螺旋输送机的设计

1、* *螺旋输送机的设计摘要：此螺旋输送机的设计主要用于饲料的传送，根据给定的输送量以及物料特 性分别进行叶片用料实形、螺旋直径、螺旋转速等主要参数的设计计算。 传动部 分采用电动机带动皮带，皮带带动一级减速器、减速器连接机体的传动方式。根 据计算得出的主要参数选择合适的电动机，从而确定带轮以及减速器的传动比， 将主要后续工作引向一级减速器的设计，其中包括主要传动轴的校核、齿轮的选 择等计算工作。最后根据计算所得结果整理出安装尺寸以及装配图的绘制。关键词：螺旋输送机 减速器 饲料运输1引言:螺旋输送机是一种常用的连续输送机械。它是利用工作构件即螺旋体的旋转运动使物料向前运送，是现代化生产和物流运

2、输不可缺少的重要机械设备之一， 在国民经济的各个部门中得到了相当广泛的应用，已经遍及冶金、采矿、动力、 建材、轻工、码头等一些重工业及交通运输等部门。 主要是用来运送大宗散货物 料，如煤、矿石、粮食、砂、化肥等。本文以草料和饲料为主要输送原料进行螺 旋输送机的相关结构和参数设计。2螺旋输送机工作原理草料和饲料运输工业中螺旋输送机主要用于原料的输送，一般采用实体螺旋 叶片，中间吊挂轴承等螺距的全叶式螺旋即 S制法螺旋输送机。其结构图如下图 1所示123456781 駅动找置2 联辅器乳壳体4、岀料门仁旋转嚟施辅乂中间吊挂辆摂儿支应&进料口图1螺旋输赞机简匪它由一根装有螺旋叶片的转轴和料槽

3、组成。 转轴通过轴承安装在料槽两端轴承座 上，转轴一端的轴头与驱动装置相联。料槽顶面和槽底开有进、出料口。其工作 原理是：物料从进料口加入，当转轴转动时，物料受到螺旋叶片法向推力的作用， 该推力的径向分力和叶片对物料的摩擦力， 有可能带着物料绕轴转动，但由于物 料本身的重力和料槽对物料的摩擦力的缘故， 才不与螺旋叶片一起旋转，而在叶 片法向推力的轴向分力作用下，沿着料槽轴向移动。3主要参数设计3.1输送量输送量是衡量螺旋输送机能力的一个重要指标，现传送物料选择为饲料，平均产量为10T/时，采用螺旋输送 机作水平输送，输送距离为5米。在输送物料 时，螺旋轴径所占据的截面虽然对输送能力有一定的影响

4、，但对于整机而言所占比例不大，因此，螺旋输送机的物料输送量可粗略按下式计算：Q 3600 f. . i. 式中：Q=螺旋输送机输送量，t/h。F为料槽内物料层横截面积入为物料的单位容积质量，t/m ，它同原料的种类、湿度、切料的长度以及净化方式、 效果等多种因素有关，其值查阅相关的手册为倾斜输送系数在实际工作中，通常不考虑物料轴向阻滞的影响，因此物料在料槽内的轴向移 动速度i Sn/60所以Q 47D2s.n.由式可以看出，螺旋输送机的物料输 送量与D、S、n、， 有关，当物料输送量Q确定后，可以调整螺旋外径D、 螺距S、螺旋转速n和填充系数 等四个参数来 满足Q的要求。3.2螺旋直径的确定螺

5、旋叶片直径是螺旋输送机的重要参数，直接关系到输送机的生产量和结构尺 寸。一般根据螺旋输送机生产能力、输送物料类型、结构和布置形式确定螺旋叶 片直径。由经验公式D Ki2.5G/ C 米此种螺旋输送机以饲料为输送原料，由已知条件知G 10 1.2 12 吨 / 时【1.2倍系考虑生产数倍量】=0.25【查表得物料填充系数】=1.1吨/米3【查表得物料堆积重度】k =0.0565GX型螺旋输送机的螺旋直径系列如下 100,150,200,250,300,400,500,600 因此圆整取D=100mm螺距不仅决定着螺旋的升角，还决定着在一定填充系数F物料运行的滑移面，所 以螺距的大小直接影响着物料

