双轴螺旋输送机设计

目录

摘要.....................................................................1

关键词...................................................................1

1引言...................................................................2

2螺旋输送机的介绍.......................................................2

2.1螺旋输送机概述.......................................................3

2.2螺旋输送机种类及选择.................................................4

2.3螺旋输送机方案选择...................................................4

2.4螺旋输送机工作原理...................................................4

2.5螺旋输送机整机布置形式...............................................4

2.6螺旋输送机规格、技术参数............................................5

2.7螺旋输送机的设计要求................................................5

3.电动机的计算选型.......................................................5

3.1电动机的选择........................................................6

3.1.1选择电动机类型和结构型式...........................................6

3.1.2选择电动机的容量...................................................7

3.2传动装置的运动和动力参数的计算......................................7

3.2.1各轴转速...........................................................8

4.减速器设计计算.........................................................9

4.1齿轮设计............................................................9

4.1.1高速级齿轮传动设计................................................10

4.2减速器结构设计.....................................................12

4.2.1机体结构..........................................................12

4.2.1铸体减速器机体的结构尺寸..........................................12

4.3轴设计..............................................错误!未定义书签。

4.3.1高速轴设计及校核...................................错误!未定义书签。

3.4轴承的选型..........................................................21

4.5键的选型............................................错误!未定义书签。

4.5.1小齿轮轴与电动机的连接，选平键....................................23

4.5.1大齿轮与大齿轮轴的连接，选平键....................................24

4.5.1大齿轮轴与螺旋输送机的连接，选花键................................25

5.螺旋输送机机体的设计..................................................26

5.1机体主要部件的介绍.................................................26

5.2机体主要部件的选择计算.............................................30

6.螺旋输送机机体的安装条件、使用及维护.................................32

6.1螺旋输送机机体的安装条件...........................................32

6.2螺旋输送机机体的使用及维护..........................................35

结束语..................................................................36

参考文献................................................................36

致谢....................................................................36

双轴螺旋输送机

才商要：随着现代科学技术的日益发展，螺旋输送机的应用也越来越广泛。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。

本设计以建筑业为背景，对此工况下所要求的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：电动机；减速器：螺旋叶片；螺旋轴

BiaxialScrewConveyor

Abstract:Fortheconstructionindustrybackground,whichisrequiredbythescrewconveyor

designandstructureinthisdesign.Theentiredeviceinthetransmissionsystemforthemovementof

mechanicalandstructuralwasdesigned.Thedesignofitsdrivingsystemandthespecificdesignofits

mainparts,whichisincludingthescrewconveyorspiraldiameter,pitch,theshaftdiameterofinletorifice,

thecalculationandselectionoftheshafts,themiddlehoistandthespiralaxiswerecarriedout..

Indetal,motoristhroughthepowerofthescrewconWiththegrowingofmodernscienceandtechnology

development,applicationofthescrewconveyorismoreandmorewidely.Whenthematerialwasadded

totheinletorifice,andtheshaftrotated,thematerialswasgiventhethrustbythehelicallobe.Thethrust

oftheradialcontributetothematerialandbladethefriction,itispossiblethatthematerialscouldrotate

aroundtheaxis,butbecauseofthegravityofthematerialandthefrictionwhichthesiloacted,the

0

materialdonotrotatewiththehelicallobe,itmovealongtheaxisofthesilobythethrustofthespiral

blade.

veyortocalculateandselect.Thegearsinthereduceriscalculatedbythegearsurfacecontact

fatiguestrengthandcheckedbythegearbottombendfatiguestrength,Icheckthediameterofaxle

throughthepermissiblebendingstress

Keywords:Motor;Reducer;Helicallobe;Spiral;Axis

1前言

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。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。

2螺旋输送机的介绍

2.1螺旋输送机概述

LS型螺旋输送机等效采用IS01050-75标准，设计制造符合ZBJ81005.1〜2-88《LS

螺旋输送机》专业标准。LS型螺旋输送机直径由100mm〜1250mm,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。

2.2螺旋输送机种类及选择

1.水平螺旋输送机

水平螺旋输送机多采用“U”形槽体（也可采用圆筒槽体）、较低的螺旋转速及固

定安装的结构。输送机工作时，物料从输送机的一端加入槽体，被输送到槽体的另一

端或在任一希望的中间位置经槽体底部的开口卸出。

1

2.倾斜螺旋输送机

输送倾角W20。的螺旋输送机，一般与水平螺旋输送机的结构相同。输送倾角为20"

