表 1 起止日期： 2012 年 11 月 18 日 至 2012 年 12 月 20 日 河南工业大学自考本科毕业设计 I 摘 要 根据我对日常生活的观察，以及在大学阶段的各个实习，最后选定毕业设计题目为 螺旋输送机的设计。其原理为：当电动机驱动螺旋轴回转时，加入槽内的物料由于自重的作用，不能螺旋叶面旋转，但受着螺旋的轴向推力的作用，向着一个方向推进到卸料口处，物料被卸出，从而达到输送物料的目的。本输送机传动装置采用 NGW型行星齿轮减速器传动， NGW 型行星齿轮减速器具有体积小、质量小、传动比大、承载能力大，以及传动平稳和效率高等优点。 本毕业设计主要设计的是 NGW型行星齿轮减速器的设计。首先通过确定其传动比，再到配齿计算，再确定 NGW型行星齿轮减速器各个齿轮的尺寸及啮合参数，最后是行星传动的结构设计及均载机构的设计。通过本次设计，我对 NGW型行星齿轮减速器的各个部分以及其设计过程都有了更加深入的理解。 关键词 ： 机 螺旋输送机 NGW 型行星齿轮减速器 均载 机 构 河南工业大学自考本科毕业设计 II Abstract According to my observation of daily life, as well as the various internship at the university stage, the final design selected topics for graduate - spiral conveyer design. Its principles are : When electric motors driven screw axis rotation, the inside of the materials themselves as role-not screw leaf surface, but once the spiral must thrust role toward a direction to the mouth of the discharge Office of materials being discharged to reach carrier materials. The aircraft carrier transmission devices used NGW-planetary gear reducer transmission, NGW-planetary gear reducer with small size, quality small, transmission than large, large carrying capacity and a smooth and efficient transmission of higher advantages. The graduate design major design type planetary gear reducer is -NGW design. First, by defining its velocity ratio, and then to calculate the allocation of teeth, to determine the type of planetary gear reducer NGW various gear and mesh size parameters, planetary transmission is the final design and structure are reflected in the design of institutions. Through this design, I have a deeper understanding to NGW-planetary gear reducer and parts of the design process . Keyword： Spiral conveyer， NGW-planetary gear reducer， Balanced load institution 河南工业大学自考本科毕业设计 I 目录 前言 . 1 第一章 行星齿轮传动概论 . 2 1.1 行星齿轮传动的定义、符号及其特点 . 2 1.2 行星齿轮传动的符号 . 2 1.3 行星齿轮传动的特点 . 3 2 行星齿轮传动的配齿计算 . 4 2.1 行星齿轮传动中分配各轮齿数应满足的条件 . 4 2.1.1 传动比条件 . 4 2.1.2 邻接条件 . 4 2.1.3 同心条件 . 5 2.1.4 安装条件 . 5 2.1.5 2Z-X(A)型行星传动 . 7 3 行星齿轮传动的几何尺 寸和啮合参数计算 . 10 3.1 标准直齿圆柱齿轮的基本参数 . 10 4 行星齿轮传动的受力分析及强度计算 . 13 4.1 行星齿轮传动的受力分析 . 13 4.1.1 行星齿轮传动 . 14 4.2 行星轮支承上和基本构件 轴上的作用力 . 15 4.2.1 行星轮轴承上的作用力 . 15 4.3齿轮、轴和轴承的强度校核 . 16 4.3.1 齿轮的校核 . 16 4.3.2 轴的校核 . 16 4.3.3 轴承的校核 . 17 5 行星齿轮传动的均载机构 . 18 5.1 行星轮间载荷分布不均匀性分析 . 18 5.2 行星轮间载荷分布均匀的措施 . 20 5.2.1 基本构件浮动的均载机构 . 21 6 行星减速器的箱体设计 . 24 6.1 箱体的结构及各个尺寸的计算数值如下： . 24 6.2.1 行星齿轮减速器的润滑特点及润滑剂的作用 . 24 河南工业大学自考本科毕业设计 II 6.2.2 行星齿轮减速器的润滑方式 . 25 6.2.3 行星齿轮减速器齿轮润滑油的使用要求 . 26 6.3 附件的选取 . 26 6.4 轴承、键及联轴器的选取 . 26 6.4.1 轴承的选取 . 26 6.4.2 联轴器及键的选取 . 27 7 螺旋输送机的设计计算 . 28 7.1 GX螺旋输送机各零部件构造分述如下： . 28 7.1.1 螺旋 . 28 7.1.2 头节装置与尾节装置的结构 . 30 7.1.3 机槽（机壳） . 30 7.2 GX型螺旋输送机的应用范围及优缺点 . 31 7.2.1 螺旋输送机的应用范围 . 31 7.2.2 螺旋输送机的优缺点 . 