混凝土搅拌站搅拌机及螺旋输送机设计含9张CAD图
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混凝土搅拌站搅拌机及螺旋输送机设计含9张CAD图,混凝土,搅拌,搅拌机,螺旋,输送,设计,CAD
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I混凝土搅拌站搅拌机及螺旋输送机设计 THE DESIGN OF CONCRETE MIXING PLANT AND SCREW CONVEYOR MIXER摘 要本次设计的混凝土搅拌机及螺旋输送机是我们的主要设计机型。它是强制式卧轴混凝土搅拌机中的一种，强制式混凝土搅拌机不仅能搅拌干硬性混凝土，而且能搅拌轻骨料混凝土，能使混凝土达到强烈的搅拌作用，搅拌非常均匀，生产率高，质量好，成本低。它是目前国内较为新型的搅拌机，整机结构紧凑、外型美观。其主要组成结构包括：搅拌装置，搅拌传动系统，上料、卸料系统，供水系统，机架及行走系统，电气控制系统，润滑系统等。主要设计计算内容是混凝土搅拌机机架的设计，主要包括：机架结构方案的确定、机架上所有部件之间相互位置的确定、机架上所有部件与机架的连接方式及安装位置、机架外形尺寸的确定、机架钢结构的选材，机架稳定性的校核、完成机架总成图及零部件图。对螺旋输送机结构进行设计与计算，对整个装置中的传动系统进行了运动力学分析及结构设计，对其驱动装置做了深入设计，并着重对其主要零部件进行了具体设计，包括螺旋输送机的螺旋直径，螺距，轴径进出料口，叶片形式，中间悬挂轴承，槽体，螺旋轴的计算选型。电动机是通过螺旋输送机的功率来计算选型。减速器中齿轮通过齿面接触疲劳强度来计算，通过齿根弯曲疲劳强度验算；轴按许用弯曲应力计算法校核轴径。关键词关键词：混凝土搅拌机;螺旋输送机;电动机;减速器 IIAbstract The design of the concrete mixer and the spiral conveyer is our main design models. It is compulsory horizontal axis in a concrete mixer, compulsory mixing concrete mixer can not only dry hard concrete, but also stirred lightweight aggregate concrete, concrete can achieve a strong role in stirring, stirring very uniform, high productivity, quality Low cost.It is a new type of domestic mixer with two compact structure, good looks. The main components of its structure, including: mixing device, stirring drive system, feeding, unloading system, water supply systems, rack and walking systems, electrical control system, lubrication system.Design of the main content is js2000 concrete mixer rack design, These mainly include: rack structure of the programme of identification, rack between all the components determine the location of, all the components on the rack and rack of connections and installation of position, the determination of rack form factor, the selection frame steel structure , Checking the stability of the rack, complete plans and parts rack assembly plans.For the construction industry background, which is required by the screw conveyor design and structure in this design. The entire device in the transmission system for the movement of mechanical and structural was designed. The design of its driving system and the specific design of its main parts, which is including the screw conveyor spiral diameter, pitch, the shaft diameter of inlet orifice, the calculation and selection of the shafts, the middle hoist and the spiral axis were carried out.Keywords: concrete mixer spiral conveyer electromotor reducer III目 录摘 要.IABSTRACT .II1 绪论.11.1 毕业设计课题.11.2 设计的总体要求.11.3 搅拌机螺旋输送机概述.12 设计的主要内容.32.1 总体设计.32.1.1 搅拌装置.32.1.2 传动系统.32.1.3 上料系统.32.1.4 供水系统.32.2 主要机构具体结构设计及参数设计.32.2.1 搅拌装置.32.2.2 传动系统.52.2.3 上料系统.62.2.4 供水系统.82.2.5 电气控制系统.93 机架的设计.103.1 机架设计的主要内容.103.2 底架的设计.103.2.1 底架的大体尺寸.103.2.2 确定搅拌筒偏离机架底架重心的距离.113.2.3 底架所受各力的分析计算.123.2.4 底架的校核.164. 电动机的计算选型.204.1 电动机的选择.204.1.1 选择电动机类型和结构型式.204.1.2 选择电动机的容量.204.2 传动装置的运动和动力参数的计算.205.减速器设计计算.235.1 齿轮设计.235.2 减速器结构设计.295.2.1 机体结构.295.2.2 铸铁减速器机体的结构尺寸.295.3 轴设计.305.4 轴承的选型.345.5 键的选型.356.螺旋输送机机体的设计.396.1 机体主要部件的介绍.39总结.53致谢.54参考文献.55 11 绪论1.1 毕业设计课题混凝土搅拌机及螺旋输送机设计1.2 设计的总体要求 满足使用要求 满足经济性要求 力求整机的布局紧凑合理 工业性要求简单而实用 满足有关的技术标准1.3 搅拌机螺旋输送机概述 混凝土时建筑材料中的一种主要的材料，它是以水泥做为黏结剂把骨料粘在一起的，属于一种非匀质材料，其用途广，用量大。混凝土搅拌机（如图 1-1）就是用来大量生产混凝土的机械。混凝土搅拌机有自落式和强制式。混凝土从塑性混凝土发展到干性，硬性混凝土，强制式搅拌机得到了很大发展。强制式混凝土搅拌机不仅能搅拌干硬性混凝土，而且能搅拌轻骨料混凝土，能使混凝土达到强烈的搅拌作用，搅拌非常均匀，生产率高，质量好，成本低。