—90”的螺旋输送机，一般采用短螺距螺旋及圆筒壮槽体，螺旋体的转速也需增加，其

结构如同垂直螺旋输送机，

3.垂直螺旋输送机

垂直螺旋输送机可垂直提升一般的散状物料，物料颗粒大小一般W12mm。垂直螺

旋输送机的槽体为封闭的圆筒，螺旋体的转动可采用底部驱动或顶部驱动。垂直螺旋

输送机的优点是结构简单，所占空间位置小，制造成本底；缺点是输送量小，输送高

度一般不超过8m。

螺旋输送机的主要优点：结构简单，制造成本较低，易于维修，机槽密闭性较好，

可以多点进料和多点卸料，一台输送机可同时向两个方向输送物料，在输送过程中还

可以进行物料的混合、搅拌、松散、加热和冷却等工艺过程。

螺旋输送机的主要缺点：在输送过程中，由于物料与机槽及螺旋体的摩擦以及螺旋

体对物料的搅拌翻动，致使机槽和螺旋叶片易于磨损，同时对物料具有一定的破碎作

用，且输送功率消耗较大。螺旋输送机对超载敏感，需要均匀进料，否则容易产生堵

塞现象。当螺旋输送机倾斜或垂直布置时，其功率将大大下降；输送长度受到限制。

螺旋输送机适宜输送粉状、颗粒状和小块状物料，不适宜输送长纤维状、坚硬大块

状、易黏结成块及易破碎的物料（特殊型式的螺旋输送机也可以输送成件物品，如袋、

包、箱等）。螺旋输送机主要用于距离不太长的水平输送，或小倾角输送，少数情况

亦用于大倾角和垂直输送。水平输送长度一般小于40m,最长不超过70m。倾斜输送高

度一般不超过15m。垂直输送高度一般不大于8m。它的某些变形常被用作喂料、计量、

搅拌、烘干、仁壳分离、卸料以及连续加压等设备。

由于本设计的要求是输送无聊流动性差或者需搅拌物料的输送，综合以上的优缺点

我选择的是水平螺旋输送机。

2.3螺旋输送机的总体方案

图1螺旋输送机方案图

2

1.电机2.联轴器3.减速器4.进料口5.蛟龙6.出料口。

通过电机提供功率，利用联轴器连接电机和减速箱，从进料口进料，利用蛟龙的旋转

来输送物流，搅拌物料。

2.4螺旋输送机工作原理

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。

2.5螺旋输送机整机布置形式

一台螺旋输送机通常由驱动装置、头节、若干标准中间节、造配中间节、尾节、

进料口、出料口等组成，除头节和选配中间节外，各节螺旋机及机壳均具有互换性。

螺旋机本体由头节、中间节、尾节三种组成。一般情况下，出厂总装时将中间节按

长度长短依次排列，最长的中间节靠近头节，相同长度的中间节则挨在一起，如果有

特殊要求，则在订货时给出排列顺序。

机盖为瓦片式并用盖扣夹紧在机壳上，若需改进密封性能，用户可自行在机

盖与机壳间加防水粗帆布。

进、出料装置有进料口，方型出料口，手推式出料口，齿条式出料口四种。由用户

在使用现场在机体上开口焊接。布置进、出料口位置时应注意保证料口至端部的距离，

同时避免料口与吊轴承加油杯、机壳联接法兰、底座等相碰。

驱动装置有ZQ系列减速器+Y系列电动机，YTC齿轮减速电机两种。

驱动装置由Y型电动机、JZQ系列减速器及驱动装置架组成。头节前部装有止推轴

承。可承受输送物料时产生的轴向力。标准中间节均设置一只吊轴承，尾节后部装有

滚动（滑动）轴承和底座，用以支撑螺旋和补偿螺旋长度的误差，螺旋机安装时应从头部

开始,按顺序进行。在总体布置时应注意进料口不应设置在吊轴承上方，出料口不应设

在底座或机壳法兰连接处。如果因为开出料口影响底座的安排而不能遵循本原则时，

使用单位应绘出螺旋机总图。

2.6螺旋输送机规格、技术参数

规格：LS100,160,200,250,315,400,500,630,800,1000,1250

长度从4m到70m,每隔8.5m一档，当长度超过35m时,采用双端驱动,选型时应符

合标准公称长度,特殊需要可在选配节中另行提出。

选型计算

计算输送量：

3

3

Q=60i//-J3(}-k-r-n-D(1)