6、输送过程。输送量Q和直D一定时，螺距改变，物料运动的滑移面随着改变， 这将导致物料运动速度分布的变化对于标准的输送机，通常螺距为K =0 . 81. 0;当倾斜布置或输送物料流动性 较差时K <0. 8;当水平布置时，0=0 . 81 . 0。因选用全叶式螺旋，其螺距和螺旋直径的关系为S=0.8D=80mm3.3螺旋转速的确定螺旋轴的转速对输送量有较大的影响。 一般说来，螺旋轴转速加快，输送机的生 产能力提高，转速过小则输送机的输送量下降但转速也不宜过高， 因为当转速超 过一定的极限值时， 物料会因为离心力过大而向外抛，以致无法输送。所以还需要对转速n进行一定的限定，不能超过某一极限值。

7、为了保证物料能比较平稳地输送，不至被螺旋抛起来，根据实验螺旋的极限转速为k2 / D00000000000000000000000式中D为螺旋直径，k2为物料特性系数查表可得生料的物料特性系数为35由以上计算可得D=0.1m代入1式求的螺旋转速N=110转/分 按螺旋输送机转速系列 20,30,35,45,60,75,90,120,150,190 因此圆整取标准系列值N=120转/分在此校核填充系数G/47D2nSC= 1.2/47 (0.1)2 120 1.1 0.1 0.8 10.24在推荐范围了填充系数满足要求3.4螺旋轴轴径的确定螺旋轴径的大小与螺距有关，因为两者共同决定了螺旋叶片的升

8、角，也就决定了物料的滑移方向及速度分布，所以应从考虑螺旋面与物料的摩擦关系以及速度各分量的适当分布来确定最合理的轴径与螺距之间的关系。根据物料的运动分可知要保证物料在料槽中的轴向移动，螺旋轴径处的轴向速度 V1要大于0，即螺 旋内升角a2 /2 ，又因为tanp=f ，tan =S/ d所以螺距与轴径之间的关 系必须满足的条件之一是：d fs/实践证明，对大多数螺旋输送机来说，一般其螺旋体的结构均能满足第一个条件的要求，但对螺旋体直径较小（例如D=100mm）的螺旋输送机来说，其 2不一 定能满足第一个条件的要求，因而在确定较小直径螺旋体的S和d时，必须进行这项验算工作。轴径与螺距的关系还应满

9、足的第二个条件是：螺旋轴径处的轴向速度W要大于圆周速度V2，即w V2。由此计算得出的轴径相当大，这势必 降低有效输送截面。为了保证足够的有效输送截面， 从而保证输送能力，就得加 大结构，使得输送机结构粗大笨重，成本增加。所以，螺旋轴径与螺距的关系应是输送功能与结构的综合，在能够满足输送要求的前提下，直尽可能使结构紧凑 由于螺旋输送机的填充系数较低，只要保证靠近叶片外侧的物料具有较大的轴向速度，且轴向速度大于圆周速度即可。一般轴径计算公式为d=【0。2 0. 35】D在此取d=0.3D即 d=0.3 100=30mm3.5单片螺旋叶片用料实形的下料确定全叶式螺旋结构简单，输送效率亦高，适于输送

10、松散的物料。而叶片是极易磨损 的原件，需要经常的制备和更换。叶片通常先煨制成长度为一个螺距的单节叶片， 再在转轴上焊接成为连续的螺旋。单节螺旋叶片的计算方法如上图所示，根据已 知的C,D,S,d值，计算a R的值。计算公式如下r= cL1 / L L11R= c r2360° Li/0.01745r 3式中 L . 2C2 S24Li2d2 S2 5由上面计算可知螺旋轴直径d=30mm 螺旋直径D=100mmC=35mm =0.035Mr=0.35mR=0.385Ma= 2003.6倾斜角度螺旋输送机的倾斜角度对于螺旋输送机输送过程的生产率和功率消耗都有 影响，一般它是以一个影响系数

11、的形式来体现的， 螺旋输送机输送能力将随着倾 斜角度的增加而迅速降低，同时，螺旋输送机布置时倾斜角度也将影响物料的输 送效果。另外倾斜角度的大小还会影响填充系数，倾斜角度对填充系数的影响如 表1。倾斜角度越大，允许的填充系数越小，螺旋输送机的输送能力越低。因此,在满足使用条件的前提下，在此选用水平布置，提高输送效率，即倾斜角度为零。3.7电机功率的计算螺旋输送机的功率，用以克服以下阻力。1）使被运物料提升高度H（水平或倾 斜）所需的能量 被运物料对料槽壁和螺旋面的摩擦所引起的能量消耗（3）物料内部颗粒间的相互摩擦引起的能量消耗；物料沿料槽运动造成在止推轴承处 的摩擦引起的能量消耗；（5）中间轴