因此，强制式搅拌机得到了很大的发展，但这种搅拌机的功率损耗比较大。本次设计的混凝土搅拌机是我们的主要设计机型。为了适应不同混凝土搅拌机的搅拌要求，搅拌机发展了许多机型，它们在结构和性能上各有特点，但按工作原理可划分为自落式和强制式。它主要由搅拌系统，搅拌传动系统，上料、卸料系统，供水系统，机架及行走系统，电气控制系统等组成。它是目前国内较为新型的搅拌机，整机结构紧凑、外型美观。js2000 双卧轴混凝土搅拌机具有操作简便的特点，既能搅拌干硬性混凝土又能搅拌塑性混凝土，还能搅拌砂浆和轻骨料。它具有单机独立作业和与 PLD 系列配料机组成简易式混凝土搅拌站的双重优越性，还可为搅拌站提供配套主机，适用于各类大、中、小预制构件厂及公路、桥梁、水利、码头等工业及民用建筑工程，是一种高效率机型，应用非常广泛。螺旋输送机俗称绞龙，LS 型系列螺旋输送机（如图 1-2）是一种利用螺旋叶片的旋转,推动散料延着料槽向前运动的输送设备,适宜于输送粉状,颗粒状和小块物料。 LS 型螺旋输送机等效采用 ISO1050-75 标准，设计制造符合 ZBJ81005.12-88 LS 螺旋输送机 专业标准。LS 型螺旋输送机直径由 100mm1250mm，共十二种规格,分为单驱动和双驱动两种形式，单驱动螺旋机最大长度可达 40m(特大型 30m)，双驱动螺旋机采用中间断开轴结构，最大长度可达 80m(特大型 60m)，螺旋机长度每 0.5m 一档，可根据需要选定，螺旋机头部轴承、尾部轴承置于壳体外部减少了灰尘对轴承室的侵入提高了螺旋机关键件的使用寿命。中间吊轴承采用滚动、滑动可互换的两种结构，并设防尘密封装置，密封件用尼 2龙用塑料，因而其密封性好，耐磨性强，阻力小，寿命长。滑动轴承的轴瓦有粉末冶金、尼龙和巴氏合金等多种材料供用户根据不同的场合选用。滑动轴瓦有需加润滑剂的铸铜瓦，合金而磨铸铁瓦和铜基石墨少油润滑瓦。吊轴承机外侧置式油杯,便于集中加油润滑。进出料口位置布置灵活,并增设电动型出料口，便于自动控制，还可根据用户要求，配置测速报警装置。该机采用底开门卸料，所以搅拌筒不用倾翻，因而节省了动力，简化了结构，布置也比较紧凑合理。图 1-1 混凝土搅拌机图 12 LS 型螺旋输送机的示意图 32 设计的主要内容2.1 总体设计2.1.1 搅拌装置搅拌筒、搅拌叶片、搅拌轴以及支承结构的确定.2.1.2 传动系统传动系统方案的确定；传动系统结构形式的确定；传动系统结构型式和基本组成组成；动力设备型式和配置；画出结构方案草图。2.1.3 上料系统上料系统机构型式的选择；上料架的结构及基本组成；画出结构草图。2.1.4 供水系统供水方式的选择；供水系统的组成和设备配置；画出结构草图。2.2 主要机构具体结构设计及参数设计2.2.1 搅拌装置搅拌装置包括：搅拌筒、搅拌轴、搅拌臂、搅拌叶片和侧叶片，具体结构如下图 2-1 所示： 4图 2-1 双卧轴搅拌机搅拌装置1搅拌筒；2搅拌轴；3搅拌臂；4搅拌叶片；5侧叶片搅拌筒内装有两根水平配置的搅拌轴，每根轴上均装有搅拌叶片。在靠近搅拌筒两端的搅拌臂上分别装有侧叶片，可刮掉端面上的混凝土，并改变混凝土的流向。如图 2.1 所示，叶片与村板间隙5mm。（1）搅拌筒结构及卸料方式的确定 搅拌筒的结构尺寸如下：容积利用系数 j=0.41筒体长 1190mm 筒径 D=838mm筒体总长度 1330mm 外径 D0=858mm搅拌筒的几何容积 V几=1.22m3 卸料方式的确定：目前卧轴式搅拌机主要采用倾翻室和底开门式两种卸料方式，由于 js2000 的出料容量为 2000L，虽不是很大，但考虑到搅拌筒的尺寸及结构，采用倾翻室虽然不太可能，它的筒体近似于长方体，故采用底开门式，既可使混凝土顺利地在搅拌过程中卸出，也可避免使筒体倾翻，这样既安全，又节省了劳力，表现出很多自由的特点，操作也方便，故而采用底开门式斜料。（2）搅拌叶片、搅拌轴及支承结构 搅拌叶片：根据目前国内外卧轴式搅拌机叶片结构型式看，广泛采用铲片式，就单个叶片来说，它是一个平板，他通过搅拌臂与轴形成一体，使全部叶片呈螺旋线分布，叶片间没有直接联系，因而这种化整为零的结构方式具有很突出的优点。它使得叶片的加工安装非常方便，从而代替了加工安装要求高的螺旋带叶片。从磨损角度看，铲片式易受到局部磨损，这是因为物料 5与叶片之间的滑动逐步不均匀，而且波动，易形成卡料，使磨损加剧，搅拌效果有所下降，故从磨损和搅拌效果来看，铲片式比螺旋带式差。搅拌装置由两根水平轴和安装在该轴上的两段相距 1800的反向螺旋带组成，两根轴上的螺旋方向也不一样，这样可以保证混合料在筒内循环运动。从理论上讲，当一端的螺旋带叶片开始从上向罐内的混凝土拌合料切入时，另一端螺旋带叶片从混凝土拌合料中抄起，在两组叶片相互交替作业过程中，排出叶片把拌合料挑起在该端下底部形成无料或少料空间，同时切入叶片把拌合料从一端向另一端进行轴向和周向的复合位移，而另一根轴上的叶片则把混凝土拌合料向相反的方向移动，使得筒内的混凝土循环移动。另外被挑起的混凝土拌合料在螺旋带片后部的空挡处落下，使拌合料之间产生连续的摩擦，先落下的拌合料不断受到后落下的拌合料冲击，使水泥活性不断提高。在叶片切入端由于各点线速度不同，拌合料在受挤压的同时，相互间有较大的相对位移，所以较大的水泥团粒将被分散细化。由于这种机型的结构紧凑，容积利用系数较大，砼拌合料的位移行程达最小值。而各颗粒之间相互作用的时间则达最大值，这是双轴强制搅拌机综合性能较好的关键所在。 由以上分析可以看出，铲片式不如螺旋带式好，但考虑加工安装要求及目前厂家现有的生产技术条件，我们决定采用铲片式，以达到经济、简便，生产效率高的效果。本次设计采用两组铲片，第一根轴上采用右螺旋铲片，第二根轴上采用左螺旋铲片。每根轴上的叶片数目定为 6（包括两片侧叶片及四片搅拌叶片） 。 搅拌轴搅拌轴的主要尺寸经过初步验算，考虑安全裕量，直径定为 90mm, 轴的结构型式，就目前厂家生产状况来看，一般采用实心轴，空心轴一般都具有省材，重量轻，受力效果号等优点，但加工困难，装置要求高，造成生产率低，一般不被采用。采用实心轴加工方便，而且也可靠实用，铲片式搅拌轴系统存在搅拌臂与搅拌轴的联接方式问题，现有的插孔焊接式、抱轴式、卡轴式，考虑插孔焊接式有简单优势，又对轴的强度无削弱，因而采用焊接式。 支承结构考虑本次设计采用底开门的卸料方式，所以此支承与传统支承不一样，先把筒体固定在底座上，而把两根轴通过轴承支承在筒体上。由于搅拌筒内装流塑态的混凝土拌合料，因此搅拌轴必须采用轴端密封，以防止砂浆污损轴承。浮动密封是经过实践证明了的被公认是较理想的密封，本机即采用这种密封。2.2.2 传动系统传动按传动方式可分为两种：机械传动和液压传动。液压传动具有重量轻，体积小，结构紧，驱动力大等特点，但考虑到目前国内状况，液压马达虽然比以前在质量上提高了，但价格昂贵，用于一般的搅拌机上，成本太高，不经济，故而我们选用传统的机械传动。传动系统由电动机、皮带轮、减速箱、开式齿轮等组成，如图 2-2 所示。电动机 8 通过皮带轮7、5 带动二级齿轮减速箱，减速箱两轴通过由两个开式小齿轮 10 和两个开式大齿轮 9 组成的两对开式齿轮副分别带动两根水平布置的搅拌轴反向等速回转。 6图 2-2 搅拌传动系统1箱体；2第二级大齿轮；3第一级大齿轮；4第二级小齿轮；5大皮带轮；6第一级小齿轮；7小皮带轮；8电动机；9开式大齿轮；10开式小齿轮2.2.3 上料系统上料系统由卷扬机构、上料架、料斗、进料料斗、滑轮等组成，如图 2-3 所示。(1)上料架：斜置角度为 600，它是综合考虑了上料架的位置及搅拌筒衔接，而且考虑底架的宽度不能超过规定的长度及上料架的宽度，行程等综合因素后得出的。上料架的上料轨道（下料轨道）为槽钢，滚轮的上滚轮置于槽钢内侧，而下滚轮置于槽钢外侧，这样可保证料斗上下安全平稳。