式中：Q—输送量t/h

小一物料填充系数,选用见表

BL倾斜系数，

K一螺距与直径比例系数，由选定规格的螺旋输送机计算求值

r—物料容重t/m;i

n一转速r/min

d—螺旋直径m

2.7螺旋输送机的设计要求

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.适用于各行业，如建材、化工、电力、冶金、煤炭、

粮食等行业，适用于水平或倾斜输送粉状、粒状和小块状物料。本设计的目的在于设计

一种具有相反转向两根螺旋的旋输送机，适用于物料入口尺寸宽、物料流动性差或需

搅拌物料的物料输送

设计要求：

1.输送长度：5m

2.输送物料堆积密度:0.5~2.5t/m3

3.输送能力：30m3/h

3.电动机的计算选型

3.1电动机的选择

3.1.1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。

3.1.2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YU2M-6型号的电动机。

Y112M-6电动机的主要性能如下表格所示：

表1Y132M-4电动机的主要

4

型号额定转速电流效功率起动电流起动转矩最大转矩

功率r/min(380V)率应数

kwA%

额定电流额定转矩额定转矩

Y112M-62.294015.4870.857.02.02.0

3.2传动装置的运动和动力参数的计算

运动和动力参数计算结果整理于下表:

表2运动和动力参数计算

TabIe2MovementandthedynamicparametersarecaIcuIated

轴_功率P(KW)转矩T(N•m)转速n传动比效率

名输入输出输入输出(r/min)

电动2.222.35940

机轴10.99

12.1782.13422.3521.687940

轴5.480.93

22.031.98922.1394.325171.53

轴

主2.011.9796.2594.438171.5310.99

轴

4.减速器设计计算

4.1齿轮设计

4.1.1高速级齿轮传动设计

已知输入功率6=2.2AW,小齿轮转速勺=940r/min,齿数比〃=彳=5.48,由电

动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），两班制。

（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

1）选用直齿圆柱齿轮传动

2）起重机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）

3）材料选择：由表10-1网选择小齿轮材料为400（调质），硬度为280HBS,大齿

轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBs

4）选小齿轮齿数4=23,大齿轮齿数Z2=〃Z1=5.48x23=126.04,取z2=126

5

（2）按齿面接触强度设计

由设计计算公式（10-9&冈）进行计算，即

4,22.32,笠也（昌）2⑺

1）确定公式内的各计算数值

①试选载荷系数K=1.3

②小齿轮的转矩Z=22.35N-m=22.35x103N-mm

③由表10-71⑸选取齿宽系数©=1.1②

④由表10-6网查得材料的弹性影响系数2七=189.8MPa^

⑤由图10-21/⑸按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限?”加“=600MPa；大

齿轮的接触疲劳强度极限bH“m2=550MPa

⑥由式10-13]⑸计算应力循环次数：

M=60〃以=60x910x1x(15x300x2x8)=3.931x1()9(8)

,

=NL=3.931X10=7J73X108

2u5.48

⑦由图10-192取接触疲劳寿命系数=0.9；KHN2=L03

⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为遥，安全系数S=l,由式10-121⑸得

9x600

1]K硼°，仆皿=°-=540MPa(9)

H'S1

[a„]2=K,〃为g=1。3：55（）=5665MPa

2）计算

①试算小齿轮分度圆直径4,,代入43中较小的值

32.323区也

(10)

生还安但(理)J37.56nm

=2.32由1

1.15.48540

②计算圆周速度V、

i，_^d\n\_»x37.56x910

t1.7886m/s

60x100060x1000

③计算齿宽

b=（/）d-du=1.1x37.56=41.316mm(11)

④计算齿宽与齿高之比

公37.56

模数m,=—=-----=1.63mm(12)

'z,23

齿高/?=2.25，%=2.25x1.63=3.674mm(13)

b41.316

(14)

h3.674

⑤计算载荷系数

6

根据v=L7886m/s,7级精度，由图10-82查得动载系数%=1.11；

直齿轮，K〃a=KF”=1；

由表表-2阿查得使用系数长4=1.25；

由表10-4⑸用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时K”=1.418；

h

|±|-=11.245,=1.418查图10-13「⑸得=1.35；故载荷系数

hp

K=KA、KVKrHia“KnHp〃=1.25x1.11x1x1.418=1.967

⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10/⑸得

,K-11..967，…

4=(I,.3——37.56?/-----43.12mm(15)

