本科论文螺旋输送机结构设计教材

1、第一章 概论 1.1 螺旋输送机的研究背景与意义 螺旋输送机是现代化生产不可缺少的重要机械设备之一。 广泛应用于粮食工 业、建筑材料工业、机械制造业、交通运输业等国民经济各部门中。 螺旋输送机在农业机械上运用很广： 作为输送部件或作搅拌、 挤压、揉碎等 工序的工作部件； 作为固定式或移动式的独立输送机具， 在打谷场、 谷物粮食和 饲料仓库、畜舍等用来运送松散物料 1 。 螺旋输送机对于减轻繁重的体力劳动， 提高生产效率， 实现高度机械化， 都 具有重要的现实意义 2 。 1.2 螺旋输送机的特点 螺旋输送机具有如下特点： （1）机器构件简单，工作原理为单纯的机械运动。 （2）机器工作性能稳定，

2、不易产生故障，即使出现故障，维修也较简便。 （3）机器灵活性较高，适应多种不同的工作环境。 （4）机器可以适应密封性能好、运行平稳可靠、操作安全等要求。 （5）输送物料方便。只需把物料放入进料口。 （6）输送方向可逆向。只需改变螺旋轴的旋转方向即可实现双向运输。 （7）螺旋叶片和料槽在工作过程中由于物料的作用易于磨损而影响机器整体使 用寿命。 （8）机器运输作物，不存在物料对机器的腐蚀作用而影响机器的整体使用寿命。 综上所述，螺旋输送机机动性优良、制造成本低廉，容易被小农经济接受。 1.3 国内外关于螺旋输送机的研究现状 螺旋输送机是一种常见的不具有挠性牵引构件的连续输送机， 现在已经成为 合

3、理组织成批生产和机械化流水作业的基础， 是现代化生产和机械化流水作业的 基础，是现代化生产的重要标志之一 3 。在我国现代化的发展和各工业部门机械 化水平、劳动生产率提高中， 螺旋输送机将发挥更大的作用。 但是其输送效率却 比较低，现在对于螺旋输送机存在的输送效率问题，越来越来受到各界的重视， 而且国外也有了很多的研究成果。 在国内的研究成果相对于国外来比较， 研究成 功还比较少，还不是很先进 4 。 第二章 螺旋输送机工作过程分析 2.1 螺旋输送机的一般结构 如图 2-1 所示为螺旋输送机的装配图。 驱动装置包括电机、 变速器和联轴器。 电机由工作要求来确定相关电机参数继而确定其型号。 变

4、速器通过定传动比确定 型号。 头部和尾部主体部分基本相同， 都有螺旋体和机槽。 不同的地方是： 头部有 前轴、首端轴承，机器外壳上设计了卸料口；尾部有尾轴、尾部轴承，机器外壳 上设计有进料口。 物料由进料口进入螺旋输送机，沿轴向运动从卸料口排出。 图 2-1 螺旋输送机的结构 1. 驱动装置 2. 头节 3. 标准节 4. 选配节 5. 尾节 2.2 物料的运动分析和叶片的设计 2.2.1 物料的运动分析 机器的螺旋体将物料不断向前推进而进行物料输送， 物料受自身重力和与机 器内槽壁的相互摩擦力保证了物料持续向前推进。 机器工作时， 螺旋体叶片推动 物料的力可分解为轴向和径向， 其中径向分力使

5、物料有绕轴转动的趋势。 而与此 同时物料本身的重力有阻止物料向上旋转的趋势， 并且由于内壁对物料的摩擦力也阻碍物料的径向运动。 若机壳内壁对物料的摩擦力和物料自重一起克服了螺旋 叶片推动物料的法向分力， 同时螺旋体叶片推动物料的力的轴向分量克服了机壳 内壁对物料的摩擦力，则所输送的物料只能轴向移动 5 。 设螺旋升角为 ，螺旋线在展开状态时可视为一条斜直线。 则旋转螺旋面作 用于半径为 r 处的物料颗粒 A 上的力为 P合。考虑摩擦力的存在， P合的方向与螺 旋线的法向方向并不重合， 而是产生 角夹角。再将此力十字分解为与叶面相切 的 P切和与叶面垂直的 P法，如图 2-2 所示。 图 2-2

6、 螺旋面作用于物料颗粒上的力 图 2-3 物料运动速度的分解 为了便于分析输送物料的受力特性，假设其中 A 为一物料颗粒，则 A 因为 受到力 P合而在机器中运动， 图 2-3为 A运动的分析。即 A的合成速度为 v合分解 为圆周速度 v 侧和轴向速度 v 轴 。 假设电机带动螺旋体以 n 为转速运转稳定。 分析 A 的运动状态， 由图中 ABC 图形可得 2-1) V合 c o s ABsi n 因为 所以 AB 2 rn 60 2-2) 2n 60 sin cos 3-3) 圆周速度为 2 n sin sin V圆 V合 sin 60 cos 以摩擦系数 =tan 代入上式，得到圆周速度