(2)卷扬机构(3)上料动力及卸料制动式电机通过减速箱带动卷筒转动，钢丝绳通过滑轮牵引料斗沿上料架轨道向上爬升，当爬升到一定高度时，料斗底部都门上的一对滚轮进入上料架水平通道，斗门自动打开，物料经过进料漏斗投入桶内。为保证料斗准确就位，在上料架上装有限位开关，上行程有两个限位开关，下行程有一个限位开关，当料斗下降至地坑底部时，钢丝绳稍松，弹簧钢杆机构使下限位开关动作，卷扬机构自动停车。制动式电机可保证料斗在满足负荷运行时，可靠地停在任意位置，制动力矩的大小由电机后座的大螺母调整。 7图 2-3 上料系统1.滑轮 2.料斗 3.进料料斗 4 卷扬机构 5.上料架卸料系统由卸料门、操作柄等机构组成，如图 2-4 所示。卸料门安装在搅拌罐底部，通过操作柄可以使其绕水平轴迥转以达到启闭目的，通过调整出料。两侧的密封条的位置来保证卸料门的密封。 8图 2-4 搅拌机卸料机构1衬板；2搅拌筒弧板；3密封板；4卸料门2.2.4 供水系统(1)供水系统的组成及结构供水系统是电动机、水泵、节流阀及管路等组成，见图 2.6。启动水泵，即可将注入搅拌筒，水的流量通过闸阀调节，供水总量由时间继电器控制。当按钮转到“时控”位置时，水泵会按设定的时间运转和自动停止，当按钮转到“手动”位置时，可连续供水。(2)供水方式的选择在混凝土搅拌机生产混凝土时，对混凝土质量影响较大的除了搅拌机自身的工作性能以外，就是供水精度。由于供水精度要求控制在 2%的范围内，故如何更好的满足精度问题是供水方式的选择，应加以认真考虑。目前，国内运用的主要是时间继电器或虹吸式水箱控制供水精度。但由于虹吸式水箱在不配备站的情况下有诸多不便，故而选用混凝土搅拌机专用水泵配以时间继电器控制，在误差允许范围内让供水时间略大一些，如果砂石过湿则供水时间相对短一些。(3)供水系统的设备配置时间继电器，供水开关控制，带防尘罩的电机。(4)供水系统结构示意图如图 2-5 所示图 2-5 供水系统1.喷水管2.进水管3.水源4.吸水管5.水泵 92.2.5 电气控制系统 图 2-6 电气原理图电气控制系统需要控制 js2000 混凝土搅拌机的主传动电机，供水系统电机，上料，下料等的电机。所有电器控制元件都设在配电箱中。电器元件控制满足的使用要求：主电机可以点动以满足安装修理过程的要求。电气控制线路设有空气开关，熔断器，热继电器具有短路保护，过载保护，断相保护的功能，所有控制按钮及空气开关手柄和指示灯均布置在配电箱门上，并设有门锁。配电箱内的电器元件安装在一块铁板上，安全可靠，操作维修方便。其原理图如上图 2-6 所示。3 机架的设计机架包括底架，支腿，梯子，栏杆等几部分组成。3.1 机架设计的主要内容(1) 机架结构方案的确定(2) 机架上所有部件之间相互位置的确定(3) 机架上所有部件与机架的连接方式及安装位置(4) 机架外形尺寸的确定（要求运输宽度不超过 2.2 米）(5) 机架钢结构的选材，机架稳定性的校核(6) 完成机架总成图及零部件图。3.2 底架的设计 3.2.1 底架的大体尺寸底架的总长度 2800，总宽度为 1680，为使制造节省材料，整机的结构紧凑，并同时满足上料的要求，放置搅拌筒的两根槽钢长度方向的距离为 1300，背对背放置，宽度方向两根槽钢面对面放置，两背面之间的距离为 1680，其他的槽钢间距具体尺寸如图 3-1。 10 图 3-1 混凝土搅拌机机架底架3.2.2 确定搅拌筒偏离机架底架重心的距离在整个底架上，电机减速箱安装在一侧，从各部件的自重考虑，不对称的安装造成整个底架失稳的趋势，所以搅拌筒的安装位置中心必须偏向机架底架中心线，以保证整机在工作和运输时具有良好的稳定性。利用搅拌筒对中心线的力矩来平衡，考虑此方法会引起底架在长度方向的加长，空间体积太大，不便于运输，利用移动左右支腿（长度方向）的方法更加简便。计算整机的重心位置： 11由查阅有关资料及手册，可将各部件坐标，重量归纳如表 3-1：表 3-1 各部件重心及坐标部件名称搅拌筒上料架料斗减速器电机水泵电器箱带轮联轴器质量 Kg1100330300415.517429263042.46坐标 mm 000108010151065-10201306852重心坐标：= 式(3.1)GiXGii =46.423026291745 .415300330110085246.42130630102026106529101517410805 .415 =288.14即整机重心在偏离搅拌筒中心线右侧 288.14mm，由于左侧常有人工在台板上操作，加上栏杆的重量，大概整机的重心坐标为 180mm。3.2.3 底架所受各力的分析计算经分析：底架示意图上槽钢 AB 受力最大，所以校核时按 AB 受力来设计。槽钢 AB 所受的力的形式有：支腿在两端的支持力,，搅拌筒支承压力，,支承力加上上料架和1N2N1F2F料斗的压力,减速箱结构包括联轴器，带轮的简化重量，水泵的压力，电器箱的4F5F3F6F压力。7F由于整机重心位置偏移量不是很大，只有 180mm，无须将支腿向中间靠近。其它部件自重作用点及尺寸可由底架图可知，可将 AB 看做受弯梁，其受力如下图 3-2 所示：图 3-2 受力图(1)计算支承压力，的大小1F2F其中 G=+ =1100+20002.3(1+10%)=2365 kg筒G料G搅拌筒底架支撑对如下图 3-3 所示: 12图 3-3 搅拌筒底架支撑M,N 两点为搅拌筒及料在左右支承中心，为 P,T 两点的受力，且=，左右支承受1F2F1F2F力简图如图 3.4 下所示：图 3-4 受力简图=0 - 1095=0 式(3.2)zM1FzT2G =/1680=765.85 kg1F2110952365所以=765.85 kg1F2F(2) 计算支承压力，的大小4F5F ，为料斗上升到最高位置时，料斗中的料已卸入搅拌筒中而料斗还未下降时料斗4F5F与上料架的重量压在 AB 槽钢上的力，又前面数据可知 =300kg， 上料架包括上料轨道，料斗G则上料架作用在底架槽钢上的力为上料轨道架和其他部件的重量和，则有=2rl=218.522.70=100.0kg （r:槽钢材料的试比重 18.52kg/m，出自机械设上料轨道架G计手册上册第一分册） ，上料架上的其他部件如滑轮等估算重量为 56kg.则 上料架G=100.0+56=156kg 。PQ 槽钢受力示意图 3-5： 13图 3-5 槽钢受力为上料架及料在最高点时底架的估计重心，由于上料架的滑轮等装置，料斗上升到最1O高位置时，合重偏靠 PT 方，则估计到第一槽钢的距离为 530，并假设槽钢 PQ 和 TZ 上1O有两支承点 H、I。画出受力简图如下图 3-6 所示：图 3-6 受力简图由则有：0kM1680 - （+ ）1150 =0AF21料斗G上料架G1680 - (300+156)1150 =0AF21= (300+156)1150/1680=156.07AF21所以 =156.07kgAF4F5F(3)计算减速器结构对槽钢 AB 的压力3F 14由于皮带轮与槽钢的距离比较远，同时联轴器重 43kg，皮带和带轮合重 35kg，减速器的重量为 415kg，由于皮带轮好联轴器的重量相近，可假设三者之和的作用中心为,合计2O重量为=503kg，受力示意图如下图 3-7：合G图 3-7 受力示意图根据平衡条件 0)(HM 1150- 450/1150=03F合G代入数据得：=196.833F(4)计算电器箱对槽钢 AB 的压力7F电器箱对槽钢 AB 的压力为，电器箱的重量为 26，由底架各部件相对位置尺寸确定，7F电器箱的位置为，受力示意图如下图 3-8：3OQ图 3-8 电器箱受力示意图 1680 G(1680205)=00)(QM7F =26（1680-205）/1680=22.837F 所以 =22.837F(5)计算水泵对槽钢 AB 的压力6F水泵的重量为 29，由底架各部件相对位置尺寸确定，水泵的重心为，受力示意图4O如下图 3-9：(Z)图 3-9 底架受力示意图 15 G(1680 -135)- 1680=00)(EM6F =29(1680-135)/1680=26.676F所以 =26.676F(6)计算槽钢 AB 的总受力根据槽钢 AB 的受力情况求二支承力 ，总示意图如图 3-10 所示：1N2N图 3-10 槽钢 AB 总受力由=0 ，列出力矩平衡式：)(1NM395 +（+）795+2025（+）+2415+2475=28007F4F5F2F5F3F6F2N= 2N28002475271942415)156766(2025795)766156(39523 =1035.6=-=2012.1-1035.6=976.51NiF2N3.2.4 底架的校核(1)校核 AB 槽钢 校核其强度 表 3-2 14b的尺寸由机械设计手册取相关数据：b=60，h=140， t=9.5，一根截面对称的梁，载荷作用在其最大刚度平面内，当载荷较小时，梁的弯曲平衡状态是稳定的。