12、承和末端轴承处的摩擦引起的能量消耗。克服以上阻力所需轴功率N。No= kG367(H)千瓦G所需电动机功率n电=k36r(L H)千瓦其中为物料阻力系数L为输送机水平投影长度H为垂直投影高度总传动效率一般取=0.94k为功率备用系数k=1 o 2 -1.4 No为轴功率N电为电动机功率由上式代入数值计算得:GNo=k367(LH) = 1.2 加 5)=0.3 千瓦G,一 ,.N电=k36T(L H)=0.32 千瓦4传动端轴的验算螺旋输送机的端轴直径d是由螺旋直径D的系列所确定。但端轴传递的功率 则随螺旋输送机的水平投影长度L和垂直投影高度H值的增加而增大。为了保证 端轴能可靠的传递功率，确

13、定功率后，对端轴进行强度验算。一定系列螺旋输送 机的端轴所能承受的扭矩M和悬臂力P是固定的。端轴的需用扭矩通常以许用千 瓦转速比【】表示。nNon现拟采用联轴节和减速器作为传动装置。端轴受扭矩作用进行千瓦转速验算0.3/ 60 0.05千瓦/转/分 查表得D=100毫米时弘N所以端轴强度满足强度要求n n4.1端部轴承的选择计算在螺旋的俩端，装端部轴承。在此，输入端采用单列圆锥滚子轴承螺旋轴直径d=30mm如图所示 从右至左各段长度分别为I1,l2,l3,l4,l5,l67各* *段宽度为di,d2,d3,d4,d5,d6,d7则 d1 = d =30mmd2 = di +(510)mm取 d

14、2 =35mmd3=40mmd4 =50mmd5 d3 =40mmd6= d2 =35mmd7 = d1 =30mml1 =5ml2=35mm l3 =18mm l4 =60mml5=18mm l6=15mm l7 =70mm由此查机械设计课程设计手册选用圆锥滚子轴承30208 GB/T 297-1994 其相关安装尺寸可参照课程设计手册第75页另一端平轴承装置的结构，在此采用调心球轴承其尺寸如下图所示参照机械设 计课程设计手册 选择滚动轴承1208 GB/T 281-1994* *5动力装置的选择和分配5.1电动机的选择由以上计算可知电机功率输出功率为0.32千瓦因此选择丫90S-6额定功率

15、为0.75转速为910转/分 其主要安装尺寸如下图中心外形尺寸底角安装地脚螺轴伸尺装键部高L (AC/2 AD)尺寸栓寸位HHDA B孔直径D E尺寸KF GD160310 (175/2 155)140 1001024x506 (2019024)5.2确定传动装置的总传动比和分配传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机转速nw可得传动装置总传动比为nmnw9101207.58，拟采用带传动和一级圆柱齿轮减速齿轮为传动装置。故可取带的传动比为2。一级圆柱齿轮减速器传动比i=37,由于所取电动机型号为Y90S-6,其同步转速为910,故分配到一级圆柱齿轮减速器传动比为i二(910/120)/2=3

16、.85.3计算传动装置和动力参数设计计算传动件时，需要知道各轴的转速、转矩或功率，因此应将工作机 上的转速、转矩或功率推算到各轴上。由于从电动机到工作机有两，依次为错误! 未找到引用源。、U轴，则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴 的运动和动力参数。5.3.1 .各轴转速n1 nm388r / mi nn2nwnm 100r/miniani、n2分别为错误!未找到引用源。、U轴的转速，r/min ;1轴为高速轴，U轴为低速轴；2.各轴输入功率RPd,11 0.9610.56kwP2Pi23 Pd i2 3 10.56 0.98 0.98 0.979.84kw5.3.2 .各轴输出功

17、率P'P1210.560.9810.35kwP2P229.840.989.64kw5.3.3 .各轴输入转矩Pd11电动机轴输出转矩 Td95509550108.3N mnm970I 轴输入转矩 T1 Td 1108.3 0.96104N mU轴输入转矩T2T1i 23104 2.5 0.980.97247.2 N m5.3.4 .各轴输出转矩I轴输出转矩T；T121040.98101.92Nm* *U轴输出转矩 T2 T22247.2 0.98242.16N m6齿轮的设计计算6,1 .齿轮的材料因传动尺寸不宜太大 ，批量较小，由于传动比比较大，故小齿轮用 20cr 经渗碳淬火低温回