7、2n V圆sin sin cos 圆 60 综上，可得物料颗粒的圆周速度计算公式 2-3) 2-4) sn s 60 2 r s21 2r 2-5) 式中： s螺旋的螺距 (m) n螺旋的转速 (r/min) r物料颗粒离轴线的半径 (m) 面物料与螺旋面的摩擦系数(其中 面=tan) 把上式对 r 求导，然后使对 r 的倒数为 0，当在 v 圆 值最大时， r 值为 2-6) 根据图 2-3 可得，物料颗粒根据上述速度分解，则轴向速度为： V轴 sn 2r 60 2-7) 2r 图 2-4 中的横轴表示的是半径大小，纵轴表示的是速度，图中的曲线表明随 着输送物料距离螺旋轴的距离变化， 输送物

8、料的速度 v圆和 v轴也跟随着变化。且螺旋体的螺距不同曲线的形状也会有变化。 图中在直线 Om以右的半径 r 值的输 送物料，输送物料的圆周速度 v 圆会根据半径的改变而不同，即使在一定的半径 范围内也并不是恒定的。 因此，机器在输送物料的过程中， 由于物料间的速度大 小及方向都不同， 因而产生相对滑动。 机槽中输送的物料， 物料距离螺旋轴越远 物料的圆周速度越小， 而物料距离螺旋轴越远物料的轴向输送速度越大。 内层的 物料圆周速度大轴向速度小，这就导致输送物料过程中内层的物料绕轴速度更 快，在物料运动的过程中部分物料跨过螺旋轴掉入下一个螺距中， 这种物料输送 现象叫做附加料流。附加料流的存在

9、不利于农业生产，降低了机器的输送效率， 增加了输送成本，损耗更多的能量 6 。 为了有效解决上述问题带来的不良影响，如图 2-5 叶片形式。这种螺旋体叶 片形式能有效的减少附加料流带来的不良影响。 叶片与螺旋轴连接的地方并不是 垂直连接，有升角为正 ，而叶片外侧有升角负 ，如此的设计有效的把内层的 输送物料向叶片外侧推送， 与此同时外缘的物料有向内侧移动的趋势， 同时也降 低了机槽内壁对输送物料的摩擦力， 从而减少了附加料流。 有效避免了附加料流 降低了机器的输送效率，增加了输送成本，损耗更多的能量的弊端。 机器输送物料时， 物料受自身重力、 螺旋体叶片的作用力以及机槽内壁对物 料的摩擦力的综

10、合作用， 物料面并不是以水平形式存在的， 物料面与水平面会形 成一定的夹角，这个夹角称为倒塌角（记为 d）。如图 2-6 所示，当物料转角超 过倒塌角时表面的物料由于受力不平衡而向下滑落， 然后下层物料逐渐上移， 而重复向下滑落。在物料向下滑落的过程中部分物料跨过螺旋轴掉入下一个螺距 中，从而产生附加料流，降低了机器的输送效率，增加了输送成本，损耗更多的 能量。综上所述，为保证机器为高效的工作运转而需控制物料面的转角，即 d 0.7 0 2-8) 式中：0 物料的内摩擦角（ o） d 物料面的倒塌角（ o） 物料面的转角（ o ） 图 2-5 弯曲母线螺旋面的形状及其速度曲线 图 2-6 物料

11、在料槽中的倒塌角 2.2.2 叶片的设计 为保障机器高效工作螺旋输送机物料面的转角必须小于物料的倒塌角。 而螺 旋输送机物料面的转角不仅与对物料本身的进料量要求有关， 还需考虑螺旋体叶 片的螺距大小以及形状。 生产中对螺旋输送机进料量的要求直接影响输送效率。 其中进料量用填充系 数表示。 图 2-7 表示螺旋体转动而推送物料时， 对物料进料量要求不同的情况下机槽 内物料的存在状态。当进料量较小时（假设为 =5%），如图 2-7a，物料输送量 较小且物料堆积厚度小， 物料圆周速度受物料自身重力和较小的机槽内壁摩擦力 作用，圆周速度很小， 而叶片推力的轴向分力是物料轴向速度很大。 这是基本没 有附

12、加料流的现象产生。 当进料量变大时（假设 =20），如图 2-7b。物料输送 量变大且物料堆积厚度变大， 物料圆周速度受物料自身重力和较大的机槽内壁摩 擦力作用，圆周速度变大， 而轴线方向的机槽对物料的摩擦力增大加大了机器的 工作功率，同时增大了附加料流 7 。当进料量很大（假设 =50），如图 2-7c。 物料面接近螺旋轴所在的平面， 物料圆周速度受物料自身重力和较大的机槽 内壁摩擦力作用， 圆周速度明显加大， 而轴线方向的输送速度降低， 产生大量附 加料流。大大降低了机器的输送效率，增加了输送成本，损耗更多的电能，不利 于生产。 综上所述，螺旋输送机输送物料的进料量并不是越大越好，基于实际