由于外界各种 尺寸（）类型hbdtrir0z理论重量（/m）14b1406089.59.54.751.6716.733 16因素会使梁产生微小的侧向弯曲和扭转变形，在外界影响消失后，梁仍能恢复原来的弯曲和扭转，没有丧失继续承担载荷的能力。但这时如果外界载荷稍微增大一些，梁的变形就会急剧增加，并导致梁的破坏，这种情况表示梁丧失了整体稳定性。梁维持其稳定性能承担的最大载荷或最大弯矩称为临界弯矩。对于轧制槽钢简支梁的整体稳定系数，不论载荷的形式和载荷作用点在截面高度上的位置如何均可按下式计算：= 式(3.3)byfhlbt235570式中 h 槽钢的截面高度b 槽钢的翼缘高度t 槽钢的平均腿厚度 材料的屈服极限yf对此槽钢进行校核：=0.86566b22523514028005 . 960570=0.865660.6 ,应由其相对应的来代替。按钢结构附表查出相应的值。bbbb=1.1-+bb4646. 0231269. 0b=1.1-+=0.72b86566. 04646. 023)86566. 0(1269. 0则有=113.85 =125 N/ ,xbM1max8710072. 01067.713932mm即 AB 槽钢单独受力的整体稳定性满足要求，强度满足要求。并且 AB 槽钢在底架中并不是计算的简支梁，而是和许多焊接件焊接后构成底架，使底架的整体稳定性得到进一步加强，所以稳定性完全可以得到保证，强度满足要求。为使槽钢稳定性更好，在槽钢两翼之间间隔的焊接了一些加强筋。 校核 AB 槽钢的刚度校核了槽钢的强度后，在工程应用中，对受弯杆件还应有刚度要求，即要求其变形不能太大，每个力作用在槽钢上都可以简化成下图图 3-14，分别求其作用下槽钢的挠度。图 3-11 弯矩图 17由公式= 式(3.4)maxflIEblpb3)(2322注：公式出自材料力学上册表 6-1 续表E 钢材的弹性模量I 截面对主轴的惯性矩Q235 碳素钢取 E=206 N/(钢结构表 2-6)3102mm有如下计算： =-0.16Cf28001086620600039)3952800(8 . 983.2242322310 =-2.25Df28001086620600039)7952800()07.15685.765(42322310 =2.24Ef28001086620600039)20252800()07.15685.765(42322310=-0.51Ff28001086620600039)24152800(28008 . 983.196423222310 =-0.049Gf28001086620600039)24752800(28008 . 967.26423222310=+maxfifCfDfEfFfGf =（0.16+2.25+2.24+0.51+0.049）310 =5.21310因为材料的许用挠度为之间，则取=5.6,因为500l400lf500l5002800=5.215.6，maxf310因此刚度达到要求，并且此槽钢并不是简支梁，且不可能产生各力最大挠度的重合情况，所以受力表示实际挠度远远小于许用挠度，此刚度达到要求，安全可靠。(2)其他槽钢的校核经估算和分析，其他槽钢所承受的载荷最大也不会超过 AB 槽钢，故以校核完成，其他的不必再校核，进行其他的刚度、稳定性和强度的校核。对于其他槽钢，由于其所受弯矩小于槽钢 AB,则其强度均可以保证。支腿安装于槽钢、上，槽钢受力很小， ，所以不易产生抗剪切现象，而槽钢受力很大，易发生剪切变形，所以要对此槽钢进行抗剪校核。由上述受力计算可知：=976.5，=1035.61N2N由公式 (公式出自材料力学上册 P180) 式bIQSzz*（3.5） 18其中 Q 横截面上的剪力b 截面宽度，b=60 槽钢截面对主轴的惯性矩zI 槽钢截面上距中心轴为 y 的槽线以外部分的面积对中心轴的静矩。*zS=60.8+0.8=273.64*zS27812)28 . 014(23cm=58.3N/max0 . 8106091064.2738 . 96 .1035432mm由机械设计手册可查得 Q235 的抗剪强度 f=115 N/，由于孔等会引起应力集中2mm现象，取安全系数 n=1.5，则 =115/1.5=76.7 N/,因为=58.3N/ 2mmmax2mm=76.7 N/，所以在抗剪强度上，14b 满足抗剪要求，安全可靠。2mm4. 电动机的计算选型4.1 电动机的选择4.1.1 选择电动机类型和结构型式电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此无特殊要求时不宜采用。电动机类型要根据电源种类（交流或直流） ，工作条件（温度、环境、空间位置尺寸等） ， 19载荷特点（变化性质、大小和过载情况） ，起动性能和起动、制动、反转的频繁程度，转速高低和调速性能要求等条件来确定。4.1.2 选择电动机的容量电动机的容量（功率）选的合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响。容量小于工作要求，就不能保证工作机的正常工作，或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。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 Y132M-4 型号的电动机。Y132M-4 电动机的主要性能如下表 4-1 所示：表 41 Y132M-4 电动机的主要性能 满载时 型 号 额定 功 率 kw 转 速 r/min 电流（380V） A效率 %功率 应 数 起动电流 - 额定电流 起动转矩- 额定转矩 最大转矩- 额定转矩Y132M-4 7.5114015.4870.85 7.0 2.2 2.24.2 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 4.67，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 1.发动机2 平键3.减速器4.花键5.