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

2、S制法螺旋输送机。其结构图如下图1所示 它由一根装有螺旋叶片的转轴和料槽组成。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

3、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，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：式中：Q=螺旋输送机输送量，th 。 F为料槽内物料层横截面积 入为物料的单位容积质量，tm ，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所以由式(4)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 螺旋直径的确定螺旋叶片直

4、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。由经验公式米此种螺旋输送机以饲料为输送原料，由已知条件知 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/【查表得物料堆积重度】=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

5、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 =0810；当倾斜布置或输送物料流动性较差时K 08；当水平布置时，K1=0810。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。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 。1式中D为螺旋直径，为物料特性系数

6、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=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。根据物料的运动分析,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要大于0，即螺旋内升角-p，又因为tan

7、p=f，tan=S所以螺距与轴径之间的关系必须满足的条件之一是：d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 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足的第二个条件是：螺旋轴径处的轴向速度 要大于圆周速度 ，即 。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

8、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。2035】D 在此 取d=0.3D 即 d=0.3100=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=.1R=.2 .3式中.4 .5由上面计算可知螺旋轴直径d=30mm

9、螺旋直径D=100mm C=35mm =0.035M r=0.35m R=0.385M a=3.6 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

10、升高度H(水平或倾斜)所需的能量(2)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；(4)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=千瓦所需电动机功率=千瓦其中为物料阻力系数 为输送机水平投影长度 为垂直投影高度 一般取=0.94为功率备用系数 =1。2-1.4 为轴功率 为电动机功率 由上式代入数值计算得：=0.3千瓦=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

11、增加而增大。为了保证端轴能可靠的传递功率，确定功率后，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。现拟采用联轴节和减速器作为传动装置。端轴受扭矩作用 进行千瓦转速验算千瓦/转/分 查表得D=100毫米时 所以端轴强度满足强度要求4.1 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各段宽度为则=30mm =+(510)mm 取=35mm =40mm =50mm =40mm =35mm =30mm =5m=35mm =18mm =

12、60mm=18mm =15mm =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 281-19945 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Y90S-6 额定功率为0.75 转速为910转/分 其主要安装尺寸如下图中心高H外形尺寸底角安装尺寸地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸装键部位尺寸1601024x505.2确定传动装置的总传动比和分配

13、传动比由选定的电动机满载转速和工作机转速可得传动装置总传动比为，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(910/120)/2=3.85.3 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I、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 分别为I、 轴的转速，r/min；轴为高速轴，轴为低速

14、轴；2各轴输入功率 5.3.2各轴输出功率5.3.3各轴输入转矩电动机轴输出转矩轴输入转矩轴输入转矩5.3.4各轴输出转矩轴输出转矩轴输出转矩 6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6.2.1 .初步计算转矩 =247.94kN= N齿宽系数d 由表12.13，取d=1.0 d=1.0弯曲疲劳极限 由图12.23c 弯曲应力 由式12.21 0.7=700

15、 Mpa =700 MpaAm值 由表12.17，取 Am=1.35 Am=1.35齿形系数 YFa 由图12.21 YFa1=2.8 YFa2=2.21应力修正系数 YSa 由图12.22 YSa1=1.56 YSa2=1.82 初步小齿轮齿数 由初选 初步计算的模数m 由式12.20 由表12.3选用m=3 m=3小齿轮直径d1 mm mm 初步齿宽b mm b=60mm大齿轮直径及齿数 =78 =234mm6.2.2 校核计算圆周速度 =1.22m/s 精度等级 由表12.6 选6级精度使用系数KA 由表12.9 KA=1.5动载系数KV 由图12.9 KV=1.15齿间载荷分配系数 由

16、表12.10，先求 =1.0齿向载荷分布系数KH 由表12.11 KH= 1.175齿向载荷分布系数 由图12.14 =1.12 载荷系数K K= KA KV = K=1.932重合度系数 =0.69弯曲最小安全系数 由表12.14 =1.25总工作时间 . =24000h应力循环次数NL 弯曲寿命系数 由图12.24 尺寸系数 由图 12.25 =1.0许用弯曲应力 验算 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。6.2.3 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 mm mm =23

17、4mm 中心距 =147mm齿宽b mm 6.3 齿面接触疲劳强度计算计算项目 计算内容 计算结果齿间载荷分配系数 由表12.10，先求 =1.0载荷系数K K= = K=2.03接触疲劳极限 弹性系数ZE ZE=189.8 节点区域系数ZH ZH=2.5接触最小安全系数SHmin SHmin=1.05应力循环次数NL 接触寿命系数 由图12.18 1=1.0 2=1.15许用接触应力， =1428.6MPa ，=1642.8MP 验算 = =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7 轴的设计计算7.1.轴的设计计算7.1.1 估算轴径 查参考资料二表16.2取C=

18、102，=10.56KW， -轴的输入功率，=388r/min, -轴的转速。 取 =32mm7.1.2 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：=32mm，取=40mm，=44mm，取=48mm由于此段轴与齿轮相连，故设计成齿轮轴。=48mm，=40mm，参考带轮的长度，连接带轮的长度为：=80mm，装的是轴承和轴承端盖还加上20mm，所以，取=58mm，=18mm，=14mm ,是齿轮轴且是齿宽，取 =60mm，=58mm，装的是轴承，查手册，取=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

19、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 径向力 694.5N轴向力 374.85N 计算支承反力 水平面反力 610.55N 1305N垂直面反力 1906N 4074.3N 许用应力值 用插入法查得，应力校正系数 =0.59当量弯矩 N.mm校核轴径齿根圆直径 故该轴合格 7.2 轴的设计计算7.2.1 材料的选择： 选的是45号钢，调质处理，=650Mpa，=360Mpa。 7.2.2 轴的结构的设计1）估算直径 取C=112，=9.84KW，=100rad/min , 取 2） 轴的结构阶梯轴的第二个轴径一般比第一个轴径

20、大38mm，所以从右边起：取= 65mm， =75mm ，=。用来安装轴承和挡油板，=72mm，取=88.25mm，根据结构要求取=25mm，根据结构要求取=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+1810机盖壁度0.02a+188机座凸缘厚度b1.515机盖凸缘厚度1.512地脚螺钉直径0.03a+1220地脚螺钉数目na250500 n=64轴承旁联结螺钉直径0.7516机盖与机座联结螺钉直径(0.50.6)12联结螺钉的间距l150200结构决定轴承端盖螺钉直径(0.40.5)=81010窥视盖螺钉直径(0.30.6) 8定位销的直径d(0.70.8)=9.61210至外壁距离26 22 18至凸缘边缘距离24