13、考量， 农业输送物料的填充系数一般 0，则要求 cos（ + ）为正，其中 必须满足 2-10) 综上可知，叶片上的最小半径就是螺旋轴的半径，此时的 （螺旋升角）最 大，而叶片对物料的轴向分力 P 轴最小。根据以上分析，有以下公式 Sm a x dt an（ 2-11） m ax 2 Sm a x d（2-12） 面 可得螺距的最大许用值。 把 k1=d/D 代入上式，有 Sm a x K1D（2-13） 面 螺距的最大许用值， 应该使物料的运动状态在各方向的分量合理分配。 也就 是说物料在输送过程中所具有的轴向速度应该尽可能的大从而提高输送效率， 同 时应使物料的圆周速度尽可能低，以减少附加

14、料流对能量的损耗。由图 3-2 可知 螺旋叶片螺距的改变会导致速度的分解的结果不同。 若螺旋叶片螺距变大， 在物 料的轴向输送速度变大的同时会导致圆周速度不符合要求，从而产生附加料流。 若螺旋叶片螺距变小， 在物料运行速度分分布合理的同时物料的轴向输送速度且 减小了 8 。 由上文所分析输送物料在螺旋圆周处的速度分解， v圆v 轴，通过计算得 sn s 面 sn 2 r 面 2 60 s 2 * * S 1 2 r 1 sn1 60 s 2r 2 2sr 1 2-14) tan 2 r 4 2-15) 2-16) 显的影响。 如果转速超过这一定值， 叶片对物料产生过大的切向力而导致物料被 抛起

15、，使物料产生径向跳跃，由此降低输送效率。所以，在实践生产中，螺旋的 最大许用转速如下： nm a x 2-17) 式中 :D - - 螺 旋直 径（m） A - 物 料特性系数 10 第三章 螺旋输送机的相关设计计算 3.1 螺旋输送机的主要构件 3.1.1 螺旋体 螺旋体包含螺旋叶片和螺旋轴。 它在整个机器中起着至关重要的作用， 物料 的不断向前推进就是螺旋体的功劳。 物料受自身重力和与机器内槽壁的相互摩擦 力保证了物料持续向前推进。 （1）螺旋叶片 螺旋叶片为适应当今多元化的要求而形式多样。 根据输送要求， 此设计采用 满面式螺旋叶片。图 3-1 所示为满面式螺旋叶片。之所以称为满面氏是因

16、为螺旋 叶片是连续的曲面形式， 其一侧与螺旋轴密切粘合。 满面式螺旋叶片制造易于批 量化生产从而成本低廉、输送能力强，特别适合输送五谷等细小颗粒的农作物， 是此设计最合理的叶片形式 9 。 图 3-1 螺旋面 （ 满面式 ） 的形状 此设计的螺旋叶片采用正螺旋面叶片。 正螺旋面叶片的母线始终垂直于螺旋 轴。 11 图 3-2 ，取螺旋体外径 D=400mm，则由螺旋轴直径 d （0.2 0.35）D（3-1 ） 综合实际，其中 0.2 为指定系数，可得螺旋轴直径 d=90mm. 用 s 表示螺旋叶片的螺距，并在此处采用标准值。有 s=k*D（3-2 ） 其中系数 k=0.8，带入上式得 s=3

17、20mm 用 表示螺旋升角，螺旋升角是指螺旋轴向与螺旋叶片上某点的法线之间的 夹角。 公式如下 ： 1s t an（3-3 ） D1 其中： s螺距（ m） D1该点距离轴心距离的两倍（ m） 综上，螺旋体的 外为 14.3。 内为 51.8。 由于外径（ D）大于内径（ d），就有 内外。 由于螺旋体的叶片在工作时长时间与物料 （五谷） 相互摩擦而易于磨损， 且 物料因为受重力作用而多作用于叶片外缘， 从而导致叶片的外缘磨损较重， 为了 12 保证机器合理的使用寿命，取叶片厚度 6mm，并需要保证叶片的质量，叶片需进 行热处理，从而使叶片表面硬化，性能更优越。 （2） 螺旋轴 机器螺旋体的轴

