1、螺旋輸送機的設計摘要：此螺旋輸送機的設計主要用于飼料的傳送，根據給定的輸送量以及物料特 性分別進行葉片用料實形、螺旋直徑、螺旋轉速等主要參數的設計計算。傳動部 分采用電動機帶動皮帶，皮帶帶動一級減速器、減速器連接機體的傳動方式。根 據計算得出的主要參數選擇合適的電動機，從而確定帶輪以及減速器的傳動比， 將主要后續工作引向一級減速器的設計，其中包括主要傳動軸的校核、齒輪的選 擇等計算工作。最后根據計算所得結果整理出安裝尺寸以及裝配圖的繪制。關鍵詞：螺旋輸送機 減速器 飼料運輸螺旋輸送機是一種常用的連續輸送機械。它是利用工作構件即螺旋體的旋轉 運動使物料向前運送，是現代化生產和物流運輸不可缺少的重

2、要機械設備之一， 在國民經濟的各個部門中得到了相當廣泛的應用，已經遍及冶金、采礦、動力、 建材、輕工、碼頭等一些重工業及交通運輸等部門。主要是用來運送大宗散貨物 料，如煤、礦石、糧食、砂、化肥等。本文以草料和飼料為主要輸送原料進行螺 旋輸送機的相關結構和參數設計。2螺旋輸送機工作原理草料和飼料運輸工業中螺旋輸送機主要用于原料的輸送，一般采用實體螺旋 葉片，中間吊掛軸承等螺距的全葉式螺旋即 S制法螺旋輸送機。其結構圖如下圖 1所示1 珈動裝賢2 .聯軸器乳殼體4、岀料門節、旋轉喋鏈輔仏中間吊掛慚匚支席$ .逬料口圖1«旋輸賞機簡圖它由一根裝有螺旋葉片的轉軸和料槽組成。 轉軸通過軸承安裝

3、在料槽兩端軸承座 上，轉軸一端的軸頭與驅動裝置相聯。料槽頂面和槽底開有進、出料口。其工作 原理是：物料從進料口加入，當轉軸轉動時，物料受到螺旋葉片法向推力的作用， 該推力的徑向分力和葉片對物料的摩擦力， 有可能帶著物料繞軸轉動，但由于物 料本身的重力和料槽對物料的摩擦力的緣故， 才不與螺旋葉片一起旋轉，而在葉 片法向推力的軸向分力作用下，沿著料槽軸向移動。3主要參數設計3.1輸送量輸送量是衡量螺旋輸送機能力的一個重要指標，現傳送物料選擇為飼料，平均產量為10T/時，采用螺旋輸送 機作水平輸送，輸送距離為5米。在輸送物料 時，螺旋軸徑所占據的截面雖然對輸送能力有一定的影響，但對于整機而言所占比例

4、不大，因此，螺旋輸送機的物料輸送量可粗略按下式計算：Q 3600 f. . 1.式中：Q=螺旋輸送機輸送量，t/h。F為料槽內物料層橫截面積入為物料的單位容積質量，t/m ，它同原料的種類、濕度、切料的長度以及凈化方式、 效果等多種因素有關，其值查閱相關的手冊為傾斜輸送系數在實際工作中，通常不考慮物料軸向阻滯的影響，因此物料在料槽內的軸向移 動速度1 Sn/60所以Q 47D2s.n.由式可以看出，螺旋輸送機的物料輸 送量與D、S、n、， 有關，當物料輸送量Q確定后，可以調整螺旋外徑D、 螺距S、螺旋轉速n和填充系數 等四個參數來 滿足Q的要求。3.2螺旋直徑的確定螺旋葉片直徑是螺旋輸送機的重