31 7.3 螺旋输送机的选型设计计算 . 31 8结论 . 33 9致谢 . 34 10 参考文献 . 35 河南工业大学自考本科毕业设计 1 前言 GX型螺旋输送机是工农业各部门机械化运输工作的主要机组，可使运输工作减轻劳动 强度，提高工作效率 ， 应用范围很广泛。适用于输送粉状、粒状及小块物料：如煤粉、水泥、矿沙、炉灰、石灰、化肥、苏打、食盐、砂糖、谷物、淀粉、棉子、麦芽、饲料、饲料、锯木宵等，因此在水泥厂、化肥厂、化工厂、铁厂、矿山、糖厂、造纸厂、维尼龙厂、饲料公司、水利工场使用较多。其优点是结构简单 、 成本低 、 面积小 、 操作安全方便、在运输过程中能与外界隔离，是一种封闭的运输设备，它不仅可以水平运输，而且可以倾斜运输。 螺旋输送机的传动部分采用行星齿轮传动。行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动。而作为各种机械传动系统中的减速 器、增速器和变速装置。尤其是对于那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传功效率高的输送设备、起重运输、石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要差速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置，行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用。 总之，行星齿轮传动具有质量小、体积小、传动比大及效率高 (类型选用得当 )等优点。因此，行星齿轮传动现已广泛地应用于工程机械、矿山机械、冶金机械、起重运输机械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、火炮、飞机、轮船、仪器和仪表等各个方面。行星传动不仅适用于高转速、大功率，而且在低速大转矩 的传动装置上也获得了应用。它几乎可通用于一切功率和转速范围，故目前行星传动技术已成为世界各国机械传动发展的重点之一。 随着国民经济的日新月异的发展，螺旋输送机作为重要的输送设备，在祖国建设的各个角落都发挥着巨大的作用。 河南工业大学自考本科毕业设计 2 第一章 行星齿轮传动概论 1.1 行星齿轮传动的定义、符号及其特点 齿轮传动在各种机器和机械设备中已获得了较广泛的应用。例如，起重机械、工程机械、冶金机械、建筑机械、石油机械、纺织机械、机床、汽车、飞机、火炮、船舶利仪器、仪表中均采用了齿轮传动。在上述各种机器设备和机械传动装置中，为了 减速、增速和变速等特殊用途，经常采用一系列互相啮合的齿轮所组成的传动系统，在机械原理中，便将上述的齿轮传动系统称之为轮系 。 在齿轮系中，既能自转又能公转的轮系称为行星齿轮系。 1.2 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。 an 齿轮 a的转速， r min 。 bn一一内齿轮 b的转速， r min。 xn 转臂 x的转速， r min。 cn 行星轮 c的转速， r min。 abi a轮输入， b轮输出的传动比，即 abi=bazz CABi 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 B 相对构件 C的相对转速之比值，即 CABi=ACBCnnnn xabi 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 b相对于转臂 x的相对转速之比值，即 xabi=axbxnnnn 河南工业大学自考本科毕业设计 3 1.3 行星齿轮传动的特点 行星齿轮传动的主要持点如下。 (1) 体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大 由于行星齿轮传动具有功率分流和各中心轮构成共轴线式的传动以及合理地应用内啮合齿轮副，因此可使其结构非常紧凑。 (2) 传动效率高 由于行星齿轮传动结构的对称性，即它具有数个匀称分布的行星轮使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力能互相平衡，从而有利于达到提高传动效率的作用。 (3) 传动比较大，可以实现运动的合成与分解 只要适当选择行星齿轮传动的类型及配两方案，便可以用少数几个齿轮而获得很 大的传动比。 (4) 运动平稳、抗冲击和振动的能力较强 由于采用了数个结构相同的行星轮，均匀地分布于中心轮的周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时，也使参与啮合的齿数增多，故行星齿轮传动的运动平稳，抵抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。 行星齿轮传动的缺点是：材料优质、结构复杂、制造和安装较困难些。但随着人们对行星传动技术进一步深人地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高。因此，对于它的制造安装问题，目前巳不再视为一件 什么困难的事情。实践表明，在具有中等技术水平的工厂里也是完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。应该指出，对于行星齿轮传动的设计者，不仅应该了解其优点，而且应该在自己的设计工作中，充分地发挥其优点，且把其缺点降低到最低的限度。从而设计出性能优良的行星齿轮传动装置。 综上，根据原始条件 可以确定所需用的输入功率为 1 6 . 5 6 . 80 . 9 8 0 . 9 8 0 . 9 8 0 . 9 8PP K W入 至此，可以确定所用的电动机 的型号 Y160M-6 可以确定本设计题目（螺旋输送机）的传动部分的设计方案 NGW 型 2Z-X（ A）。行星轮数 3pn 。河南工业大学自考本科毕业设计 4 2 行星齿轮传动的配齿计算 2.1 行星齿轮传动中分配各轮齿数应满足的条件 在设计行星齿轮传动时，根据给定的传动比 ip来分配各轮的齿数，这就是人们研究行星齿轮传动运动学的主要仟务之一。