18、用钢管制造。 由于轴体在负载相同的情况下， 选择空心钢管 比较科学且经济、 减轻自重的同时又节省材料， 而且两个构件之间的连接也容易 实现。综合实际情况的考量，螺旋体应制成 4m的节段，使用时按实际要求将所 需节段数连接起来，选取螺旋轴直径 90mm，厚度 10mm。为保证机器工作的可 靠性，轴与轴之间的的连接需要强化，联接要求如图 3-3 所示。 图 3-3 螺旋输送轴的联接 如上图在联接处的钢管内需要放入一段直径为 70mm 的实心的铁棒以加固 螺旋轴，然后再在钢管连接处增加一个适当大小的套筒，然后用螺栓紧固。 综合考量，此设计的轴选择空心钢管比较科学且经济、 减轻自重的同时又节 省材料，

19、而且两个构件之间的连接也容易实现。且用 45 号钢作材料，此设计中 的螺旋体选用三段长 4m 的节段。 3.1.2 轴承 轴承是螺旋输送机中的重要零部件。它能保证螺旋体尽可能减小阻力的旋 转，减少电机的工作功率，增强机器工作效率。 螺旋输送机中所使用的轴承有三种，头部轴承、尾部轴承和中间悬挂轴承。 头部轴承安装于螺旋输送机的靠近电机的一端。 头部轴承要同时承受径向载 荷和轴向载荷， 因此头部轴承应采用圆锥滚子轴承。 螺旋轴因为圆锥滚子轴承得 安装而能够承受拉力， 避免螺旋轴因为过长且高速旋转而容易发生挠曲 10 。此设 计轴承内径 90mm，外径 190mm，根据 GB/T 297-1994查

20、表选取轴承代号 30318。 结构如图 3-4。 13 图 3-4 头部轴承 尾部轴承主要承受径向载荷和少量的轴向载荷， 应该采用调心球面轴承。 螺 旋轴因为调心球面轴承的安装而能够承受拉力， 避免螺旋轴因为过长、 轴向压力 的存在且高速旋转而发生挠曲。 此设计轴承内径 90mm，外径 190mm，根据 GB/T 281-1994 查表选取轴承代号 1318。尾部轴承的结构如图 3-5 所示。 图 3-5 尾部轴承 由于螺旋输送机的螺旋体过长且高速旋转而容易发生弯曲， 为了避免上诉不 良影响，每隔 2m 左右应合理安装一个轴承对螺旋轴进行紧固。在中间悬挂轴承 处，叶片遇到固定中间轴承的支架，

21、因此不可避免的需要截断， 为了避免物料在 14 此处不连续的向前推进， 中间轴承的尺寸应使叶片分开的距离可能的小， 保障机 器的工作效率。 中间悬挂轴承适宜采用滑动轴承， 轴承需要设计有润滑油杯， 以 便进行润滑 11 。滑动轴承半径 35mm。如图 3-6. 图 3-6 滑动轴承 3.1.3 机槽 螺旋输送机的机槽根据外形的有 U字 型和圆筒型。 U 字型槽体在农业生产 中的运用是比较普遍的， U 字型机槽特征为两侧壁平行且与底部半圆相切， 上端 边沿焊有外缘水平钢板， 用以适当密封机体以及增加机槽的强度， 也起到固定螺 旋轴上的悬挂轴承的作用。 机槽具有一定的长度， 每节需要设置支架支撑机

22、体防 图 3-7 螺旋输送机机槽形式 此设计机器的机槽采用最常用的 U 字型，又基于实际情况，农作物（主要 是五谷等粉末或细颗粒装物料）运输距离较长，这就要求机槽具有一定的长度。 15考虑到制造安装方便的实际应用，机槽分为三节 4、4、4m，且每节需要设置支 架支撑机体防止因重力变形而发生故障。 3.2 输送量计算 假设螺旋体轴向投影面积为 A，物料输送速度为 v，机槽的填充系数为 D2 sn 60 (m/s)得出 2 60 4 D2sn 3-4) 和 2 m 47 D 2sn 式中：Iv -容积输送量 (m3/h) 3-5) m- 质量输送量 (t / h) - 堆积密度 (t/ m3 )

23、D - 螺旋体直径 (m) S -螺距 (m) n - 螺旋输送机转速， r/min 假定输送物料为面粉，则查表 JB/T 7679-95可知=0.33，=0.59 代入上式 可得： v 47 0.33 0.42 0.355 95 84 m3 /h m 0.59 84 50 t /h 3.3 螺旋输送机驱动功率 螺旋输送机的驱动功率为： HN 3-6) 式中： H -机器输送物料所需的功率 (kw) 16 N -机器空载时所需的驱动功率( kw ) 3.3.1 输送物料所需功率 若螺旋输送机长度为 L，其功率为 H 的计算公式如下： mL 3600 g mL 367 3-7) 式中： H -机