5、要參數，直接關系到輸送機的生產量和結構尺 寸。一般根據螺旋輸送機生產能力、 輸送物料類型、結構和布置形式確定螺旋葉 片直徑。由經驗公式D Ki2尋G/ C 米此種螺旋輸送機以飼料為輸送原料，由已知條件知G 10 1.2 12噸/時【1.2倍系考慮生產數倍量】=0.25【查表得物料填充系數】=1.1噸/米3【查表得物料堆積重度】 k1 =0.0565GX型螺旋輸送機的螺旋直徑系列如下100,150,200,250,300,400,500,600 因 此圓整取D=100mm螺距不僅決定著螺旋的升角，還決定著在一定填充系數F物料運行的滑移面，所 以螺距的大小直接影響著 物料輸送過程。輸送量Q和直D一

6、定時，螺距改變，物料運動的滑移面隨著改變, 這將導致物料運動速度分布的變化當傾斜布置或輸送物料流動性對于標準的輸送機，通常螺距為K =0 . 81. 0;較差時K <0. 8 ;當水平布置時，K1=0 . 81 .因選用全葉式螺旋，其螺距和螺旋直徑的關系為S=0.8D=80mm3.3螺旋轉速的確定螺旋軸轉速加快，輸送機的生螺旋軸的轉速對輸送量有較大的影響。 一般說來，產能力提高，轉速過小則輸送機的輸送量下降但轉速也不宜過高，因為當轉速超過一定的極限值時， 物料會因為離心力過大而向外 拋，以致無法輸送。所以還需要對轉速n進行一定的限定，不能超過某一極限值。為了保證物料能比較平穩地輸送，不至

7、被螺旋拋起來，根據實驗螺旋的極限轉速n k2M/D00000000000000000000000 1式中D為螺旋直徑，k2為物料特性系數查表可得生料的物料特性系數為35。由以上計算可得D=0.1m 代入1式求的螺旋轉速N=110轉/分按螺旋輸送機轉速系列 20,30,35,45,60,75,90,120,150,190 因 此圓整取標準系列值N=120轉/分在此校核填充系數G/47D2nSC= 1.2/47 (0.1)2 120 1.1 0.1 0.8 10.24在推薦范圍了填充系數滿足要求3.4螺旋軸軸徑的確定也就決螺旋軸徑的大小與螺距有關，因為兩者共同決定了螺旋葉片的升角, 定了物料的滑移

8、方向及速度分布，所以應從考慮螺旋面與物料的摩擦關系以及速度各分量的適當分布來確定最合理的軸徑與螺距之間的關系。根據物料的運動分可知要保證物料在料槽中的軸向移動，螺旋軸徑處的軸向速度 V1要大于0，即螺 旋內升角a2 /2 ，又因為tanp=f ，tan =S/ d所以螺距與軸徑之間的關 系必須滿足的條件之一是：d fs/實踐證明，對大多數螺旋輸送機來說，一般其螺旋體的結構均能滿足第一個條件的要求，但對螺旋體直徑較小（例如D=100mm）的螺旋輸送機來說，其 2不一定能滿足第一個條件的要求，因而在確定較小直徑螺旋體的S和d時，必須進行這項驗算工作。軸徑與螺距的關系還應滿足的第二個條件是： 螺旋軸

9、徑處的軸向 速度Vi要大于圓周速度V2，即Vi V2。由此計算得出的軸徑相當大，這勢必降低有效輸送截面。為了保證足夠的有效輸送截面， 從而保證輸送能力，就得加 大結構，使得輸送機結構粗大笨重，成本增加。所以，螺旋軸徑與螺距的關系應是輸送功能與結構的綜合，在能夠滿足輸送 要求的前提下，直盡可能使結 構緊湊 由于螺旋輸送機的填充系數較低，只要保證靠近葉片外側的物料具有較 大的軸向速度，且軸向速度大 于圓周速度即可。一般軸徑計算公式為d=【0。2 0. 35】D在此取d=0.3D 即 d=0.3100=30mm3.5單片螺旋葉片用料實形的下料確定全葉式螺旋結構簡單，輸送效率亦高，適于輸送松散的物料。