螺旋轴输送机 轴承、齿轮、等的效率查机械设计手册得：滚动轴承（每对） 0.980.995滑动齿轮（每对） 0.970.99弹性联轴器 0.990.995齿轮联轴器 0.99万向联轴器 0.970.98具有中间可动元件的联轴器 0.970.99一对齿轮（开式） 0.940.96一对齿轮（闭式） 0.960.99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 202 轴 n2=n1/i =1440/4.67 =308.35r/min主轴 n3=n2=308.35r/min（2） 各轴输入功率1 轴 额联1PP =7.50.99 =7.43KW2 轴 =轴承 1轴承 2齿轮2P1P =7.430.980.990.96 =6.91KW主轴 =联3P2P =6.910.99 =6.84KW 各轴输出功率 1 轴 =轴承1P1P =7.430.98 =7.28KW 2 轴 轴承22PP =6.910.98 =6.77KW 主轴 轴承33PP =6.840.98 =6.71KW（3） 各轴输入转矩电动机的输出转矩 =9550Pd/nmdT =95507.5/1440 =49.74Nm1 轴 联1dTT =49.740.99 =49.24Nm2 轴 i轴承 1轴承 2齿轮21TT =49.244.670.980.990.96 =214.07Nm 21主轴 联32TT =214.070.99 =211.93Nm（4） 各轴输出转矩 1 轴 =轴承1T1T =49.240.98 =48.26Nm 2 轴 =轴承2T2T =214.070.98 =209.79Nm 主轴 轴承33TT=209.790.98=207.69Nm运动和动力参数计算结果整理于下表：表 42 运动和动力参数计算 功 率 P (KW)转 矩 T（Nm）轴 名输 入输 出输 入输 出转速 n(r/min)传动比效 率电动机轴7.549.74144010.991 轴7.437.2849.2448.2614404.670.932 轴6.916.77214.07209.79308.35主 轴6.846.71211.93207.69308.3510.995.减速器设计计算5.1 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%。 22根据以上几点，我选择齿轮的材料为 20CrMnTi，渗碳淬火处理，硬度 56HRC62HR 平均取为 60HRC。齿数比 u=i=4.67 计算步骤如下： 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 d 解除疲劳极限 Hlim 初步计算的许用接触应力H Ad值 计算内容T1=49.24Nm由图 1213,取 d=0.5由图 1217cH10.9Hlim1 =0.91650H20.9Hlim2=0.91400由表 1216,取 Ad=85 计算结果T1=49240Nmmd=0.5Hlim1=1650MpaHlim2=1400Mpa式(5.1)H1=1485MpaH2=1260MpaAd=85 23初步计算的小齿轮直径d1初步齿宽 b2. 校核计算圆周速度 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HKd1Ad 312HTu+1ud =8532492404.67+10.5 12604.67 =35.90b=d d1=0.540=20=d1n1/(601000) =401440/（601000） =3.01由表 126初取齿数 z1=10,z2= iz1=4.6710=46.7m= d1/z1=40/10=4由表 123，取 m=4则 z1= d1/m=40/4=10z2= iz1=4.6710=46.747由表 129由表 1210，先求取 d1=40mmb=20mm=3.01m/s选 8 级精度m=4z1=10z2=47KA=1.75KV=1.18 24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=2462N112tTFd2 4924040N/mm1.75 2462215.4320Atk Fb 100 N/mm=1.88-3.2()cos 1211zz =1.88-3.2()cos0111047 =1.49= Z44 1.4933 =0.91由此得22111.210.91HKZ由表 12-11223111 0.6() ()10HbbKABCbdd22320201.170.161 0.6() ()40400.61 1020AvHHKK K KK =1.751.181.211.23 =3.07由表 1212由图 1216式（5.2）=1.49式（5.3）=0.91Z=1.21HK=1.23HKK=3.07ZE=189.8MpaZH=2.5 25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H验算3.确定传动主要尺寸由表 1214th=1030080.2由表 1215，估计 107NL109,则指数m=8.78L1v11max8.7811max8.788.788.78N =N6060.60 1 1440 480010.20.50.50.20.3mnii hiinihihihTntTTtntTt 原估计应力循环次数正确NL2=NL1/I=8.34107/4.67由图 1218H1= lim11min1650 0.981.05HNHZS（式 12.11）lim222min1400 1.131.05HNHHZSH=ZEZHZ 12121.KT ud bu =189.82.50.9122 3.07 492404.67 120 404.67计算结果表明，接触强度较为合适，齿轮尺寸无需调整SHmin=1.05th=4800hNL1=8.34107NL2=1.79107ZN1=0.98ZN2=1.13H1=1540MPaH2=1506.67MPa式（5.4）H=1462.4MPa H2 26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 Y齿间载荷分配系数 KFa齿向载荷分布系数 KF载荷系数 K齿形系数 YFa应力修正系数 YSa弯曲疲劳极限 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=410=40mmd2=mz2=447=188mma= 12()4(1047)22m zzb=dd1=0.540=20mmY=0.25+ 0.750.750.251.49a由表 12.10 KFa=110.75Y*202.22(2)(20.25) 4fabbhhc m由图 1214K=KAKVKFaKF=1.751.181.331.18由图 1221由图 1222由图 1223cd1=40mmd2=188mma=114mm取 b1=30mm b2=20mm式（5.5）Y=0.75KFa=1.33KF=1.18K=3.24YFa1=2.96YFa2=2.35YSa1=1.52YSa2=1.7Flim1=750MPaFlim2=600MPa 27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F验算由图 1214由表 1215，估计 3106NL1010则指数 m=49.91L1v11max49.9111max49.9149.9149.91N =N6060.60 1 1440 480010.20.50.50.20.3mnhiihihnihihihtTnttTTtntTt 原估计应力循环次数正确NL2=NL1I=8.291074.67由图 1224由图 1225F1= lim11min750 0.95 11.25FNXFY YSF2= lim22min600 0.98 11.25FNXFY YS2111122 3.24 4924020 40 42.96 1.52 0.75FFaFaKTYYYbd mF2=F1 22112.35 1.7336.462.96 1.5FaSaFaSaYYYY传动无严重过载。