在确定行星齿轮传动的各轮齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其装配有关的条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。此外，还要考虑到与其承载能力有关的其他条件。 2.1.1 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pi的大小。例如， 2z x(A)型行星传动，其各轮齿数与传动比pi的关系式为 baxi=1-xabi=1+bazz 可得 bz=（ baxi-1）az 若令 Y=az pi，则有 bz=Y-az 式中 pi 给定的传动比且有pi=baxi； Y 系数，必须是个正整数； az 中心轮 a的齿数，一般，azminZ。 2.1.2 邻接条件 在设计行星齿轮传动时 ，为了进行功率分流，而提高其承载能力，同时也是为了减少其结构尺寸，使其结构紧凑， 如图（ 2-1） 经常在太阳轮 a与内齿轮 b(或 e)之间，均匀地、对称地设置几个行星轮 c(或 d)。为了使各行星轮不产生相互碰撞，必须保证它们齿顶之间在其连心线上有一定的间隙即两相邻行星轮的顶圆 半径之和应小于其中心距 L c ，即 2acr L c acd 2 sinac pa n 河南工业大学自考本科毕业设计 5 式中 acr、 acd 分别为行星轮 c的齿顶圆半径和直径； pn 行星轮个数； 图 2-1 邻接条件 aca a、 c齿轮啮合副的中心距； L c 相邻两个行星轮中心之间的距离。 不等式 (3 7)称为行星齿轮传动的邻接条件。间隙 c L cacd的最小允许值取决于行且齿轮减速器的冷却条件和啮合传动时的润滑油搅动损失。实际使用中，一般应取间隙值 c 0 5m， m为齿轮的模数。 在此应该指出，邻接条件与行星轮个数pn有关，pn的多少，应受到其承载能力的限制。行星轮个数pn还应考虑到结构尺寸、均载条件和制造条件等因素。一般，在行星齿轮传动中大都采用pn 3 个行轮。但是，当需要进一步提高其承载能力，减少行星齿轮传动的结构尺寸和质量时，在满足 上述邻接条件的前提下允许采用pn 3 个行星轮的配置；不过还必须采取合 理的均载措施。 2.1.3 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 ac cbaa 2.1.4 安装条件 河南工业大学自考本科毕业设计 6 在行星齿轮传动中，如果仅有一个行星轮，即pn 1，只要满足上述同心条件就保证能够装配。为了提高其承载能力 ，大多是采用几个行星轮。同时，为了使啮合时的径向力相互抵消，通常，将几个行星轮均匀地分布在行星传动的中心圆上。所以，对于具有pn 1 个行星轮的行星齿轮传动除应满足同心条件和邻接条件外；其各轮的齿数还必须满足安装条件。所谓安装条件就是安装在转臂 x 上的pn个行星轮均匀地分布在中心轮的周围时，各轮齿数应该满足的条件。例如，对于 2Z X(A)型行星传动，pn个行星轮 在两个中心轮 a 和 b 之间要均匀分布，而且，每个行星轮 c 能同时与两中心轮 n和 b相啮合而没有错位现象 (见图 2 2)。 通常，在行星齿轮传动中，当个pn行星轮均匀分布时，每个中心角应等 2pn 直线O、 O和 O分别为主轴线 O与行星轮 l、行星轮 2和行星轮 3的轴线 O1、 O2和 O3(转臂 x 上的 )的连线。 为了绘图方便起见，在此用圆弧来表示轮齿的形状，故 2Z X(A)型传功如图 2 2所示。对于具有单齿圈的行星轮，可用平面 Q 表示齿轮轮齿的对称面。当行星轮齿数 Z c为偶数时，该平而 Q 通过其齿槽的对称线；当行星轮齿数 Z c为奇数时，则它们分别与轮 b的齿槽对称线相重合。由此可见，若中心轮 a和 b的齿数az和bz均是pn的倍数时，该行星齿轮传动定能满足装配条件。 在一般情况下，齿数az和bz都不是pn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 O重合时，行星轮 2 的平面 Q 2 与直线 O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pn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 2pn 。现设已知中小轮 a 和 b 的节圆直径ad和bd，其齿距为abp p p。在中心角 2pn 内，中心轮 a和 b具有的弧长分别为 apdn 和 bpdn 河南工业大学自考本科毕业设计 7 对于弧长 apdn ，一般应包含若干个整数倍的齿距 p和一个剩余弧段 ( aap )。同理，对于弧长bpdn ，也应包含有若干个整数倍的齿距 p和一个剩余弧段 bb 。可得 12() a a b ba b ppz z n c c p 显然，等式左边 等于整数。要使等式右边也等于整数，其必要和充分的条件是 a a b b 公式表明：两中心轮 a和 b的齿数和 (abzz)应为行星轮数pn的倍数， 就是 2Z X(A)型行星传动的安装条件。 图 2-2 行星传动安装条件 2.1.5 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 河南工业大学自考本科毕业设计 8 1b paz ipz 式中 P是行星齿轮的特性参数。 特性参数多与给定的传动比pi有关。 p值必须合理地选取。 p值太大或太小都是不合理的。如果 p 值太大，或许可能使得bz值很大；或使得az值很小。通常，内齿轮 b的尺寸是受到减速器总体尺寸的限制。为了不过分地增大其外形尺寸，故bz值不能很大。而中心轮 a 的尺寸应考虑到 其齿数az受到最少齿数minz的限制，以及齿轮bz转轴的直径不能太小，故az值不能很小。另外， p 值接近于 1 也是不允许的，因为这样会使得行星轮 c的尺寸太小。一般，应选取 p=38。 则由式可得 ( 1)b p az i z 当选定最小齿数az时，就容易求得bz值。 关于最小齿数az、bz的选取，为了尽可能地缩小 2Z X(A)型行星传动的径向尺寸、在满足给定的传动比pi的条件下，中心轮 a 和行星轮 c 的尺寸应尽可能地小。因此，az应该选用最少齿数，但实际上它受到轮齿根切和齿轮能否安装轴承或能否安装到 轴上去的限制。