K,1.3

⑦计算模数m

d.43.12,„,

m--------=1.8o75mm

423

（3）按齿根弯曲强度设计

由式10-R⑶得弯曲强度的设计公式为

2KT

m>3,(16)

V%Z\[cF]

1）确定公式内的各计算数值

①由图10-20d⑸查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限6阳=500MPa；大齿轮的弯曲

强度极限O>E2=380MPa；

②由图10-附⑸取弯曲疲劳寿命系数K-M=0.85；KF〜2=0.88；

③计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=L4,由式10-12闾得

11=KFzNI°FE"1I=0-.--8-5--x--5-0--0--=Q30O3.U5R7\MPa

S1.4

[]=KFNNFEZ=8882389=238.86MPa

*"s1.4

④计算载荷系数K

K==1.25x1.11x1x1.35=1.873(17)

⑤查取齿形系数

由表10-5网查得rFfll=2.69；YFa2=2A6（线性插值法）

⑥查取应力校正系数

由表10-卬⑸查得&=1.575；&=L81（线性插值法）

⑦大、小齿轮的石」公并加以比较

得=嗤詈

2=2^=0.01637

[crj238.86

经过比较，大齿轮的数值大

7

2)设计计算

2x1.873x22.35x10-

m>)\x0Qi637=i373mm

l.lx232

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算

的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触

疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数L313

并就近圆整为标准值加=2mm,按接触强度算得的分度圆直径d尸43.12mm,算出

小齿轮齿数

4312

4把±=21.56取25

=—m2

则有大齿轮齿数：z2=MZ,=5.48x25=137

(4)几何尺寸计算

①计算分度圆直径

4=Z1/n-25x2-50mm(18)

d2=z2m=137x2=274mm

心我取为wo

由于痣==137mm

②计算中心距

d.+d,50+274…

=-!——三=------=162mm(19)