故不做静强度校核SFmin=1.25NL1=8.29107NL2=1.78107YN1=0.95YN2=0.98YX=1.0F1=570MPaF2=470.4MPaF1=336.46MPa F1F2=298.76MPa 1.210齿轮端面与内机壁距离210轴承端盖凸缘厚度t(11.2)d37凸台高度h根据低速轴承外径确定轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近D2轴承端盖外径D2轴承孔直径+（55.5）d3D+40表 53 c 值螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30C1min13161822263440C2min11141620242834沉头座直径20242632404860注：多级传动时，a取低速级中心距。5.3 轴设计小齿轮的轴设计为齿轮轴，轴的材料为 20CrMnTi。小轴如下图：图 51 小齿轮轴 30大齿轮的轴如下图所示，轴的材料为 40Cr。图 52 大齿轮的轴估算轴径 d（选择轴的材料为 40Cr,其抗拉强度 b=980MPa,屈服点强度s=785MPa） 336.91102308.3528.76PdAndd根据设计准则，可得如下轴的结构草图1.计算齿轮受力大齿轮直径 d2=188mm 齿轮受力： 转矩 T2=21407Nmm圆周力 Ft 2222 217042277.34188TNd径向力 Fr= Fttan=2277.34tan20=828.88N轴向力 因为直齿轮传动，所以 Fa=0画小齿轮轴受力图 见图 b2.计算支承反力水平面反力 75+Fr33=01RF =364.71N1RF方向向上为正， “”号表示力方向向下Fr4275=02RF=464.15N2RF垂直面反力 75Ft33=01RF 31 =1002.04N1RF Ft4275=02RF水平面受力图 见图 c垂直面受力图 见图 e图 53 弯矩图画轴弯矩图水平弯矩图 见图 d Mxy垂直弯矩图 见图 f Mxz 32合成弯矩图 见图 g M= 22xyxzMM 2215317.8242085.68 44786.61 Nmm3.画轴转矩图轴受转矩 T=T2=21407 Nmm4.许用应力许用应力值 用插入法查表得：0b=140MPa -1b=82.5MPa应力校正系数 = -1b082.50.59140b当量转矩 T=0.59214070=126150.06Nmm当量弯矩 在小齿轮中间截面处= IVM2222244786.61126150.06MT =133864.40 Nmm5.校核轴径齿根圆直径 df2=d22(ha+c)mn =1882(1+0.25)4 =178mm轴径 3312M133864.400.10.1 82.525.32dbfd 33 所以轴径检验合格5.4 轴承的选型小齿轮轴上的轴承选用一对 GB/T2766112 的深沟球轴承。大齿轮轴上轴承选用两对 GB/T2766308 的深沟球轴承和一对 GB3018208 的推力球轴承。深沟球轴承结构简单。主要受径向载荷，也可承受一定的双向轴向载荷。高速装置中可代替推力轴承。摩擦系数小，极限转速高，价廉。应用范围最广。推力球轴承只能受单向轴向载荷。回转时，因钢球离心力与保持架摩擦发热，故极限转速较低。套圈可分离。大轴上深沟球轴承的选择计算：（见文献1P360）由于刚开始轴承型号未定，C0r、e、X、Y 值都无法确定，必须进行试算。以下采用预选轴承的方法。(轴承预期使用寿命=24000h)hL预选 6208 与 6308 两种深沟球轴承方案进行计算，由手册查得轴承数据如下：表 54 轴承数据方案轴承型号Cr/NC0r/ND/mmB/mmN0/(r/min)1620829500180008018800026308408002400090237000计算步骤与结果列于下表：表 55 计算步骤计算结果计算项目计算内容6208 轴承6308 轴承Fa/C0rFa/C0r=0/ C0r00e查表 18-7-Fa/FrFa/Fr=0Fa/FreFa/FreX、Y查表 18-7X=1,Y=0X=1,Y=0冲击载荷系数 fd查表 18-81.21.2当量动载荷 P P=fd(XFr+YFa) 式(18.5)=1.2(1828.88+0)994.66N994.66N续表 35计算结果计算项目计算内容6208 轴承6308 轴承计算额定动载荷rC 式(18.8)33Cr1667024000 308.3516670hL nPP7578.78N7578.78N 34基本额定动载荷 Cr查手册29500rC40800rC结论:选用 6208 和 6308 深沟球轴承都可以满足轴承寿命的要求。故轴承的选择只要根据轴的直径来选择就可以。5.5 键的选型(1)小齿轮轴与电动机的联接，选平键。键的校核：已知轴直径 d=42mm，键的尺寸为 bhl=12863mm,传递的扭转力偶矩Me=49.74N.m,键的许用应力=100Mpa,许用压强bs=35Mpa.首先校核见的剪切强度。将平键沿 n-n 截面分成两部分，并把 n-n 以下部分和轴作为一个整体来考虑。因为假设在 n-n 截面上切应力均匀分布，故 n-n 截面上的剪力 Fs为： Fs=A=bl 式(5.1)对轴心取矩，由平衡方程,得00M 式(5.2)22seddFblM故有69322(49.74)3.13 103.13 12 63 42 10eMN mpaMpabldm图 54 键受力图可见平键满足剪切强度条件。其次校核键的挤压强度。考虑键在 n-n 截面以上的部分的平衡，在 n-n 截面上的剪力Fs= bl，右侧面上的挤压力为 式(5.3)bsbsbsF=A2hl投影于水平方向，由平衡方程得 Fs=F 或 式(5.4)hbl =2bsl由此求得 35 366322(12 10)(3.13 10)9.39 109.878 10bsbsbmpapaMpahm故平键也满足挤压强度要求。(2)大齿轮轴与大齿轮的联接，选平键。键的校核：已知轴直径 d=40mm，键的尺寸为 bhl=12828mm,传递的扭转力偶矩Me=214.07N.m,键的许用应力=100Mpa,许用压强bs=100Mpa.（与键有相对滑动的键槽经表面硬化处理，bs可提高 23 倍。 ）首先校核见的剪切强度。将平键沿 n-n 截面分成两部分，并把 n-n 以下部分和轴作为一个整体来考虑。因为假设在 n-n 截面上切应力均匀分布，故 n-n 截面上的剪力 Fs为：Fs=A=bl图 55 键受力图对轴心取矩，由平衡方程,得00M 22seddFblM故有69322(214.07)31.86 1031.86 12 28 40 10eMN mpaMpabldm可见平键满足剪切强度条件。其次校核键的挤压强度。考虑键在 n-n 截面以上的部分的平衡，在 n-n 截面上的剪力Fs= bl，右侧面上的挤压力为 式(5.5)bsbsbsF=A2hl投影于水平方向，由平衡方程得 36 Fs=F 或 hbl =2bsl由此求得366322(12 10)(31.86 10)95.58 1095.588 10bsbsbmpapaMpahm故平键也满足挤压强度要求。(3)大齿轮轴与螺旋输送机的联接，用花键。花键联接的类型和尺寸通常根据被联接件的结构特点、使用要求和工作条件选择。为避免键齿工作表面压溃（静联接）或过度磨损（动联接） ，应进行必要的强度校核计算，计算公式如下：静联接： p2pmTzhld动联接 式(5.6)2mTPzhld P式中：T传递转矩（N.mm） ；各齿间载荷不均匀系数，一般取 =0.70.8，齿数多时取偏小值；Z花键的齿数；l齿的工作长度（mm） ；h键齿工作高度（mm） ；渐开线形花键,300.8 ,45ddmhmdm平均直径（mm） ，dm=d.该花键的许用应力p=120Mpa,许用压强P=10Mpa.T=211.93N.mm,取=0.8,Z=19,l=60mm,h=2mm,dm=38mm.