24、器输送物料所需的功率 (kw)； m-机器输送量 ; (据式 3-5 可得 m=50) -运行阻力系数； 计算得： H 50 12 0.8 1.3 H 367 3-8) 3.3.2 螺旋输送机空载转动的驱动功率 功率 N 的计算公式如下： DL 20 0.4 12 20 0.24 (kw) 式中： N -螺旋输送机空载的驱动功率 (kw) 所以输送机的驱动功率为机器输送物料所需的功率与机器空载时所需的驱 动功率之和，计算如下： H N 1.3 0.24 1.54 (kw) 3.4 电动机功率计算及其选用 KP 3-9) 式中 ： -驱动装置总效率 17 K- 功率储备系数 -输送机的驱动功率

25、上式中取0.88，取 K 1.2 ，并代入上式得： M 1.20.818.54 2.1 （ kw） 0.88 螺旋输送机驱动电机已经系列化， 相关工厂已经成批生产电机。 此设计所选 用的驱动电机根据相关的物料输送要求以及相关参数要求，最终选用 Y112M-4 型电机。 表 3-1 电动机参数 电动机型号 额定功率 满载转速 极数 额定转矩 最大转矩 Y112M-4 2.2kw 1484 r/min 4 2.2kw 2.2kw 3.5 螺旋体轴的校核 许用弯曲应力计算、 许用切应力计算、 安全系数校核计算是轴的强度校核常 用的三种校核方法。 这三种方法运用灵活。 在此设计中按许用弯曲应力计算就可

26、 以足够可靠。因此此处螺旋体螺旋轴的校核采用许用弯曲应力计算的方法来进行 校核13 。 每节螺旋轴的长度为 4000mm，采用 45钢制造，密度 7.85g/cm 3 ，螺旋轴 的校核计算如下： 由式（ 4-5）结果可知，机器输送物料所需的功率 H =1.3（kw ）。所以可得： T1 9.55 106 P1 =9.55 106 1.3 =13 104 Nmm n195 式中： T1 螺旋轴所承受的转矩 螺旋轴采用密度为 7.85g/cm 3 的 45 号钢制造，轴外径为 90mm 内径为 70mm 的空心钢管，长度为 10m。从而可计算螺旋轴的重量 G： 18 22 G=mg= g=7.85

27、 100012 (0.09 2 - 0.072 ) 9.8 G =773.4N 螺旋叶片的厚度为 6mm，则螺旋叶片的重量大约为： G=mg= g=7.85 0.3 2 610=133N 则 7 个螺旋叶片的总重量为 133N*7=931N 由表 3-2 查得： 0b 70MPa 许用应力： 1b 40MPa 应力校正系数： 1b 0b 40 =0.571 70 表 3-2 转轴的弯曲应力 当量转矩 T =0.571 110000=62800N.mm 当量弯矩 M= 14100002 627002 =1412042N.mm 轴径 1411393 0.1 60 =62.4mm 综上所述螺旋轴的轴

28、径符合要求。 3.6 联轴器的选用 用来连接两个机构并使其共同旋转以传递扭矩的机械零件。 在负载较大、 效 19 率要求较高的物料输送中， 联轴器还可以起到缓冲、 减振和提高轴系性能的效果。 联轴器连接主动轴和从动轴。 联轴器已经标准化， 根据电力机的综合因素和耦合 载荷类别，转速，工作环境，选择品种根据耦合耦合，支持诸如耦合型选择的影 响因素；根据相关工作要求及其工作参数，最后确定联轴器的型号为CH3-7014 具体选择时可考虑以下几点： （1）能否适应相关工作环境。 随着农业产业化的持续推进， 农作物的输送 量持续增长，无论寒冷的东北，还是炎热的南方，都需要机器高效的工作。 （2）能否承受

29、相关电机所产生的转矩。 联轴器需要承受最大载荷下所需的 转矩，以保证正常的工作。 （3）两轴相对位移的大小和方向。 （4）联轴器工作的可靠性。为降低农业输送成本，必须要求机器寿命尽可 能的长，在恶劣的条件下任能高效工作。 （5）联轴器本身的成本。在能合理使用的前提下尽可能的廉价。 联轴器形式如下： 图 3-8 联轴器形式 3.7 螺旋体转速的校核 据式（ 2-17）中螺旋的最大许用转速： n max=A / D 式中 A综合特性系数 数据代入得：nmax=A/ D =75/ 0.4 =119 综上所述，螺旋体的转速符合设计要求。 20 第四章 减速器的设计及其计算 4.1 传动方案的设计 减速

30、器布置型式见图 根据设计参数，减速器采用三级圆锥 - 圆柱齿轮传动， 4-1。 图 4-1 减速器布置示意图 4.1.1 总传动比及传动比分配 1）驱动链轮转速的计算 利用下式计算链轮转速： (4-1) n 60v r/min NP 式中： n 链轮转速， r/min ； v 圆环链链速， m/s 。 v 1.5m/s； N 链轮齿数， N 9 ； P 链轮节距， mm； D0 sin 180 N 4-2) 式中： D0 链轮节圆直径， mm。 计算链轮节圆直径： 21 式中 ： 代入式 近似 代入式 p 圆环链节距， d 圆环链直径， 链轮节距角， 4-3) 得： D0 4-2) 得： 链轮