一般情况下，齿轮 a 的最少齿数的范围为 14 18；对于中小功率的行星传动，有时为了实现行星减速器的外廓尺寸尽可能小的原则，在满足轮齿弯曲强度的条件下，允许其轮齿产生轻微的根切；因此，对于角度变位传动 (正传动 )，其最少齿数可选取为 1013 个。 应该指出：在对 b轮齿数bz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 ppiiii 4。 据同心条件可求得行 星轮 c的齿数为 222pbacaizzzz 显然，由上式所求得的cz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cz应按如下公式计算，即 2bacczzzz 河南工业大学自考本科毕业设计 9 当 (bazz)为偶数时，可取齿数修正量为az 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 2: : : : : ( 1 ) :2ppa b c a a p a apiiz z z c z z i z zn 最后， 校核其邻接条件。根据给定的行星齿轮传动的传动比pi的大小和中心轮 a的齿数az及行星轮个数pn， 得 2Z X(A)型行星齿轮传动的传动比pi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： az 17、cz 67、bz 151、 baxi 9.88。 河南工业大学自考本科毕业设计 10 3 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 3.1 标准直齿 圆柱齿轮的基本参数 根据渐开线及其传动性质可知，标准直齿圆柱齿轮的基本参数有五个：齿数 z、模数 m、压力角 、齿顶高系数 *ah和顶隙系数 *c 。在确定上述基本参数后，齿轮的齿形及几何尺寸就完全确定了。 齿数 z 齿轮整个圆周上轮齿的总数。在啮合齿轮副中，小齿轮和大齿轮分别用1z和2z表示。 模数 m 分度圆上的齿距 p与圆周率 (无理数 )的比值，即 pm 模数 m是齿轮的一个基本参数，其单位为 mm(毫米 )。因齿距 pm ，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 pdz ；两式联立可得齿轮的分度圆直径 d mz 上式表示，当给定一个齿轮的模数 m 和齿数 z，齿轮的分度圆直径就确定了。分度圆压力角 20，即该压力角等于基准齿形的齿形角。 因此，齿轮的分度圆应当定义为：齿轮上具有标推模数 m 和标准压力角 20的圆称为分度圆。因为，/ cosbdd ，式中基圆直径为 cosbdd 渐开线圆柱齿轮模数表 河南工业大学自考本科毕业设计 11 第一系列 1 1.25 1.5 2 2.5 3 4 第二系列 1.75 2.5 2.75 (3.25) 3.5 3.75 第一系列 5 6 8 10 12 16 第二系列 4.5 5.5 (6.5) 7 9 (11) 14 第一系列 20 25 32 40 50 第二系列 18 22 28 36 45 注： 1.对斜齿轮是指法向模数 m. 2.应优先采用第一系列，括号的模数可能不用。 由公式可见，当齿轮的分度圆直径 d 确定后，如果再规定渐开线在分度圆上的压力角 的数值，则基圆直径bd就确定了。而齿轮的渐开线齿形仅取决于基圆的大小。 齿项高系数 *ah 按 GBl356 1988规定：正常齿 *ah=1，短齿 *ah=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 ： 12m m m 12 齿轮的模数的确定，由公式初算得 1133 221 l i m2 2 . 3 2 2 2 2 . 11 2 . 1 1 . 7 11 7 0 . 7 5 3 0 0A F F p F amdFT K K K YmKz mm 根据所设计的题目要求，选定模数 2.5m mm 。 参数 齿轮副 a-c(w) c-b(N) 模数 m 2.5 2.5 啮合角 20 20 分度圆直径 d 5.1675.422211 mzd mzd 5.3775.16721 dd 齿顶高 ah 5.221 aa hh 375.2)1.1555.71(5.221mhhaa 齿根高 fh 125.321 ff hh 125.321 ff hh 全齿高 h 625.521 hh 125.6255.5hh 河南工业大学自考本科毕业设计 12 齿顶圆直径 ad 5.1725.4721 aadd 75.3725.17221 aadd 齿根圆直径 fd 25.16125.3621 ffdd 38425.16121ffdd 基圆直径 bd 4.1579.3921 bbdd 7.3544.15721 bbdd 中心距 a 105a 105a 河南工业大学自考本科毕业设计 13 4 行星齿轮传动的受力分析及强度计算 4.1 行星齿轮传动的受力分析 为了计算轮齿上的作用力，首先需要求得行星齿轮传动中输入件所传递的额 定转矩。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AT可按下式计算，即 ：119550A PT n （ N m） 式中 1p 输入件所传递的名义功率， kw； 1n 输入件的转速， r min。 在行星齿轮传动中，该输入转矩AT通常 应取决于工作机所需的额定转矩BT(或额定功率2P)。当工作机在变负荷下上作时，该额定转矩BT是指在较繁重的、连续的正常工作条件下使用的转矩 (或功率 )，如起重机的最大起重量产生的力矩。 在行星齿轮传动中，一个啮合齿轮副的受力分析与计算与普通定轴齿轮传动是相同的。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nF可分解为如下的三个分力，即 ： 切向力112000tTF d (N) 径向力 tanco stnr FF (N) 轴向力 tanatFF (N) 法向力nF与切向力tF的关系式为 c o s c o stn nFF （ 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aF=0，则可得 ： 切向力 112000tTF d (N) 径向力 tanrtFF (N) 法向力 costn FF (N) 式中 1T 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， ( )； 1d 小齿轮分度圆直径， mm； 河南工业大学自考本科毕业设计 14 分度圆压力角，通常 20。 