静联接时：p9219 2 60 38 10pmTzhld 62 (211. 93N m m )=6. 12 10 pa=6. 12M pa0. 8可见花键满足剪切强度的要求。动联接时：9219 2 60 38 10mTPzhld 62 (211. 93N m m )=6. 12 10 pa=6. 12M pa P0. 8故花键也满足挤压强度的要。6.螺旋输送机机体的设计6.1 机体主要部件的介绍水平螺旋输送机如图 6-1 所示，其构造包括有半圆形的料槽 2 和在其内安置的装在轴承3 上的、带螺旋叶片的转动轴 1。螺旋借助于驱动装置而转动，物料通过装载漏斗 6 装入料 37槽内，而在卸料孔 8 或 9 处进行卸料。若需要在线路中间处卸料时，则在卸料口处装设能关闭的闸门。图 61 水平螺旋输送机1-转轴；2-料槽；3-轴承；4-末端轴承；5-首端轴承；6-装载漏斗；7-中间装载口； 8-中间卸载口；9-末端卸载口；10-驱动装置螺旋轴的叶片大部分都由厚 48mm 的薄钢板冲压而成，然后焊接到轴上，并在相互间加以焊接，其厚度的选取，可参考表 41。对输送磨损性大和粘性大的物料，螺旋面用扁钢轧成或用铸铁铸成。 螺旋的叶片一般那是做成标准形式的，即螺旋面的母线是一垂直于螺旋轴线的直线。从图 6-2 可看出，当螺距 h 一定时，由于螺旋外径 D 远大于其内径 d，因而在同一螺旋面上各点的螺旋角显然是不同的。因为tanthDtanlhdDd所以tl表 61 螺旋面厚度 输送物料(mm)谷物24D=200300mm45煤、建筑材料、矿石等D=500600mm78 38图 62 全叶式螺旋叶片展开图全叶式叶片下料钢板圆周的大小，可用如下方法确定。 （m）22()LDh （m）22()ldh由于螺旋线 L 和 l 在平面上是圆心角相同的两条同心圆弧，若此两圆弧的直径为 DL和 dl,则 式(6.1)LlDLdl由于 DL=2b+dl,代人式(6-1)则有：(2)22()2lllllllbddLbll ddLbld LlbldLl 根据 DL和 dl的大小，可以对钢板圆周进行下料，然后再根据圆心角 切开，冲压或单个的叶片， 的大小为： 式(6.2)360LLDLD输送机的螺旋可以是右旋(普通的形式)或左旋的，单线、双线或三线的。实际上一般都是做成单线的，很少用双线和三线，后者只在卸车机中采用。根据披运物料的种类，螺旋选用下列结构的一种：当输送流动性好的干燥小颗粒物料或粉状物料时，宜于采用全叶式叶片的螺旋(图 63a)，当输送块状的或粘滞性的物料时，宜用带式螺旋(图 63b)，当输送有压缩性的物料时，则用叶片式的(图 63c)或齿形(图 63d)螺旋。 39图 63 螺旋叶片形状a 全叶式；b 带式；c 叶片式；d 齿形螺旋轴可以是实心的或管形的，管形轴在强度相同情况下的重量要小得多，并且相互间的连接更为方便。图 64 管形螺旋轴各节段的联接1-管形轴；2-螺旋面；3-衬套；4-圆轴；5-螺钉为了便于制造和装配，有螺旋面的轴 1 是由 24m 的各个节段装配而成。在采用管形轴的情况下，各个节段是利用由穿透螺钉 5 所固定的插入衬套 3 和圆轴节段 4 连接起来(图64)，这些圆轴也被用作中间轴承和末端轴承的颈部。各个节段的这种连接方式的优点是结构简单而紧凑。但是，它的缺点是更换个别节段时的拆卸和安装工作比较复杂。在决定联接轴及螺旋轴或管的类型及尺寸时，主要考虑的是所选用的轴能否经受住传递包括超载在内的所需功率。在正常情况下冷轧钢的轴是可以满足的；由于扭矩的原因可用高强度的轴；当输送有腐蚀性或污染的物料时也可采用不锈钢轴。输送机采用无润滑的铁制悬挂轴承时要用淬火的联接轴。而表面淬火的悬挂轴承要求配用表面淬火的轴。 在螺旋输送机的设计中常常要求在其头部及尾部设置轴的防尘密封。密封压差及槽体端部密封用来防止槽体里的灰尘或粉尘进入轴承和防止水分沿轴进入槽内。 螺旋槽体端部的密封座由灰口铁制或。设置在巴氏合金、滚珠轴承或青钢轴瓦与槽体端板之间。密封盖由灰口铁制或的对开法兰沿着转动的钢轴压入填充物。 为使漏入的灰尘减到最少，列出以下备种不同的设计方法： 设置的轴封远离固体物料的进、出料口，可大大简化轴的密封，以防止因物料的休止角而使物料压在密封上。 应用充气填料箱式的密封装置，清洁的气体送入箱壳内通过密封能有效地防止从输送机 40飞离的灰尘进入轴承。 在螺旋输送机的尾端(非传动端)采用槽体端部盲板支承内悬挂轴承(如果可以装这种内悬挂轴承的话)，就可以完全不用轴封。 由于外悬臂传动荷载使传动轴弯曲这使轴的密封问题更为困难。有两种方法可将轴的弯曲限制到最小；其一是在传动端采用的双轴承；其二是采用套轴式的齿轮减速箱(无输出轴减速器)。图 65 采用滚动轴承的中间轴承水平螺旋输送机除在两端装有轴承外，一般还需要安装中间轴承。中间轴承从上部悬置在横向板条上，板条则固定在料槽的凸绦或它的加固角钢上。因此，这种轴承也称为悬置轴承。由于螺旋叶片在悬置轴承处应该间断，所以轴承沿轴线方向的厚度应尽可能地加以限制，以保证前后两螺旋叶片的间断尽可能小，否则螺旋中断距离增加。通常，采用青铜、减摩铸铁、巴氏合金或其他减摩材料制成的滑动轴承，为了减小阻力，也可以采用滚动轴承球面双列滚珠轴承(图 65)，滚珠轴承采用可靠的密封装置，以防止输送物料时微小颗粒的落入。同时，密封装置不应使轴承体的直径和长度增加很大。在各种情况下，轴承都是用固定在料槽盖上方的管子内的油杯以润滑脂进行润滑。几种典型的铸造及焊接结构的中间轴承如图 66 所示。 41图 66 几种典型的中间轴承 当输送磨损性较大的物料时，接近中间轴承前的螺旋面承受的推力较大。所以，最好将该部分的螺旋面加厚。 中间轴承的间距是受螺旋轴的垂度限制的，为了避免轴过分的弯曲，在螺旋直径 D200300mm 时，取其间距22.5m； 当螺旋直径 D 较大时，则取2.53m，甚至可取ll4m。 首端轴承是位于物料运移前方的一端，且为止推式(图 67)，以承受物料运动阻力所产生的轴向力。在这种情况下，螺旋轴的全部长度上都受到拉伸作用，因此，它的工作条件要比轴向压缩的情况有利。图 67 首端止推轴承 螺旋输送机悬挂轴承用的典型轴瓦材料有：软金属、青铜及巴氏合金等，硬质合金及硬铁；耐磨材料；木材，实体的或层压的塑料。 42 对用于有磨琢性的物料常常采用硬铁轴瓦，一般都是采用布氏硬度超过 400 的铸造白口铁。淬火的钢制联接轴一般常采用冷加工，低碳钢的轴要渗碳及热处理达到洛氏硬度5060。 为解决磨损的问题，可采用各种热处理合金，也可以通过气焊或电弧焊在零件表面堆焊硬质合金。已经获得专利的硬质合金对开式轴瓦也用于在轴承面沿轴堆焊。这种在软质基体上加上一层硬质碳化物及硼化物的材料结构可以得到很好的金届对金属耐磨损性能。螺旋输送机螺旋槽体的主要类型列于图 48 中。大部分截面为“U”形的钢制槽体，长度为 3000 或 3660mm。根据使用要求可以提供各种尺寸、厚度的螺旋槽体，可用平法兰或角铁法兰联接。法兰联接不但可以防尘而且更为经济，因此尽可能制成带有兰的槽体。 一般，螺旋槽体均有顶盖。必要时顶盖可制成防尘型。顶盖是由薄钢板制成，可以用螺栓连接也可以用弹簧卡子紧夹在螺旋槽体上。下面介绍螺旋槽体的主要类型，见图 48。角钢法兰的“U”形螺旋槽体 角钢法兰的 U 形螺旋槽体是最常用的。顶部法兰是用重型结构角钢制作并与螺旋槽体的上部边棱平焊而成。端面法兰用靠模焊接并保证与相邻的槽体端面对准。折边法兰的“U”形螺旋槽体 顶部法兰是由同一块钢板折边加工而成的槽体。这样制成的槽体重量轻而坚固。端面法兰用靠模焊接并保证与相邻的槽体端面对准。双折边法兰的“U”形螺旋槽体 顶部法兰是由同一块钢板经双折边加工而成的槽体。这大大增加了槽体的强度与刚度。当与带法兰的顶盖连接时并加以适当的衬垫材料，可做到有效的防尘密封。槽钢“U”形螺旋槽体 槽钢“U”形螺旋槽体适用于输送机支承间距要求长的场合。