31、转速： 总传动比： 4-3) mm。取 p 137mm ； mm。取 d 38mm； 360 360 20 2N 2 9 。 137 38 20 sin 2 20 cos 2 788.99 mm 789mm P 789 sin 180 269.85mm 9 60 1000 1.5 37.058r/ min 9 269.85 1484 40.045 37.058 2）传动比分配： 减速器为三级展开式，其中 i1 2.481 ， i2 4.375 ，i3 3.76 3）传动比误差： i1i2i3 i 2.48 4.375 3.76 40.045 12 30.02 0.05 i 40.045 传动比

32、分配符合要求。 4.1.2 运动参数的计算 从减速器的高速轴开始各轴命名为轴、轴、轴、轴。 （1）转速计算 n 1484r /min n 1484 598.15r / min n i1 2.481 n 598.15 n 136.72r / min i2 4.375 n 136.72 36.36r /min n i3 3.76 2）功率计算 P P 1 2 700 0.99 0.99 686.07kW P P 2 3 686.07 0.99 0.97 658.83kW P P 2 3 658.83 0.99 0.97 632.68kW PP 2 3 632.68 0.99 0.97 607.56

33、kW 3）扭矩计算 9550P 9550 686.07 n 1484 9550P 9550 658.83 n 598.15 9550P 9550 632.68 n 136.72 9550P 9550 607.56 n 36.36 T 44193.2N m 159576.4N m T 4415.07N m T T 4.2 传动部弧齿锥齿轮设计计算 已知参数： n1 1484r/ min i1 2.481 1）选材料、热处理方法、定精度等级。 23选小齿轮 20GrMnTi HRC58 62 大齿轮 20MnVB HRC56 62 大 小齿轮均采用渗碳淬火 许用接触应力 H H SH lim ZN

34、 SH min 接触疲劳极限 H lim H lim 1 1600 N/mm2 H lim 2 1550 N/mm2 应力循环次数 N N1 60n1jLh=6014841(530016)=2.14 109次 N2 N1 i N1 =2.14 109 次 1=2.14 109/2.5=0.85 108 N2 =0.85 108 次 式中: n齿轮转速, r/min j 齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数 Lh 齿轮的工作寿命 ,h ZN1ZN2 1 SH min =1 则 H 1 =16001/1H2 =15501/1 H 则 H =1550 N/mm2 （2）齿面接触疲劳强度设计计算 选用弧齿

35、锥齿轮，即 24 d1 965 KT1 u2 11 0.5 R 2 R H 2 4-4) 载荷系数 K,取 K 1.5 齿宽系数 R, 取 R 0.3 计算小轮大端分度圆直径 d1 965 2KT1 2 2 u2 11 0.5 R 2 R H 2 3 1.5 4415.07 2.4812 11 0.5 0.3 2 0.3 16002 246.7mm 965 3）主要几何尺寸计算 齿数 Z1， Z2 取 Z1 27Z2 uZ1 2.481 27 67 实际齿数比 u u Z2 67 2.481 27 分锥角 1 arctan Z1 1Z2 27 arctan 21.95 67 m d1 Z1 2

36、46.7 27 9.14 按标准取 m 12mm 分度圆直径 d1,d2 d1 mZ1 12 27 324mm 25 变位系数 x d2 mZ2 12 67 804mm xt1 xt 2 0.125 x1x2 0.33 锥矩 R R d1 2sin 1 sin 21.95 433.39mm 齿宽b b R R 0.3 433.39 130.01mm 取 b 130mm 大端齿顶高 h 1,h 2 ha1 ha* x1 m 0.85 0.33 12 14.16mm ha2 (h*a x2)m (0.85 0.33) 12 6.24mm 大端齿高 h h (2ha c )m (2 0.85 0.1

37、88) 12 22.66mm 大端齿根高 hf1,hf 2 hf1 h ha1 22.66 14.16 8.5mm hf2 h ha2 22.66 6.24 16.42mm 大端齿顶圆直径 : d 1,d 2 d 1 d1 2h 1 cos 1 324 2 14.16 cos21.95 350.27mm 26 齿根角 齿顶角 顶锥角 根锥角 外锥高 d 2 d2 2h 2 cos 2 804 2 6.24 cos68.05 808.66mm f1, f 2 hf 1 8.5 f 1 arctan f 1 arctan 1.12 f 1 R 433.39 hf 216.42 f 2 arctan