4.1.1 行星齿轮传动 在行星齿轮传动中，由于其行星轮的数目通常大于 1，即pn l，且均匀对称地分布于中心轮之间；所以，在 2Z-X 型行星传动中，各基本构件 (中心轮 a、 b 和转臂 x)对传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于零。因此，为了简便起见，在行星齿轮传动的受力分析图中均未绘出各构件的径向力rF，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号 F代表切向力tF。为了分析各构件所受的切向力 F，现提示如下三点。 (1) 在转矩的作用下，行星齿 轮传动中各构件均处于平衡状态，因此，构件间的作用力应等于反作用力。 (2) 如果在某一构件上作用有三个平行力，则中间的力与两边的力的方向应相反。 (3) 为了求得构件上两个平行力的比值，则应研究它们对第三个力的作用点的力矩。 在 2Z-X（ A）型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力F，如图 4 1所示。由于在输入件中心轮 a上受有pn个行星轮 c同时施加的作用力caF和输入转矩AT的作用。当行星轮数目pn 2时，各个行星轮上的载荷均匀 (或采用载荷分配不均匀系数Pk进行补偿 )，因此，只需要分析和计算其中的一套即可。在此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 1119550appT PTn n n 式中 aT 中心轮 a所传递的转矩， N m； pn 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 1116 . 89 5 5 0 9 5 5 0 2 2 . 3 29 7 0 3appT PT N mn n n 2000 1 0 5 0 . 1 7acapaTFNnd 1 0 5 0 . 1 7a c c aF F N 1 0 5 0 . 1 7b c a cF F N 河南工业大学自考本科毕业设计 15 2 2 1 0 0 . 3 4x c a cF F N 3 1 0 5 2 1 0 0 . 3 4 6 6 1 . 6 0 7x p x c xT n r F N m 1 0 5 0 . 1 7c b b cF F N 5 9 4 . 6 62000 bb p c b dT n F N m 图 4-1 2Z-X（ A）型受力分析 4.2 行星轮支承上和基本构件轴上的作用力 4.2.1 行星轮轴承上的作用力 在行星齿轮传动中 ，对于各种不同的传动类型，其行星轮上所受的作用力也是不相同的。 圆柱中心轮与行星轮相啮合时，行星轮上的切向力icF可按如下公式计算，即 2000iicpiTFnd （ N） 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acF 计算，即 2000aacpaTFnd （ N） 对于钢制行星轮 c，其材料密度 637 . 8 1 0 /k g m m ；行星轮的相对体积 24x cc dVb 将 和 xcV的关系式代入公式，则可得 2Z X(A)型传动行星轮的离心力LF为 1 1 2 26 . 3 7 1 0L c x xF d b n r 式中 cd 行星轮 c的分度圆直径， mm； 河南工业大学自考本科毕业设计 16 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 cd、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 。 4.3 齿轮、轴和轴承的强度校核 4.3.1 齿轮的校核 对于外啮合的齿轮副 a-c、内啮合的齿轮副 c-b应采用按齿面接触强度校核。 1111tH a H E A U H H H PFZ Z Z Z K K K K Kdb 1 0 5 0 . 1 7 4 . 9 40 . 8 2 . 3 8 1 8 9 . 1 1 1 1 . 2 1 1 . 1 1 . 13 2 4 2 . 5 3 . 9 4 24 2 3 .8 /N m m 同理，可以计算得 23 0 2 . 2 6 /Hc N m m 29 5 . 6 /Hb N m m 许用接触用力 l i mm i nHH p N T L V R W XHZ Z Z Z Z ZS 2750 1 . 0 0 . 8 5 1 . 0 5 1 . 0 6 6 9 . 3 7 5 /1 . 0 N m m 至此可知，H Hp ，各个齿轮的强度足够。 4.3.2 轴的校核 根据我所选择的传动方案 2Z-X（ A） 型的行星减 速器，减速器采用中心轮 a浮动，轴只受扭矩的作用，而不受弯矩（即不受轴向力和径向力）。故可按扭矩强度条件进行校核。 33332 2 . 3 2 3 1 0 6 6 . 9 6 1 0 5 . 2 30 . 2 0 . 2 4 0TaTT MPWd 入 同理，可以计算得 河南工业大学自考本科毕业设计 17 2 5 .6TaMP 出 根据已选定轴的材料为 45钢，调质处理，查标准得 许用扭转切应力 T为 40aMP，因T入、T出 T，故安全。 4.3.3 轴承的校核 根据以上的计算数据，可知 caP=1050.17N cxP 2100N xcP 2100N n入=970r/min n出=100r/min n行=125r/min 预期计算寿命 20000hLh 则 轴承的校核可有下式计算得 36660 6 0 9 7 0 2 0 0 0 01 0 5 0 . 1 7 1 1 . 0 5 2 5 . 51 0 1 0hc a rnLC P K N C K N 入360 6 0 1 0 0 2 0 0 0 02 1 0 0 1 0 . 3 5 8 5 7 . 81 0 1 0hc x rnLC P K N C K N 出 3 . 3 36660 6 0 1 2 5 2 0 0 0 02 1 0 0 9 . 5 8 6 1 2 21 0 1 0hx c rnLC P K N C K N 行故 所选用的轴 承符合要求。 