18、火处理，硬度为 5662HRC，平均取为60HRC，大齿轮的 材料选与小齿轮相同的材料，硬度取为 60HRC。6.2 .齿根弯曲疲劳强度计算计算项目计算内容计算结果T；'=247.94N m =2479406.2.1 .初步计算转矩TN m齿宽系数屮d由表12.13，取屮d=1.0Wd=1.0弯曲疲劳极限由图12.23cF limF lim 1f lim 21000MPaF lim 1000MPa弯曲应力f由式12.21F °.7F lim=700 Mpaf =700 MpaAm由表 12.17，取 Am=1.35Am=1.35齿形系数YFa由图12.21YFa 仁 2.8Y

19、Fa2=2.21应力修正系数 YSa 由图12.22YSa1=1.56YSa2=1.82初步小齿轮齿数初步计算的模数m由 Zmin 17 初选 Z1 20由式12.20mnT1'Z12 fYs31乙 203247940'0.5 202 7002.8 1.561.352.67* *由表12.3选用m=3m=3小齿轮直径d1d1 mz13 2060 mmd160 mm初步齿宽bbd d11.0 6060 mmb=60mm大齿轮直径d2及齿数z2z2iz13.88 20 77.6z2 =78d2 mz23 78234mmd2 =234mm622校核计算KF =1.12载荷系数KK=

20、KA KV Kf KF1.22m/sv =1.22m/s圆周速度vd1 m60 100060 38860 1000精度等级由表12.6选6级精度使用系数KA由表12.9KA=1.5动载系数KV由图12.9KV=1.15齿间载荷分配系数Kf由表12.10，先求Ft2 101920603397.3NKaFlb1.5 3397.330169.9N100NKF =1.0KhA B1小b、7 b、2 亠 3.0.6()】（丁）C 10bd1d130 230 231.09 0.261 0.6()()0.33 103060601.175齿向载荷分布系数Kfb304.44h2.25 3由图12.14齿向载荷分

21、布系数KH B 由表 12.11KH B= 1.175* *=1.5 1.15 1.0 1.121.932K=1.932F11.25重合度系数丫111.883.2()cosZ1Z21.883.2（丄丄）1201221.690 750.75Y 0.250.250.691.69Sf minY =0.69弯曲最小安全系数由表12.14Sf min =1.25总工作时间thth10 300 824000h.th =24000h应力循环次数NLN L1 60 nth60 1 388240005.59 108NL1 5.59 108Nl2 Nl1 /i85.59 103.881.44108NL2 1.44

22、 108弯曲寿命系数Yn由图12.24YN10.9Yn10.95 尺寸系数Yx由图12.25Yx=1.0许用弯曲应力fF1Flim 1Yn1YxF min1000 0.9 1.01.25720MPaF1 720MPaF lim2F min1000 0.95 1.0* *=1.5 1.15 1.0 1.175 2.03K=2.037.1.1 估算轴径d1查参考资料二表16.2取C=102 , R=10.56KW , P -轴的输入功率，n1 =388r/min,n 1- I轴的转速。760MPaF2 760MPa验算2KF1 bd1mYFal Ysal 丫2 倔 101920 2.8 1.56

23、0.6930 60 3219.6MPa fiYFa2 Ysa2F2F1 y丫一Fa 1 Sa12.21 1.82219.62.8 1.56202.2MPa F2计算结果表明，弯曲疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。否则，尺寸调 整后还应在进行验算。623确定传动主要尺寸实际分度圆直径d因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，即d1 mz13 2060 mm d160 mmd2 mz2378234mmd2 =234mm中心距adid2260 234147mma =147mm齿宽bdi 1.06060 mmd 60mmb2 50mm6.3齿面接触疲劳强度计算计算项目计算

24、内容计算结果齿间载荷分配系数Kh 由表12.10，先求亠203397.3N涯84.9N80N应力循环次数NLNl185.59 10Nl281.44 10接触寿命系数Zn由图 12.18Zn 1=1.0Zn 2=1.15许用接触应力H ,H1 =H lim1 ZN11500 1.01428.6MPaSH min1.05接触最小安全系数SHminSHmi n=1.05H lim 2 ZN2SH min1500 1.151.05载荷系数KK= KA KV Kh Kh接触疲劳极限Hlim弹性系数ZE节点区域系数ZHHiim 1500MPaZE=189.8、MPaZH=2.51642.8MPZEZHZ：