38、 arctan 2.17 f 2 R 433.39 a1, a2 a1 f 2 2.17 a2 f1 1.12 a1, a2 a11a121.952.1724.12 a22a268.051.1269.17 f1, f 2 f 11f 121.951.1220.83 f22f 268.052.1765.88 Ak1 , Ak2 Ak1 Rcos 1 ha1 sin 1 433.39 cos21.95 14.16 sin21.95 396.68mm Ak2 Rcos 2 ha2 sin 2 433.39 cos68.05 6.4 sin 68 .05 130.98mm A1 444mm 27 A2

39、 245mm 支撑端距 H H1 A1 AK1 444 396.68 47.32mm H2 A2 AK 2 245 130.98 114.02mm 弧齿厚 S1,S2 s1 2 x 1 t an 1x t 1 cos s2 m s1 sin 1 R Rm( do sin m Rm) do R 中点锥距 Rm (mm) R b 433.39 130 368.39mm 22 铣刀盘名义直径 do (mm) 取 do 838.2mm sin 1 433.39 368.39 838.2sin35 368.39 838.2 433.39 38.87 2 0.33tan20 s1 12 (2 cos38.

40、78 0.125) 24.04mm s2 12 24.04 13.66mm 当量齿数 Zv1， Zv2 2 27 cos21.95 29.11 68.05 179.24 0.628 端面重合度 28 K( a1 a2 ) 取 K 0.709 a1 1.09 a2 0.58 则0.709 (1.09 0.58) 1.18 齿线重合度 取 2.9 总重合度 2 21.182 2.92 3.13 4.3 中速级斜齿圆柱齿轮设计计算 已知参数： n2 598.15r/ min i2 4.375 1）选材料。 小齿轮 20GrMnTi HRC58 62 大齿轮 20MnVB HRC5662 （2）初步确

41、定主要参数 H lim 2 1550 N/mm2 1）中心距 a（ mm）。 取 H lim 1 1600 N/mm2 小齿轮传递的转矩 T2,Nm T2 10518 .81Nm 取 d 0.7 则 0.5(u 1) 0.7 0.5(4.375 1) 0.32 2.7 10518.81 取 K=2.7 a 453(u 1)3 aKTH22limu 453(4.375 1) 3 0.32 16002 4.375 446.94mm 圆整取 a 450mm 2）初步确定模数 mn，齿数 z，螺旋角 ，分度圆直径 d，齿宽 b mn 0.02a 0.02 450 9mm 29 取 mn 12mm 取

42、z3 16 则 z4 iz3 4.375 16 70 mn(z3 z4 ) a 中心距 2cos 取螺旋角 15 代入得 534.2mm 12 (16 70) a 2 cos15 圆整后取 a 540mm 分度圆螺旋角 mn(z3 z4)12 (16 70) arccos arccos 2a 2 540 17.15 分度圆直径 d mm)。 d3 cos cos17.15 mnz4 12 70 mnz3 cos cos17.15 12 16 200.93mm 854.64mm 齿宽 b,mm b dd3 0.7 200.93 140.65mm d4 圆整取 b 140mm 取 b3 145mm

43、 b4 140mm 3) 初定变位系数 xn 当量齿数 zv z3 16 3 zv33 cos cos317.15 18.22 z470 zv4 cos3cos3 17.1580.23 30 变位系数： 4）确定其他参数 xn3 0.08 xn4 0.08 齿顶高 ha,mm ha3 mn (han xn3) 12 (1 0.08) 12.96mm ha4 mn (han xn4 ) 12 (1 0.08) 11.04mm 齿根高 hf,mm hf3 mn (han cn xn3) 12 (1 0.25 0.08) 14.04mm hf 4 mn (han cn xn4) 12 (1 0.25

44、 0.08) 15.96mm 齿顶圆直径 da,mm da3 d3 2ha3 200.93 2 12.96 226.85mm da4 d4 2ha4 879.09 2 11.04 901.8mm 齿根圆直径 df ,mm d f 3 d3 2hf3 200.93 2 14.04 172.85mm d f 4 d4 2hf 4 879.09 2 15.96 847.17mm 断面重合度 (1 xn3) 3 (1 xn3) 4 取 3 0.73 4 0.87 得： (1 0.08) 0.73 (1 0.08) 0.87 1.59 31 纵向重合度 bsin 220 sin17.15 1.72 mn

45、12 总重合度 1.59 1.72 3.31 2000 10518.81 200.93 104701 .24N (4) 接触强度的校核 分度圆上的圆周力 Ft ,N 使用系数 K A , 取 K A 1 .5 动载系数 KV , 取 KV 1. 05 齿向载荷分布系数 KH , 取 K H 1.65 齿向载荷分配系数 K H , 取 K H 1.35 弹性系数 ZE , 取 ZE 18 9.8 N/mm 2 节点区域系数 ZH , 取 ZH 2.46 重合度系数 Z Ft 2000T2 d3 1 1 0.79 1.59 螺旋角 Z Z cos cos17.15 0.98 计算接触应力 H Ft