22

=器"=2°°根根

③计算齿轮齿宽

b=内4=1.1x50=55mm

取=55mm,B]=60mm

(5)结构设计

由于小齿轮的直径比较小，可以做成齿轮轴；大齿轮的直径比较大但其齿顶圆直

径小于500mm,可做成腹板式结构，具体尺寸可参考图10-39♦⑸。

4.2减速器结构设计

4.2.1机体结构

减速器机体是用以支持和固定轴系的零件,是保证传动零件的啮合精度，良好润滑

及密封的重要零件,其重量约占减速器总重量的50虬因此,机体结构对减速器的工作性

能,加工工艺,材料消耗,重量及成本等有很大的影响。

机体材料用灰铁(HT150或HT200)制造,机体的结构用剖分式机体。

4.2.2铸铁减速器机体的结构尺寸见下表：

表3铸铁减速器机体的结构尺寸

Table3Castirongearreducerstructuresizeofthebody

8

名称符号减速器尺寸关系尺寸选择

机座壁厚80.025a+1288

机盖壁厚6.0.02a+1289

机座凸缘厚度b1.5812

机盖凸缘厚度bi1.56,13.5

机座底凸缘厚度b?2.5620

地脚螺钉直径df0.036a+1216

地脚螺钉数目naW250时,n=44

轴承旁联接螺栓直径di0.75%12

机盖和机座联接螺栓直径d2(0.5~0.6)df8

联接螺栓&的间距1150~200175

轴承端盖螺钉直径da(0.4~0.5)dj7

表4c值

Table4cvalue

螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30

Gmin13161822263440

Czmin11141620242834

沉头座直径20242632404860

注：多级传动时，a取低速级中心距。

4.3轴设计

4.3.1高速轴设计及校核

（1）材料及热处理

考虑到是高速轴以及材料后，选此轴材料为Q235-A,调质处理。

（2）初步确定轴的最小直径

按式15-2咐初步估算轴的最小直径。根据轴的材料和表15-3内，取

4=149,所以根据公式有：

4mm（20）

即

4min=149x3/2.178/910=19.511mm

由于此轴上开有一个键槽，所以应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱；再者

直径小于100mm,因此4'1nhi=4min，。+7%）=20.876mm。

联轴器的计算转矩Q=K,Z，查表14-P⑸，考虑到转矩变化和冲击载荷大（如织

9

布机、挖掘机、起重机、碎石机），故取K.=2.3,则：

北=2.3x22.35=51.405N-m

按照计算转矩儿应小于联轴器公称转矩的条件并且考虑到补偿两轴综合位移，查

表8-3网，选用GICL1鼓形齿式联轴器，其公称转矩为800N・m。半联轴器的孔径为

30mm,故取&=30mm,半联轴器与轴配合的长度为82mm。

（3）轴的结构设计

由于此轴是装有联轴器的齿轮轴，所以结构采用外伸梁布局，外伸部分装联轴器,

两轴承布置在齿轮的两端，轴系采用两端单向固定布置，为避免因温度升高而卡死，

轴承端盖与轴承外圈端面留出0.20.4mm的热补偿间隙，轴的初步结构如下图所示。

—

___t______鉴________鬲—jQ.-1-

■C—■OPV6

.L7L5,L3.L2._L1.

图.2轴的结构图

Fig.2Structurediagramofshaft

（4）根据轴向定位要求确定各轴段直径和长度

1）4段装GICL1联轴器，因此4=30mm。半联轴器与轴配合的孔径长度为82mm,

为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，因此4段的长度应比82略

小一些，现取4=80mm。

2）为了满足半联轴器的轴向定位要求，4段的左端需要制出一轴肩，轴肩高度

h>U.U7d,即〃>0.07x30=2.1,取/z=2.5mm,因此4=35mm。根据轴承端盖的装

拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离

/=30mm,故取12=50mm。

3）初步选择滚动轴承。因轴承主要承受径向载荷作用，故选用深沟球轴承。根据

6-1"41,选择6308型轴承其尺寸为dxOxB=40mmx90mmx23mm,因此

d3=40mm。考虑到轴承与齿轮润滑方式不一样，因此需要以挡油环将其隔开，可取

挡油环的宽度为20mm,因此。=43mm。

4）为了满足挡油环的轴向定位要求，4段的左边需制出一轴肩，轴肩高度〃>0.074,

即〃>0.07x40=2.8,取/z=4mm,因此戒=48mm；考虑到箱体和箱座的结构设计,

可取％=93.5mm。

5）根据齿轮传动的设计可知，4=54mm,/5=60mm

6）根据4）可知，db=48mm；轴环宽度〃21.4力，即1.4x4=5.6mm，取Z?=8mm,

10

则有4=8mmo

7）根据3）可知，&=4。mm；考虑到轴承与齿轮润滑方式不一样，因此需要以

挡油环将其隔开，可取挡油环的宽度为14.5mm,因此Z,=37.5mm。

（5）求轴上载荷并做出轴的弯矩图和扭矩图

图3轴的计算简图

Fig.3Calculationdiagramofshaft

其中L,=+，2+B/2=80+50+23/2=141.5mm

%=20+B/2+/4+4/2=20+23/2+93.5+60/2=155mm

4=4/2+(+14.5+3/2=60/2+8+14.5+23/2=64mm

4=8/2=23/2=11.5mm

1)求水平面支反力

FNHI+FNH2=K;FNH2，(L[+LJ=L](21)

工=2X22.35X1(F=894N

'450

代入数据有：FNHI=261.26N%/2=632.74N

2)绘制水平面的弯矩图

Fig.4Thehorizontalplanebendingmomentdiagram

其中MH=FNHI,L2=40495.3N•mm

3)求水平面支反力F+F；F.(L+L)=F-L(22)

NV]FW2=rNV223r2

式中：Fr=F,-tana=894xtan20=325.39N

代入数据有：Fa=125.09NFN23O.3O7V

11

4）绘制垂直面的弯矩图

Fig.5Verticalbendingmomentdiagram

其中Mv=FNVl•L2=19388.95N-mm

22

5)求总弯矩M=yjMH+Mv=40541.69N-mm(23)