25、2KT；(1)2bd1H=189.8 2.5 0.88验算2 2.03 101920 4.88'606023.88计算结果表明，接触疲劳强度也合适传动无严重过载，故不作静强度校核=648.15MPa H17轴的设计计算7.1.轴I的设计计算* *'P110.56d1 C3, 102即30.7mm取 di=32mm13887.1.2轴的结构阶梯轴的第二个轴径一般比第一个轴径大38mm，所以从右边起：d1 =32mm，取d2 =40mm ， d3 =44mm，取d4 =48mm 由于此段轴与齿轮相 连，x 60 48 hf 46 3.75 42.5m7.5，故设计成齿轮轴。2d5=

26、 d4 =48mm ， d6 = d2 =40mm，参考带轮的长度，连接带轮的长度为：L1 =80mm ， L2装的是轴承和轴承端盖还加上 20mm，所以，取L2=58mm ，L3=18mm ， L4 =14mm , L5 是齿轮轴且是齿宽，取 L5 =60mm ， L6 =58mm ，L7装的是轴承，查手册，取L7=18mm 。轴的结构图如下:7.1.3 I轴的校核轴的校核采用疲劳强度校核，疲劳强度的校核是计入应力集中、表面状态和 尺寸影响以后的精准校核。校核过程如下：计算项目计算内容计算结果* *计算齿轮受力圆周力2Ti2 105050dm 96.92168.2Ft 2168.2N径向力F

27、rFt tan cos 1Fr 694.5N轴向力FaFt tan sin 1Fa 374.85N计算支承反力水平面反力f'r1610.55N垂直面反力F "r2 4074.3NIF R1694.5 8091610.55NF1R2694.517113051F R21305N91FiiR12168.2801906IIF R11906N91Fii2168.21714074.3R291许用应力值用插入法查得 0b 102.5MPa，1b 60 MPa应力校正系数1b0b60102.5=0.59当量弯矩M ' . M 2 ( T)2M ' 192385N.mm校核轴径

28、齿根圆直径di3M i04 1bJ.192385 0.1 6032 60mmdn3 M n.04 1b3 61980 :0.1 6022 46mm故该轴合格7.2 轴n的设计计算721 材料的选择： 选的是45号钢，调质处理，=650Mpa , s =360Mpa722 U轴的结构的设计1 ）估算直径取 C=112 , P2=9.84KW , n2=100rad/minPd, C3 2112 3 9.84/10052mm, n2取 d1 55mm2) 轴的结构阶梯轴的第二个轴径一般比第一个轴径大38mm，所以从右边起：取d2 =65mm ， d3 =75mm， d4 = d3 75mm。Lj用

29、来安装轴 承和挡油板，L1=72mm，取L2 =88.25mm，根据结构要求取L3 =25mm ， L4根据结构要 求取L4 =60mm。轴的结构如下图所示：7.3减速器箱体尺寸表名称符号尺寸关系数据机座壁厚0.25+1>810机盖壁度10.02a+1>88机座凸缘厚度b1.515机盖凸缘厚度b11.5 112地脚螺钉直径df0.03a+1220地脚螺钉数目na>2505004n=6轴承旁联结螺钉直径di0.75 d fi6机盖与机座联结螺钉直径d2(0.50.6) dfi2联结螺钉d2的间距li50200结构决定轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5) df=8i0i0窥视盖螺

30、钉直径d4(0.30.6) df8定位销的直径d(0.70.8) d2 =9.6i2i0df did2至外壁距离Ci26 22 i8df did2至凸缘边缘距离C224 i8 i6轴承旁凸缘半径Rii6凸台高度hi结构决定外机壁至轴承座端面距离lici + c2 +(8i0)62大齿轮顶圆与机壁距离1>i.2=i.2*i0i2齿端面与机内壁距离2>=i025* *肋厚mi ,mmi| =m=1010底座凸缘的厚度b22.525轴承端盖外径D21.25D+10160 、 170轴承端盖凸缘厚度t(11.2) da12轴承旁联结螺钉距离s2058结束语螺旋输送机是一种连续的物料输送机械，由于连续运输机在工作原理、结构特点、输送物料的方法和方向以及其他一系列特性上各有不同，因此种类繁多。 在螺旋输送机设计中，主要是根据输送物料性质、输送量、输送距离、输送倾角、 螺旋转速确定螺旋输送机的生产率和功率。设计参数主要有两类，一类为设计常量，它是根 据客观规律，具体条件所确定的已知数据或者是预先给定的参数。另一类为设计变量，它是设计中可变化的需要确定的结构参数。由于制砖原料多种多样，而且 原料的特性随原料的种类、产地、湿度以及备料净化方式及效果等各种因素的不 同而改变，因此，在确定螺旋输送机的主要参数时，要从其输送机理、物料的特 性等方面入手，尽可能进行多种试验，取得一些设计参