10、而葉片是極易磨損 的原件，需要經常的制備和更換。葉片通常先煨制成長度為一個螺距的單節葉片， 再在轉軸上焊接成為連續的螺旋。單節螺旋葉片的計算方法如上圖所示，根據已 知的C,D,S,d值，計算a R的值。計算公式如下 r= cL1/L L1R= c r360° L1/0.01745r式中 L J 2C2 S2L12d2 S2由上面計算可知螺旋軸直徑d=30mm 螺旋直徑D=100mmC=35mm =0.035Mr=0.35mR=0.385Ma= 2003.6傾斜角度螺旋輸送機的傾斜角度對于螺旋輸送機輸送過程的生產率和功率消耗都有 影響，一般它是以一個影響系數的形式來體現的， 螺旋輸送機

11、輸送能力將隨著傾 斜角度的增加而迅速降低，同時，螺旋輸送機布置時傾斜角度也將影響物料的輸 送效果。另外傾斜角度的大小還會影響填充系數，傾斜角度對填充系數的影響如 表1。傾斜角度越大，允許的填充系數越小，螺旋輸送機的輸送能力越低。因此,在滿足使用條件的前提下，在此選用水平布置，提高輸送效率，即傾斜角度為零。3.7電機功率的計算螺旋輸送機的功率，用以克服以下阻力。1）使被運物料提升高度H（水平或傾 斜）所需的能量 被運物料對料槽壁和螺旋面的摩擦所引起的能量消耗（3）物料內部顆粒間的相互摩擦引起的能量消耗；物料沿料槽運動造成在止推軸承處 的摩擦引起的能量消耗；（5）中間軸承和末端軸承處的摩擦引起的能

12、量消耗?？朔陨献枇λ栎S功率N。GN0= k(L H)千瓦367G所需電動機功率N電=k3(L H)千瓦其中為物料阻力系數L為輸送機水平投影長度H為垂直投影咼度NonNonN所以端軸強度滿足強度要求 n4.1端部軸承的選擇計算總傳動效率一般取=0.94k為功率備用系數k=1 0 2 -1.4 N。為軸功率N電為電動機功率由上式代入數值計算得:G12N0=k2( L H ) = 1.2 (1.5 5) =0.3 千瓦 367367GN電=k( L H)=0.32 千瓦3674傳動端軸的驗算螺旋輸送機的端軸直徑d是由螺旋直徑D的系列所確定。但端軸傳遞的功率 則隨螺旋輸送機的水平投影長度L和垂直投

13、影高度H值的增加而增大。為了保證 端軸能可靠的傳遞功率，確定功率后，對端軸進行強度驗算。一定系列螺旋輸送 機的端軸所能承受的扭矩M和懸臂力P是固定的。端軸的需用扭矩通常以許用千 瓦轉速比【N】表示。n現擬采用聯軸節和減速器作為傳動裝置。端軸受扭矩作用進行千瓦轉速驗算0.3/60 0.05千瓦/轉/分 查表得D=100毫米時在螺旋的倆端，裝端部軸承。在此，輸入端采用單列圓錐滾子軸承。螺旋軸直徑d=30mm如圖所示 從右至左各段長度分別為lithh'bhl?各di, d2, d3,d4, d5, d6, d7則 d1 = d =30mmd2 = d1 +(5T0)mm取 d? =35mmd

14、3=40mmd4 =50mmd5d3 =40mmd6= d2 =35mmd7 = d1=30mml1 =5ml2=35mm l3 =18mmI4 =60mml5=18mm l6=15mm l7 =70mm由此查機械設計課程設計手冊選用圓錐滾子軸承30208 GB/T297-1994其相關安裝尺寸可參照課程設計手冊第75頁另一端平軸承裝置的結構，在此采用調心球軸承其尺寸如下圖所示參照機械設 計課程設計手冊 選擇滾動軸承1208 GB/T 281-1994卄OAO寸皿5動力裝置的選擇和分配5.1電動機的選擇由以上計算可知電機功率輸出功率為0.32千瓦因此選擇丫90S-6額定功率為0.75轉速為91