6)绘制扭矩图

图6扭矩图

Fig.6torquediagram

其中T=4=22.35X1O'=22350N.mm

（8）按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即齿轮的中心截面）

的强度。根据式15-5间及上述数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，

取夕=0.6,轴的计算应力

+（a7；）2/w=J40541.692+（0.6X22350）2/o.ix5（?=3.41MPa（24）

前已选定轴的材料为Q235-A,调质处理，由表15-P⑸查得［b_J=40MPa,

因此,〃,故安全。

（9）精确校核轴的疲劳强度

1）判断危险截面

右段只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲

劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，因此此段均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最严

重；从受载的情况来看，齿轮中心处的应力最大。齿轮两端的应力集中影响相近，但

靠近轴承端盖的截面（即人的右端）不受扭矩，同时轴径也较大，故不必做强度校核。

齿轮中心上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，因此此处也不

必校核。4的左端和%的右端显然更不必校核，因此该轴只需校核齿轮右端的截面左

右两侧即可。

2)齿轮右端的截面左侧

抗弯截面系数W=0.W3=0.1X503=12500mm3

33

抗牛截面系数Wr=0.2/=0.2x5O=25000mm

截面左侧的弯矩为

M=40541.69x-°—0=20270.845N•mm

60

截面上的扭矩为7；=22350

截面上的弯曲应力

M20270.845……

5,=——=---------=1.62MPa(25)

bW12500

截面上的扭转切应力

T22350

,==0894MPa(26)

T

WT25000

轴的材料为Q235-A,调质处理。由表15-1,查得：

(yg=410MPatr,,=170MPa=105MPa

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a。及%按附表3-2[⑸查取。由于

=1.6/48=0.033,0/4=50/48=1.04,经插值后可查得

aa-1.84aT=1.32

又由附图3-1M可得轴的材料敏性系数为

=0.75qr=0.8

故有效应力集中系数按式附表3-4内为

=1+^(«CT-1)=1+0.75x(1.84-1)=1.63

kr=1+芬(%-1)=1+0.8x(132—1)=1.26

由附图3-22的尺寸系数%=().73；由附图3-3间的扭转尺寸系数邑=0.75。

轴按磨削加工，由附图3-42得表面质量系数为乩=4=0.92

轴未经表面强化处理，即强化系数4=1,则按式3-12网及式3-14彼⑸得综合系数

*/

为：

^=(^+—-1)—=1.631

--------1---------1=2.32(27)

0.730.92

..,k111.261,,__

K,=(1r+——1)—=——+-----1=1.77(28)

jA40.750.92

据轴的材料，得钢的特性系数

1=().10.2,取1=0.2,而纥=0.5%,则”=0.1

于是，计算安全系数L值，按式15-6网、15-71⑸、15-81⑸则得

13

(T170

S。==26.08

KQa+(pQm2.32x2.81+0.2x0

r,105

==76.92

KT+d)T1.461.46

M十—1,77x——+0.1x——

22

SA26.08x76.92

Sca二24.70»S=1.31.5

726.082+76.922

故可知其安全。

3）齿轮右端的截面右侧

抗弯截面系数w=o.1/=o.1X483=11059.2mm3

3

抗牛截面系数WT=0.2,=0.2x48=22118.4mm，

弯矩M及弯曲应力为

M=40541.69x60~3°=20270.845TV-mm

60

M20270.845

41.832MPa

W11059.2

扭矩7；及扭转切应力

7J=22350N.mm

=工=2235。=ioi

WT22118.4

kkk,

过盈配合处的上，由附表3-8冈，用插值法求出，并取」=0.8上，则有

%

匾=2.170.8^=0.8x2.17=1.74

%

轴按磨削加工，由附图3-4⑸得表面质量系数为凡=£=0.92

故得综合系数为：

k111

K*T+——1)—=2.17+------1=2.26

%凡Pq0.92

=(i+—-1)—=1.74+—--1=1.83

JA40.92

所以轴在截面右侧的安全系数为：

Qi170

=-=23.73

叱+夕2.26x3.17+0.2x0

105

s,65.94

4>/%I.SSX^+O.IX—

22

14

23.73x65.94

e:=22.33»5=1.31.5

J23.732+65.942

故该轴在截面右侧的强度也是足够的。

（10）按静强度条件进行校核

静强度校核的目的在于评定轴对塑性变形的抵抗能力。由于起重机存在瞬时过载,

因此需要校核危险截面的强度。

根据轴的材料，查表15-1同得

q=225MPa<TB=410MPars=0.599=132.75MPa

由于4/5=225/410=0.55（0.6,轴的材料属于高塑性材料，则有按