河南工业大学自考本科毕业设计 18 5 行星齿轮传动的均载机构 5.1 行星轮间载荷分布不均匀性分析 行星轮间载荷分布均匀 (或称载荷均衡 )，就是指输入的中心轮传递结各行星轮的啮合作用力的大小相等。例如，在图 5 1所示的 2Z X(A)型行星传动，设中心轮 a上输入一个转矩aT，在理想的制造精度和刚度的条件下，中心轮 a 上的轮齿就会与pn个行星轮 c上的轮齿相接触 (啮合 )，则各行星轮1c、2c和3c(pn=3)对中心轮 a的法向作用力1cnF、2cnF和3cnF的大小是相等的。现取中心轮 a为受力对象，法向作用力1cnF、2cnF和3cnF组成为一个等边的力三角形 见图 5 1(b) 图 5-1 行星轮间的载荷分布 即各行星轮作用于中心轮 a上的力的主矢为零1cnF+2cnF+3cnF 0；而其主矩的大小则等于转矩aT。因此，中心轮 a 可达到无径向载荷地传递转矩。但是，在没有采取任何均载措 施的情况下，实际上行星轮间的载荷分布是不均匀的；即使采用了某种均载机构，在行星齿轮传动工作的过程中，行星轮问的载荷分布也并非完全是均衡的。行星轮间载荷分布不均衡的原因，可以大致分为由齿轮本身的各种制造误差，轴承、转臂和齿轮箱体等的制造和安装误差两部分所组成的。而行星齿轮传动零件的制 造误差将使轮齿工作齿廓间形成间隙或过盈。各基本构件和行星 轮轴线的位移，及各齿轮的运动误差，例如，中心轮轴线的位移，轴承轴线或内齿轮与箱体配合的径向位移和转臂上安装行星轮的心轴孔的位移，以及双联行星轮工作齿形的相对位移，中心轮 a、b的运动误差和行星轮与中心轮啮合的运动误差等，将形成中心轮与行星轮啮合时的间隙或过盈。由于上述这些行星轮与中心轮啮合时的总间隙或过盈的存在，当中心轮 a河南工业大学自考本科毕业设计 19 或 b 和转臂 x 的轴线都不能自由偏移而实现自由调整时，就可能出现中心轮 a 或 b 仅与一个行星轮接触的情况，何中心轮与其余行星轮的啮合处就会产生间隙2、3n(见图 5 2)。 在输入转矩aT的作用下，由于齿轮、轴和轴承等零件的变形，而使齿轮 a 旋转某一角度a，如果弧线aar的数值小于齿轮最小侧隙的数值，即minaar ； 图 5-2 未采取均载措施的啮合情况 那么，其所有的载荷 (切向力 ) 2ataTF d 就全都由一个与中心轮 a 相接触的行星轮1c传递 ，即m axttFF 。 当行星轮间的裁荷分布均匀时，中心轮 a 与每个行星轮啮合处的平均切向力为 2000tatK pp p aF TFn n d 式中 tF 中心轮 a与各行星轮啮合处的切向力之和， N； pn 行星轮数，一般，取pn 24； Ta 中心轮 a输入的转矩， N m； ad 中心轮 a的分度圆直径， mm 。 当行星轮间载荷分布不均匀时，其行星轮上所受的最大裁荷maxtF与各行星轮所受的平均载荷tKpF的比值，称为行星轮间载荷分布不均匀系数pK；即行星轮间载荷分布不均匀系数为 m a x2000paptandKFT 河南工业大学自考本科毕业设计 20 在计算行星齿轮传动的齿轮强度时应按行星轮上所受的最大载荷maxtF来进行 可得最大载荷的计算公式为 maxtF= 2000 papaKTnd 显然，当所有的载荷tF全都由一个行星轮承受，即maxtFtF时，由公式 可得，其载荷分布小均匀系数为即此时其载荷分布不均匀系数pK等于行星轮个数pn。 在理想的均载情况下，所有的载荷tF由pn个行星轮承受，即各行星轮间的载荷均匀分布；其平均切向力为 2000tatK pp p aF TFn n d 。仿上，则可得其载荷分配不均匀系数为 pK=1 所以，在行星齿轮传动中，其行星轮间载荷分布不均匀系数pK的数值范围为1ppKn。 5.2 行星轮间载荷分布均匀的措施 为了使行星轮问载荷分布均匀，有多种多样的均载方法。对于主要靠机械的方法来实现均载的系统 (简称为机械均载系统 )，其结构类型可分为如下两种。 (1) 静定系统 该机械系统的均载原理是通过系统中附加的自由度来实现均载的。采用基本构件自动调位的均载机构是属于静定系统。当行星轮间的载菏不均衡时，构件按照所受到的作用力的不同情况，可在其自由度的范围内相应地进行自动调位荷分布均匀。 较常见的静定均载系统有如下两种组成方案。 具有浮动基本构件的系统。所谓“浮动基本构件”，就是指某个基本构件没有径向的支承，则称它为浮动基本构件。例如，采用中心轮 a或内齿轮 b、 e 为浮动构件的三行星轮系统。该系统如图 5 3由于该均载机构具有结构简单，均载效果好等优点，故它已获得了较广泛的 应用。 2)全部构件都是刚性连接的，而行星轮在工作过程中可以进行自动调位的杠杆系统。例如，采用杠杆联动的均载机构，使pn 24 个行星轮浮动，即行星轮可以自动调整位量，以实现行星轮间载荷分布均匀。 河南工业大学自考本科毕业设计 21 (2) 静不定系统 较常见的静不定系统有下列两种组成方案。 完全刚性构件的均载系统。这种系统完全依靠构件的高精度，即使其零件的制造和装配误差很小来保证获得均载的效果。但采用这种均载方法将使得行星齿轮传动的制造和装配变得非常困难和复杂，且成本较高。因此，很少采 用它。 采用弹性件的均载系统。这种均载方法是采用具有弹性的齿轮和弹性支承，在不均衡载荷的作用下，使弹性件产生相应的弹性变形，以实现均载的机械系统。例如，将内齿轮制成薄壁壳体结构，或用弹性件将内齿轮连接在箱体上，以及采用具有弹性衬套或柔性销轴的行星轮。 5.2.1 基本构件浮动的均载机构 基本构件浮动常采用的方法是将构件与可移式联轴器 (齿轮联轴器和十字滑块联轴器等 )相连接。在行星齿轮传动中只要有 个基本构件浮动就可以起到均载作用；若两个基本构件同时浮动，则均载效果更好。 中心轮 a 浮动 图 5 3 所示为中心 轮 a 浮动的 2Z x(A)型行星传动。为了显示清晰起见在图 5 3(a)中仍用万向联轴器来表示该均载机构。实际上多用齿轮联轴器(双齿或单齿的 )。中心轮 a 通过齿轮联轴器与高速轴 I 相连接。当输入轴 I 上施加力矩 T a时中心轮 a与pn 3个行星轮啮合，各齿轮副的啮合处便产生啮合作用力 Fn1、Fn2和 Fn3。各行星轮各轴心在圆周上是匀称地布置的，由于齿轮联轴器对中心轮 a在径向上的自动补偿作用，最终可使各啮合作用力相等，且组成等边的力三角形 图 53(b)；而各力形成 的力矩与外力矩 Ta 平衡，即使各行星轮问的载荷分布均匀。