15、0轉/分 其主要安裝尺寸如下圖中心外形尺寸底角安裝地腳螺軸伸尺裝鍵部高L (AC/2 AD)尺寸栓寸位HHDA B孔直徑D E尺寸KF GD160310 (175/2 155)140 1001024x506 (2019024)5.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比由選定的電動機滿載轉速nm和工作機轉速nw可得傳動裝置總傳動比為n 910ia -面7.58，擬采用帶傳動和一級圓柱齒輪減速齒輪為傳動裝置。故可 取帶的傳動比為2 0 一級圓柱齒輪減速器傳動比i=37,由于所取電動機型號為Y90S-6,其同步轉速為 910,故分配到一級圓柱齒輪減速器傳動比為i =(910/120)/2=3.85.3

16、計算傳動裝置和動力參數設計計算傳動件時，需要知道各軸的轉速、轉矩或功率，因此應將工作機 上的轉速、轉矩或功率推算到各軸上。由于從電動機到工作機有兩，依次為錯誤! 未找到引用源。、n軸，則可按電動機軸至工作機運動傳遞路線推算，得到各軸 的運動和動力參數。5.3.1 .各軸轉速n1 nm 388r / minn2 nw100r / mini ani、 n2分別為錯誤!未找到引用源。、n軸的轉速，r/min ;I軸為高速軸，n軸為低速軸；2.各軸輸入功率Pd111 0.96 10.56kwP2P123Pd12310.56 0.980.98 0.979.84kw5.3.2 .各軸輸出功率P1210.5

17、6 0.9810.35kwP2P22 9.840.989.64kw5.3.3 .各軸輸入轉矩電動機軸輸出轉矩Td9550 電 9550nm11970108.3N mI軸輸入轉矩T1Td108.3 0.96104N mn軸輸入轉矩T2T123104 2.5 0.98 0.97247.2 N mI軸輸出轉矩T1T1104 0.98101.92N mII軸輸出轉矩 T2 T22 247.2 0.98 242.16N m6齒輪的設計計算6,1 .齒輪的材料因傳動尺寸不宜太大 ，批量較小，由于傳動比比較大，故小齒輪用 20cr 經滲碳淬火低溫回火處理，硬度為 5662HRC，平均取為60HRC，大齒輪的

18、 材料選與小齒輪相同的材料，硬度取為 60HRC。6.2 .齒根彎曲疲勞強度計算計算項目計算內容計算結果6.2.1 .初步計算轉矩Ti'T1'=247.94N m =247940N m齒寬系數Wd由表12.13 ,取W d=1.0Wd=1.0彎曲疲勞極限由圖12.23cF limF lim 1Flim 21000MPaF lim 1000M Pa彎曲應力f由式12.21fT.7 F lim=700 MpaF =700 MpaAm由表12.17 ,Am=1.35Am=1.35齒形系數YFa由圖12.21YFa1=2.8YFa2=2.21應力修正系數YSa由圖12.22YSa1=1

19、.56YSa2=1.82初步小齒輪齒數由Zmin 17初選Z120z120初步計算的模數m由式12.20mnAm 32 d Z1IT YFa1 YSa1F 2479401.35 習0.5一20廣700 2.8 1.562.67由表12.3選用m=3m=3小齒輪直徑d1d1mz13 2060 mmd160 mm初步齒寬b1.06060 mmb=60mm大齒輪直徑d2及齒數Z2Z2iz13.882077.6Z2 =78d2mz2378234mmd2 =234mm6.2.2校核計算d1 n1圓周速度60 100060 388, cc ,1.22m/s 60 1000v =1.22m/s精度等級由表1