槽体的上边由结构槽钢制成，可用螺栓或弹簧卡子与下部半圆形截面的槽体连在一起。活动底的“U”形螺旋槽体 这种类型的螺旋槽体适用于要求快速、方便地接触到输送机内部的场合。活动底的 U 形螺旋槽体由上部刚性的槽钢与下部半圆形截面槽上体所构成，半圆形截面槽体的一边为铰接面，另一边则采用弹簧卡子夹紧或其他形式能快速打开的连接装置。折边法兰加宽的螺旋槽体 这种类型槽体主要用于粘滞的或轻度粘稠的物料，常与带式输送机一起应用。顶部的法兰是由和槽体同一块钢板折边加工而成。端面法兰用靠模焊接并保证与相邻的槽体端面对准。 标准管状槽体、管状槽体可以防尘、防雨水、刚度大并可使整个截面内均充满物抖。标准管状槽体是用钢板卷成并在接给处连续焊接。 折边法兰对开管状槽体，这种形式的槽体类似于角铁法兰槽体，但法兰是由半圆形槽体的同一块钢板桥边加工制成，两个半圆形槽体用螺栓连在一起就构成了一个完整的刚性的、重量轻的管状槽体。 矩形槽体适合于磨琢性强的物料。允许物料滞留在榴底，这样可以防止物料和槽底的直接摩擦。带有夹套的槽体，这种形式的槽体由加工好的夹套连续地焊接在普通结构的槽体上，其 43上焊有换热介质的进出口管。这种槽体广泛用于加热、冷却成干燥物料。夹套中的隔板使循环水较好地分配面强化热交换效果。图 68 螺旋输送机螺旋槽体的形式(a)角钢法兰的 U 形螺旋槽体； (b)折边法兰的 U 形螺旋槽体；(c)双折边法兰的 U 形螺旋槽体； (d)槽钢 U 形螺旋槽体；(e)活动底的 U 形螺旋槽体； (f)折边法兰加宽的螺旋槽体；(g)标准管状槽体； (h)折边法兰对开管状槽体；(i)矩形槽体； (j)带有夹套的槽体。料槽圆柱形的轮廓内径制成稍大于螺旋的直径，用以形成二者的间隙，间隙值一般取为710mm，此数值随着螺旋直径的增大而增大，螺旋和料槽制造得愈精确，装配得愈淮确，间隙可以愈小，从而尽量减小物料的磨碎及功率的消耗。料槽的可拆式盖子是由各个节段组成，并用螺钉式卡于加以固定，在很多情形中，实际上都必须具有严密封闭的料槽，为此，将其盖子放置在橡皮衬垫上，或者制成为具有向下突出的边缘，这个边缘镶入料槽构架上的充有细砂的纵向沟槽内。水平螺旋输送机的进料口开在机槽的盖上，常做成方孔，以便安装料斗或料仓，卸料口开在机槽底部，有时沿长度方向开数个孔，以便在中间卸科。卸料口也开成方孔，便于安装平板闸门。进料与卸材的四种组合形式见图 69。 44图 69 进、卸料形式螺旋输送机输送物料时，螺旋在一定的转数之前，对物料颗粒运动的影响并不显著。但是，当超过一定的转数时，物料颗粒便开始产生垂直于输送方向沿径向的跳跃，不仅扰动飞扬，而且冲撞剧烈，磨损增加。若转速太低则运输量不大。因此，螺旋转速根据输送量和物料的特性而定，应在保证一定输送量的条件下，不使物料受太大的力而被抛起，以致降低输送效率，所以实际转速与最大转速之间有一定的关系，即： 式(6.3)2sRRg2m ax即： 2gsRnR2gsRnR=k螺旋输送机的最大输送能力见表 62 式(6.4)( /min)2skgAnrRD式中：-常数，称为物料综合特性系数。见图 64。2gAkD-螺旋外径 （m）表 62 螺旋输送机的最大输送能力煤粉水泥水泥生料 螺旋直径螺旋最大转最大输送能螺旋最大转最大输送能螺旋最大转最大输送能 45速（r/min）力 （t/h）速（r/min）力 （t/h）速（r/min）力 （t/h）1501904.5904.1903.62001508.5757.9757.025015016.57515.67513.830012023.36021.26018.7400120546051.06045.050090796084.86074.56009013945134.245118注：表列螺旋输送机的转数和输送能力均为最大值，选型时应通过计算确定转数和实际输送能力。求得的螺旋轴转速，应圆整为表 63 所列的螺旋轴标准转速。表 63 螺旋输送机螺旋轴转速系列(r/min)20303545607590120150190螺旋直径的确定：因为：Q=47 k1AcD2.5 9 （t/h） 式(6.5) 所以： 式(6.6)2.51147QDk Ac 令： 2.51147Kk A (m) 式(6.7)2.54QDKc 式中，K 值见表 64。表 64 、K、A 值物料块度物料的磨磋性物料种类填充系数 推荐的螺旋叶片形状KA粉 状无磨磋性、半磨磋性石灰粉、石墨0.350.40全叶式0.041575粉 状磨磋性干炉灰、水泥、石膏粉0.250.30全叶式0.056535粒 状无磨磋性、半磨磋性谷物、泥煤0.250.35全叶式0.049050粒 状磨磋性砂、型砂、0.250.30全叶式0.060030 46炉渣小块状60mm无磨磋性、半磨磋性煤、石灰石0.250.30全叶式0.053740小块状60mm磨磋性卵石、砂岩、炉渣0.200.25全叶式或带式0.064525中等及大块度60mm无磨磋性、半磨磋性块煤、块石灰0.200.25全叶式或带式0.060030中等及大块度60mm磨磋性干粘土、硫矿石、焦炭0.1250.20全叶式或带式0.079515如果物料的块度较大，螺旋直径还应按物料的计算块度进行校核： 对于筛分过的物料：D(46)d，d 为最大颗粒尺寸。 对于未筛分过的物料：D(812)d。 需要选择较大的螺旋直径时，可在输送量不变的情况下，选取较低的螺旋转速，以延长使用寿命。 螺旋输送机螺旋直径应根据下列的标维系列进行圆整： D150；200；250；300；400；500；600 mm。圆整以后，填允系数 可能不同于原先从表 45 所选的数值，故应进行验算，即 式(6.8)3147Qck D n如验算出的 值仍在表 45 所推荐的范围内，则表示圆整得合适。验算所得的 值允许略低于表 45 所列数值的下限，但不得高于表列数值的上限。6.2 机体主要部件的选择计算 根据连续输送机生产率的公式； t/h 式(6.9)3600QF 式中：F被输送物料层的横断面积m2； 被输送物料的堆积密度kg/m3； 被输送物材的轴向输送速度m/s。料层横断面面为： m2 式(6.10)24DFc式中：D螺旋直径m； 充填系数，其值与物材的特性有关，见下表中的 、K 及 A 的值； c倾斜修正系数，见表 65。 47 在料槽中，物料的充填系数影响输送过程和能量的消耗。当充填系数较小(即 =5%)时，物料堆积的高度低矮且大部分物料靠近槽壁并且具有较低的圆周速度，运动的滑移面几乎平行于输送方向(图 410a)。物料颗粒沿轴向的运动要较圆周方向显著得多。所以，这时垂直于输送方向的附加物料流不严重，单位能量消耗也较小。但是，当充填系数提高(即 =13%或 40%)时，则物料运动的滑移面将变陡(图 610b、c)。此时，在圆周方向的运动将比输送方向的运动强，导致输送速度的降低和附加能量的消耗。因而，对于水平螺旋输送机来说，物料的充填系数并非越大越好，相反取小值有利，一般取 50%。各种微粒物料的充填系数 值可参考表 64。物料的轴向输送速度 按下式计算： m/s 式(6.11)60shn式中：h-螺旋节距m；ns-螺旋转速r/min；螺距 h 通常为： h1=k1D m 式(6.12)式中：k1-螺旋节距与螺旋直径的比值，与物料性质有关，通常取 k1=0.71，对于摩擦系数大的物料，取小值（k1=0.70.8） ；对于流动性较好，易流散的物料，可取 k1=1。表 65 螺旋输送机倾斜修正系数 c倾斜角 05101520c1.000.900.800.700.65图 610 不同充填系数时物料层堆积情况及其滑移面将上式结合起来，则有：Q=47ck1D3ns t/h 式(6.13)即： 式(6.14)3147sQc
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