46、(u 1)KAKVKH KH ZHZEZ Z d3bu Ft(u 1)KAKVKH KH ZHZEZ Z d3bu 32 104701.24 (4.375 1) 1.5 1.05 1.35 1.65 200.93 220 4.375 2 2.46 189.8 0.98 0.79 1247.13N /mm2 寿命系数 ZN N3 60n2 jL h =60598.151(530016) 8 =8.61 10 次 N4 N3 i2 8.61 108 1.968 108 4 3 i2 4.375 取ZN3 ZN4 最小安全系数 SHmin ,SF min 取 SH min 1 SF min1.4 润

47、滑剂系数 ZL, 取ZL3 ZL4 1.4 速度系数 ZV , 取 ZV3 ZV4 0.97 大小齿轮的齿面粗糙度取为： Rz3 Rz4 5 m Rz100 Rz3 Rz43 100 5 53 100 2.85 a 2 540 取 ZR3 ZR4 1.01 大小齿面都是硬齿面取 ZW3 ZW4 1 尺寸系数 ZX 取 ZX3 ZX 4 1 许用接触应力 HP H lim ZN 3 HP3ZL3ZV3ZR3ZW3Z X3 SH min 1600 1 1.4 0.97 1.01 1 1 1 2194 .53 N/mm 33 HP4 H lim ZN4 SH min ZL4 ZV4Z R4ZW4Z

48、X4 1550 1 1 1.4 0.97 1.01 1 1 2125.95N/mm 接触强度判断 H HP 接触强度校核通过 齿根弯曲强度校核强度条件 F F 计算齿根应力 Ft F KAKVKF KFat YFa YsaY Y YK 4-5) b mn 式中：弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 K F h 2.25mn 2.25 12 27mm N2 N 1 bh hb 2 225 2 27 2 225 225 2 0.87 27 27 N 0.87 取 KF (KH ) 1.65 1.55 齿向载荷分布系数 KF ,取 KFa 1.35 齿形系数 YFa ,取 YFa32.7 YFa42.35

49、 应力修正系数 Ysa,取 Ysa3 1.57 Ysa4 1.73 重合度系数 Y Y 0.25 0.75 va 0.75 Y 0.25 10.5795 0.72 螺旋角系数 Y Y min 1 0.25 1 0.25 1.38 0.655 34 17.15 Y 1 120 1 1.72 cos 90 172.105 0.75 Y min 取 Y 0.75 F 3 1.5 1.35 1.55 1.35 104701 . 24 2.7 F 3 225 12 1.57 0.72 0.75 250.75N/mm F 4 1.5 1.35 1.55 1.35 104701.24 2.35 225 12

50、 1.73 0.72 0.75 240.49N/mm 4.4 园环链链轮的设计计算 设计选用 38137高强度圆环链，链轮齿数选 N 9。其基本几何尺寸计 算如下： 节圆直径 Do,mm Do 90 cos N p sin 2 d p 137 38 90 sin N 90 cos N 788.99m m 取 Do 789mm 顶圆直径 De,mm De Do 2d 789 2 38 865mm 链轮立环的立槽直径 D1,mm D1pd tansin N b 190 N tan N（4-6 ） 式中，圆环链最大外宽 b 121mm，取27mm 35 代入式（ 4-6）： 137 90 D138

51、tan 121 27 635mm 1 90 9 tan 9 链轮立环立槽宽度 l,mm 对 38 137 链条： 10mm l d 38 10 48mm 齿根圆弧半径 R2 ,mm R2 0.5d 0.5 38 19mm 链轮中心至链窝底平面的距离 H ,mm p dtan 0.5d 0.5 2 tan 2 0.5 13720 38 tan 202 tan 2 0.5 38 365.78mm 圆整取： H 366mm 链窝长度 L,mm L 1.075p 2d 1.075 137 2 38 223.275mm 取 L 223mm 链窝中心距 A,mm A 1.075 p d 1.075 137

52、 38 185.275mm 取 A 185mm 短齿厚度 W,mm 36 180180180180 W 2H d sin Acos d 2 366 38 sin 185 cos 38 NN9 9 140.5mm 齿形圆弧半径 R1 ,mm R1 p 1.5d 137 1.5 38 80mm 立环槽圆弧半径 R4,mm R4 0.5d 0.5 38 19mm 短齿根部圆弧半径 R5 ，mm R5 0.5d 0.5 38 19mm 链轮的制造应按照规定程序批准的图样和文件制造。 37 第五章 螺旋输送机总体尺寸设计 5.1 输送机外形及安装尺寸 图中具体尺寸见表 5-1 表 5-1 输送机总体尺寸 代H 号 h1 lC3 B F P Q T1 T2 X d e 尺 355 寸 224 4000 400 530 100 100 430 300 280 400 90