20、2.6選6級精度使用系數KA由表12.9KA=1.5動載系數KV由圖12.9KV=1.15齒間載荷分配系數Kf由表12.10，先求齒向載荷分布系數Kh a B1FtKaR2T1'2 1 業0 3397.3N60d11.5 3397.3169.9N100N30KH p 由表 12.11b 2 b 2 o.6加）1.09 0.26 10.6di譜）260C 10 3 b30 23（一）20.33 10 3 30601.175齒向載荷分布系數Kf亠 4.442.25 3Kf =1.0KH B= 1.175由圖12.14Kf =1.12載荷系數KK= KA KV Kf Kf重合度系數丫彎曲最小

21、安全系數總工作時間th應力循環次數NL彎曲壽命系數Yn寸系數Yx許用彎曲應力=1.5 1.15 1.01.8813.2(Z11.88 3.21.69SF minth1.12 1.932K=1.9320.25由表12.141)cosZ20250.691.6910 300 824000h.NL1 60 nth60 1 3885.59 108Nl2 NL1/i5.59 108由圖12.24由圖12.25f F13.88Flim 1 丫N1YXSF min240001.44108YN10.91000 0.9 1.01.25720MPaF1F lim 2丫N j丫SF min1.25丫 =0.69Sf

22、min =1.25th =24000hNL1 5.59 108NL2 1.44 108Yn10.95 尺Yx=1.0F1720 MPa1000 0.95 1.0驗算760M PaF2760MPaF1YFa1 Ysa1 Ybchm60602 倔 101920 2.8 1.56 0.6930 60 3219.6MPa FiYFa2 YSa2F2 F1兀亍'Fa1 ' Sa12.21 1.82219.6 2.8 1.56202.2MPa f2計算結果表明，彎曲疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。否則，尺寸調 整后還應在進行驗算。623確定傳動主要尺寸實際分度圓直徑d因模數取標準值時，

23、齒數已重新確定，但并未圓整，故分度圓直徑不會改變,即 d1 mz132060 mm d160 mmd2 mz2378234mmd2 =234mm中心距 ad1 d224 147mma =147mm齒寬bdi 1.06060 mmbi 60mmb2 50mm6.3齒面接觸疲勞強度計算計算項目計算內容計算結果齒間載荷分配系數Kh 由表12.10，先求Ft2T1d1亠203397.3NKaR心39空 84.9N80NKh =1.0接觸疲勞極限Him=1.51.15 1.0 1.175 2.03H lim 1500M PaK=2.03彈性系數ZEZE=189.8 VMPa節點區域系數ZHZH=2.5接

24、觸最小安全系數SHminSHmi n=1.05應力循環次數NLNl15.59 108接觸壽命系數Zn由圖許用接觸應力驗算ZeZhZNl21.44 10812.18 Zn 1=1.0Zn 2=1.15H1MPH lim1 ZN1SH min1500 1.01428.6MPa1.05H lim 2 ZN2SH min型31642.81.0502KT1（1）V260 603.88= 189.8 2.5 0.88 f 彳。3 101920 彳88=648.15MPa 屮計算結果表明，接觸疲勞強度也合適。傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核7軸的設計計算7.1.軸I的設計計算7.1.1 估算軸徑d1查參考資

25、料二表16.2 的輸入功率，n1 =388r/min,n 1- I軸的轉速。1023 竺 30.7mm 388取 di =32mm7.1.2軸的結構階梯軸的第二個軸徑一般比第一個軸徑大 38mm，所以從右邊起:d1=32mm，取d2 =40mm , d3 =44mm，取dq =48mm 由于此段軸與齒輪相連，x 6048 hf 46 3.75 42.5m7.5，故設計成齒輪軸。2d5= d4 =48mm ， dQ = d2 =40mm，參考帶輪的長度，連接帶輪的長度為:L1 =80mm , L2裝的是軸承和軸承端蓋還加上 20mm，所以，取L2=58mm ,L3=18mm ， L4 =14mm