故在此情况下，其载荷分布不均匀系数 X p值等于 1。 由于中心轮 a 的体积小、质量小，结构简单，浮动灵活；与其连接的均载机构较容易制造，且便于安装，故使中心轮 a 浮动的方法已获得了较广泛的应用。尤其是当行星轮数pn 3，应用于中、低速行星传动时，其均载效果更好。但当pn 3和应用于高速传动时，均载效果不好，且噪声大；故此时需采用其他均载机构。 河南工业大学自考本科毕业设计 22 图 5-3 中 心轮 a 浮动的 2Z-X（ A）型传动 齿轮联轴器是通过轮齿相互啮合来传递扭矩的。由于它有较多的轮齿同时工作，所以，该联轴器传递转矩的能力较大。其主要缺点是缺乏缓冲和吸振能力。 若采用双齿联轴器作为均载机构 见图 5 4(a)，一般，其允许径向位移为E=0.46.3mm，允许角位移 30 ；采用鼓形齿时，允许角位移 3 。由此可见，双齿联轴器允许被连接轴线间有一定的径向位移和角位移，故其浮动效果好。它不仅可使各行星轮 间载荷分布均匀，且可使啮合轮齿沿齿宽方向的载荷分布获得改善。图 5 4(a)所示为采用双齿联轴器使中心轮 a 浮动的 2Z X(A)型行星传动简图。双齿联轴器的齿套长度 L(见图 5 5)可近似计算为 图 5-4 用齿轮联轴器浮动 图 5-5 联轴器齿套长度 中心轮的传动简图 计算简图 max1tanEL 式中 maxE 中心轮 a的最大浮动量， mm； 1 联轴器齿套允许的最大偏斜角。 齿套的轮齿宽度 b为 河南工业大学自考本科毕业设计 23 b 13 sd 式中 sd 联轴器齿轮的分度圆直径， mm。 齿套内、外齿的制造精度一放为 8级。 若采用单齿联轴器作为均载机构 见图 5 4(b)，由于单齿联轴器只能允许产 生角位移，在一定的允许最大偏斜角值1的条件下，与其连接的中心轮 a的最大浮动量maxE也是一定的。若它需要更大的浮动量 E值，则需要较长的齿套长度 L见图 5 5(a)，这样就会增大行星传动的轴向尺寸，因此，一般情况下，大多采用双齿联轴器的均载机构。 选择 采用中心轮 a 浮动，并且采用双齿联轴器。 联轴器的内外啮合齿轮的参数计算 如下： 内齿套的厚度为五毫米，齿数 3621 zz 。 参数 齿轮副 a-b(N) 模数 m 1.5 啮合角 20 分度圆直径 sd 54542211 mzd mzdss 齿顶高 ah 2.15.121 aahh 齿根高 fh 8.1875.121ffhh 全齿高 h 3375.321 hh 齿顶圆直径 ad 6.515721 asasdd 齿根圆直径 fd 6.5725.5021fsfsdd 河南工业大学自考本科毕业设计 24 6 行星减速器的箱体设计 6.1 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 3 3 4 0 0 2 1 7 1 . 4 71 0 0 0 1 0 0 0DBK 式中 D 机体内壁直径 B 机体宽度 故 其 K值在 1.251.6之间，壁厚 大于 1013。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 311 .2 5 1 5d m m 加强筋厚度 4 12mm 加强筋斜度 2 机体和机盖紧固螺栓直径 1 12d mm 轴承端盖螺栓直径 210 .8 1 0d d m m 地脚螺栓直径 43 . 1 1 2 1 6Dd T m m 机体底座凸缘厚度 (1 1 . 5 ) 2 4h d m m 地脚螺栓孔的位置 121 . 2 ( 5 8 ) 2 6( 5 8 ) 2 2c d m mc d m m 6.2 行星齿轮减速器的润滑 6.2.1 行星齿轮减速器的润滑特点及润滑剂的作用 润滑剂的主要作用是：减少摩擦与磨损，防止胶合；降低噪声；吸收冲击和振动；防锈、抗腐蚀；散热、冷却、排出异物。 要起到上述作用以保证齿轮传动装置能正常的工作，就要求齿轮润滑剂具有合适河南工业大学自考本科毕业设计 25 的粘度、较高的承载能力、良好的抗磨性、氧化安定性与热氧化安全性、抗乳化性、抗泡沫性、防锈性和抗腐 蚀性、流动性好、凝点低和使用安全等性能。 行星齿轮减速器与平行轴减速器相比具有很多特殊性： （ 1） 行星齿轮减速器既有外啮合传功、又有内啮合传动，工作温度随工作制度等变化，因此，行星齿轮减速器要求润滑油在启动和正常运转温度下具有良好的粘温特性； （ 2） 行星齿轮减速器由于体积小，散热面积小，这就要求润滑油的极压性能高，氧化安定性和热稳定性好； （ 3） 行星齿轮减速器行星齿轮个数一般都在两个以上，并且围绕中心轮轴线回转，在运转过程中要求润滑油只有良好的抗泡沫性； （ 4） 要求润滑油对油封、油漆以及轴承保持架材料具有良 好的相容性。 6.2.2 行星齿轮减速器的润滑方式 行星齿轮减速器的润滑方式常采用油浴润滑和强制压力喷油润滑两种型式。喷油润滑比较可靠安全，也有利于散热和冷却。 （ 1） 油浴润滑 采用油浴润滑方式时以减速器箱体作为油箱，油位一般控制在浸入低速圾输出转架轴承最下面的滚珠 (或滚柱 )为宜。输入级轴承的润滑采用在前机盖上设置集油槽润滑。 油浴润滑的行星齿轮减速器在运转过程中，要经常检查工作状态油位，并能及时补充和定期更换润滑油。 （ 2） 循环强制喷油润滑 行星减速器循环喷油润滑有两种形式，一种是以减速器箱体为油箱， 另加一套润滑装置；另一种是另外配置油箱和润滑装置。这两种型式的喷油润滑都是用油泵将油经过滤器、冷却器后打入箱内润滑齿轮和轴承。进油管一般在的前机盖和后机盖分别设置，使润滑油喷在行星齿轮和内齿轮的啮合处。在前机盖上的进油管上，在集油槽的上方打一个 35mm 的孔润滑前机盖上的轴承，行星齿轮减速器回油管的高度不应低于油浴润滑时的油位高度。 行星齿轮减速器的润滑油流量应按减速器内各零件传动效率进行热平衡计算后得出，也可按下式进行估算； ( 0 .1 5 0 .2 )vqP ( 0 .1 5 0 .2 )vqP 式中 vq 所需的大致流量 (L min)； P 一一传动功率 (kw)。 河南工业大学自考本科毕业设计 26 油箱的储油量应满足齿轮各啮合点润滑、轴承润滑及散热冷却的需要。通常油箱储油量可按喷油流量乘以循环冷却时间来计算，一般为 415min 。油箱的体积可按总油量的 1.11.2 倍适当加大。当环境温度在 4以下，应设加热装置，油箱温度超过60，则需加冷却装置。 6.2.3 行星齿轮减速器齿轮润滑油的使用要求 （ 1） 环境温度 一般情况下，行星齿轮减速器可在环境温度 40 +50范围条件下工作，环境的温度定义为最接近行星齿轮减速器周围大气的温度。 （ 2） 行星齿轮减速器油池内油的极限温度 润滑油的温度过高，会引起润滑油过早老化，缩短使用周期，甚至会引起齿轮的失效。矿物基工业齿轮润滑油的使用温度最高上限为 95，合成型工业齿轮润滑油的使用温度最高上限为 10 7。当润滑油超过上述规定的最高上限时，许多润滑剂就失去了其稳定性。 行星齿轮减速器在低温环境下工作，应保证润 滑油能自由循环流动，并不引起过大的启动转矩，这时可选择合适的低温工业齿轮润滑油 (极温工业齿轮油或极温重负荷上业齿轮油 )。所选润滑油的倾点至少要比预期的环境温度最低值低 5以上。 6.3 附件的选取 1润滑油选用工业闭式齿轮油 代号为 L-CKC320 GB5903-95 2螺塞选为 外六角螺塞 M20 1.5 JB/ZQ4450-86 油圈 30 20 ZB70-62 （0 3 0 , 2 0Dd的皮封油圈） 材料 皮封油圈 工业用革 螺塞 Q235 3毡圈 60 毡圈 35 JB/ZQ4606-86 材料 半粗羊毛毡 4 A型吊环螺钉 M12 GB825-88 5通气塞 M30 2 6.4 轴承、键及联轴器的选取 6.4.1 轴承的选取 悬臂输入轴上的一对轴承，考虑其只受切向力，可选深沟球轴承 河南工业大学自考本科毕业设计 27 代号为 6207 同理，行星架 左右端所选的轴承分别如下： 代号为 6220 代号为 6019 行星轮内部所用的轴承，考虑行星轮在高速转动过程中有一定的偏斜，故选用调心滚子轴承 代号为 22212C 6.4.2 联轴器及键的选取 电机轴和减速器之间选用的联轴器型号 HL3 42 8430 82JAYA GB 5014 85 主动端： J型轴孔， A型键槽，114 2 , 8 4d m m L m m 从动端： Y型轴孔， A型键槽，213 0 , 8 2d m m L m m 减速器输出轴和螺旋输送机之间的联轴器型号 HL6 60 10780 107JAJA 主动端： J型轴孔， A型键槽，116 0 , 1 0 7d m m L m m 从动端： J型轴孔， A型键槽，218 0 , 1 0 7d m m L m m 与之相应的键分别为 键 12 70 GB1096 79 键 10 70 键 16 100 键 22 100 减速器的输出轴与行星架之间的键连接，其键的型号为 键 16 90 河南工业大学自考本科毕业设计 28 7 螺旋输送机的设计 计算 7.1 GX 螺旋输送机 各零部件构造分述如下： 7.1.1 螺旋 螺旋由转轴和装在转轴上的叶片组成。 转轴一般由实心钢棒或空心钢管（特厚钢管）制成。实心轴与钢管轴相比，在强度相同的情况下，钢管轴比实心轴质量小得多，而且钢管轴相互之间的连接更加方便，节省材料，减轻运输机的质量，因此转轴普遍采用空心的。其直径一般在 50100毫米之间，为了便于制造及安装，每根轴的长度一般在 23米之间。 螺旋叶片是螺旋输送机的承载件。螺旋输送机按使用场合的要求的不同 ， 螺旋叶片的型式有 :实体式、带式、齿行式、叶片式。如下图所示： 螺旋形状图 .a 实体式 .b 带式 .c 齿行式 .d 叶片式 螺旋叶片是螺旋输送机的承载件。 GX 型螺旋机按使用场合的不同，螺旋叶片的型式 还 可分为 S制法及 D制法两种。 （ 1） S制法：带有实体螺旋面的螺旋，其螺距等于螺旋直径的 0.8 倍。 （ 2） D制法：带有带式螺旋面的螺旋，其螺距等于直径。 这两种制法中，实体螺旋面是最常用的型式，构造简单，效率高，适合输送松散河南工业大学自考本科毕业设计 29 的、干燥的，无粘性的物料。对于具有腐蚀性及块状物料，则用带式螺旋面的螺旋 机输送最合适，因为物料在叶片前堆积不深，叶片与物料间法向压力及摩擦力较实体螺旋面小，可减少其磨损。 实体螺旋叶片一般采 用 38毫米厚的钢板冲压而制成。一个螺距长的叶片展开后，焊接在转轴上，而各螺旋叶片 亦用电焊焊接起来，形成连续的螺旋叶面。 一个螺距长展开后的形状如下图所示 : 螺旋叶面展开图 螺旋外周长： 2 2 2 2 2 20 . 4 0 . 4 1 . 3 1 8 ( )L D S m 螺旋内周长： 2 2 2 2 2 21 0 . 0 8 0 . 4 0 . 4 7 2 3 4 ( )L d S m 0 . 4 0 . 0 4 ( )2 5 2 5 2dDrm 0 . 42 0 . 2 ( )22DD R R m 0 . 2 0 . 0 4 0 . 1 6 ( )R c r c R r m 螺旋的直径（ D）通常制造成 100毫米、 120 毫米、 150毫米、 200 毫米、 250毫米、300毫米、 400毫米、 500毫米和 600毫米 .螺距 P的大小与螺旋直径的大小 ， 输送机的布置 ， 物料的特性有关 ,通常取 P=(0.71 )D， 对于水平布置的 ,输送流动性好和磨磋性小的物料 ， 可取 P=D； 对于倾斜布置的 ,输送流动性查和有磨磋性的物料 ， 可取 P=0.8D。螺旋输送机的螺旋主轴的螺旋方向有左螺旋和右螺旋两种 ， 螺旋方向如下图所示： 螺旋输送机的转轴通常采用的是右旋的单头螺旋 ,多头螺旋主要用于工艺搅拌 及混合的装置中。 河南工业大学自考本科毕业设计 30 螺旋转轴的螺旋方向图 .a 左螺旋 .b 右螺旋 根据螺旋输送机所输送的物料（谷物）及所运用的要求，螺旋输送机采用实体的右旋单头螺旋；螺旋叶片的厚度为 5毫米。 7.1.2 头节装置与尾节装置的结构 头节装置由螺旋轴通过联轴器与止推轴承联结，止推轴承安装在槽端板上，槽端板又是螺旋转轴的支撑架，一般头节的轴承均采用圆锥滚子止推轴承 ，用来承受螺旋输送物料时产生的轴向推力，这种受力状态对螺旋轴有利。此外轴承还有良好的防尘密封装置。 尾节与头节的主要区别在于平轴承代替了止推轴承，也有用滑动轴承的。 7.1.3 机槽（机壳） 机槽常用 3 6毫米厚的钢板制成，在槽边缘处焊接纵向角钢及横向凸缘角钢，用于机槽与盖的联结及各节段之间的联结（用螺栓紧固） ，同时也可增加机槽的刚性。为了搬运、安装、修理的方便，机槽由若干节联结而成，每节约长 3米。 机槽底部为半圆柱形。 其轮廓