26、 , L5 是齒輪軸且是齒寬，取 Ls =60mm ， Lq =58mm ，L7裝的是軸承，查手冊，取L7=18mm 。軸的結構圖如下:7.1.3 I軸的校核軸的校核采用疲勞強度校核，疲勞強度的校核是計入應力集中、 表面狀態和 尺寸影響以后的精準校核。校核過程如下:計算項目計算內容計算結果計算齒輪受力圓周力2T12 105050F t96.92168.2Ft2168.2N徑向力FrFt tan cos 1Fr694.5N軸向力FaFt tan sin 1Fa374.85N計算支承反力水平面反力F R1694.5 8091610.55NF R1 610.55N垂直面反力R2694.5171912

27、168.280912168.21711305R21906R191F R2F R11305N1906N4074.3F R2 4074.3N許用應力值用插入法查得0b102.5MPa ,1b60 M Pa應力校正系數1b60=0.590b102.5當量彎矩JM 2( T)2M 192385N.mm校核軸徑齒根圓直徑J MiY04 1b3 輕 32 60mmV0.1 60dnI0.1 1b曲 22 46mmV 0.1 60故該軸合格7.2 軸n的設計計算7.2.1 材料的選擇： 選的是45號鋼，調質處理，=650Mpa ，s =360Mpa。722 n軸的結構的設計1 ）估算直徑取 C=112 ,

28、P2=9.84KW , n2=100rad/mind1 C3歸 112 V9.84/10052mm,2取 di 55mm2) 軸的結構階梯軸的第二個軸徑一般比第一個軸徑大38mm，所以從右邊起：取d2 =65mm ， d3 =75mm， d4 = d3 75mm。L1用來安裝軸承和擋油板，L1=72mm，取L? =88.25mm，根據結構要求取L3 =25mm ， L4根據結構要 求取L4 =60mm。軸的結構如下圖所示：7.3減速器箱體尺寸表名稱符號尺寸關系數據機座壁厚0.25+1>810機蓋壁度10.02a+1>88機座凸緣厚度b1.515機蓋凸緣厚度b11.5 112地腳螺釘

29、直徑df0.03a+1220地腳螺釘數目na>2505004n=6軸承旁聯結螺釘直徑di0.75 df16機蓋與機座聯結螺釘直徑d2(0.50.6) df12聯結螺釘d2的間距l150200結構決定軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5) df =81010窺視蓋螺釘直徑d4(0.30.6) df8定位銷的直徑d(0.70.8) d2 =9.61210dfdid2至外壁距離Ci26 22 18df did2至凸緣邊緣距離C224 18 16軸承旁凸緣半徑Ri16凸臺高度hi結構決定外機壁至軸承座端面距離lic1 + c2 +(810)62大齒輪頂圓與機壁距離1>1.2 =1.2*101

30、2齒端面與機內壁距離2> =1025肋厚m, ,mm, =m=1010底座凸緣的厚度b22.525軸承端蓋外徑D21.25D+10160 、 170軸承端蓋凸緣厚度t(11.2) d312軸承旁聯結螺釘距離s2058結束語螺旋輸送機是一種連續的物料輸送機械， 由于連續運輸機在工作原理、結構 特點、輸送物料的方法和方向以及其他一系列特性上各有不同，因此種類繁多。 在螺旋輸送機設計中，主要是根據輸送物料性質、輸送量、輸送距離、輸送傾角、 螺旋轉速確定螺旋輸送機的生產率和功率。設計參數主要有兩類，一類為設計常量，它是根 據客觀規律，具體條件所確定的已知數據或者是預先給定的參數。 另一類為設計 變量，它是設計中可變化的需要確定的結構參數。由于制磚原料多種多樣，而且 原料的特性隨原料的種類、產地、濕度以及備料凈化方式及效果等各種因素的不 同而改變，因此，在確定螺旋輸送機的主要參數時，要從其輸送機理、物料的特 性等方面入手，盡可能進行多種試驗，取得一些設計參數，才能設計出符合物料 特性的螺旋輸送機。