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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输不可缺少
2、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* *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
3、，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，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 .l.n .e1式中：Q=螺旋输送机输送量，th
4、 。 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 e 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n / 60 所以Q = 47D s 1n送量与D、S、n、j ， l 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j 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
5、 = K12.5 G /jg C 米此种螺旋输送机以饲料为输送原料，由已知条件知 G =101.2 =12 吨/时【1.2倍系考虑生产数倍量】* *j =0.25【查表得物料填充系数】g =1.1吨/米 3【查表得物料堆积重度】k1=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 =
6、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n = k2/ D 。 1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 。
7、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jj = G / 47D2ngSC =1.2 / 47(0.1)21201.10.10.81 = 0.24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
8、槽中的轴向移动，螺旋轴径处的轴向速度 v 要大于0，即螺1旋内升角 a 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。2035】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
9、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 - L1.1R=c + r .2a = 3600 - L1/ 0.01745r .3式中 L = p2C2 + S2 .4L1= p 2d2 + 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=20 03.6 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
10、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
11、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 N0* *N0= kG367(zL H) 千瓦所需电动机功率 N电= kG367h(zL H) 千瓦其中 z 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h 总传动效率 一般取h =0.94k 为功率备用系数 k =1。2 -1.4 N0为轴功率 N电为电动机功率由上式代入数值计算得：N0= kG 12 (zL H) =1.2 (1.55) =0.3千瓦367 367N电= kG367h(zL 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
12、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N瓦转速比【 】表示。n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N0 = 0.3 / 60 = 0.05 千瓦/转/分 查表得D=100毫米时 nN N 所以端轴强度满足强度要求 0n 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 l
13、,l ,l ,l ,l ,l1 2 3 4 5 6,l7各* *段 宽 度 为d,d1 2,d ,d3 4,d ,d ,d5 6 7则d1=d =30mmd2=d1+(510)mm 取d2=35mmd3=40mm d4=50mm d5d3=40mmd6=d2=35mm d7=d1=30mml1=5m l2=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
14、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 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 HDA B D EH 孔直径 尺寸F GD K6 (20 160 310(175 / 2 +155) 140100 10 24x5024) 1905.2 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
15、传动比为ia=nnm w910= = 7.58，拟采用带传动和一级圆柱齿轮减速齿轮为传动装置。故可120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，依次为错误!未找到引用源。、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= nm= 388r / mi
16、nn2= nw=n im = 100r / minan、n1 2分别为错误!未找到引用源。、 轴的转速，r/min；轴为高速轴，轴为低速轴；2各轴输入功率P1= Pdh1= 11 0.96 = 10.56kwP2= P1h2h3= Pdh1h2h3= 10.56 0.98 0.98 0.97 = 9.84kw5.3.2各轴输出功率P = P = P1 1h = 10.56 0.98 = 10.35kw2P = P = P2 2h2= 9.84 0.98 9.64kw5.3.3各轴输入转矩电动机轴输出转矩Td= 9550Pdn11= 9550 = 108.3N m970m轴输入转矩T1= Tdh
17、 = 108.3 0.96 104N m1轴输入转矩T2= T1i h2h3= 104 2.5 0.98 0.97 = 247.2N m5.3.4各轴输出转矩轴输出转矩T = T1 1h = 104 0.98 101.92N m2* *轴输出转矩T = T2 2h = 247.2 0.98 = 242.16N m26 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
18、6.2.1 .初步计算转矩 T =247.94Nm =247940 T1 1Nm 齿宽系数d 由表 12.13，取d=1.0 d=1.0s = s弯曲疲劳极限 由图 12.23c sF lim F lim1= s = 1000MPaF lim 2F lim= 1000MPa弯曲应力s 由式 12.21 s 0.7s F FF lim=700 Mpa s=700 MpaAm F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
19、由 zmin 17 初选 z1= 20 z1= 20初步计算的模数 m 由式 12.20mn= AMT3 Y1y 2 s zFa1d F1YSa1= 1.35= 2.6732479400.5 20 7002 2.81.56* *由表 12.3 选用 m=3 m=3小齿轮直径 d1 d1= mz1= 3 20 = 60mm d1= 60 mm初步齿宽 b b =yd d1= 1.0 60 = 60 mm b=60mm大齿轮直径d2及齿数 z2z2= iz1= 3.88 20 = 77.6 z2=78d2= mz2= 3 78 = 234mm d2=234mm6.2.2 校核计算n =p d n1
20、 1601000=p 60388601000= 1.22m / s圆周速度v v =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 K由表 12.10，先求 FaFt=2T 1d12101920= = 3397.3N60KFAbt=1.53397.330= 169.9N 100NKFa=1.0齿向载荷分布系数 KH 由表 12.11 b bK= A + B1+ 0.6( )2 ( )2 + C 10-3 bHbd d1 1 30 30= 1.09 + 0.261+ 0.6 ( )2
21、 ( )2 + 0.3310-3 30 60 60= 1.175KH= 1.175齿向载荷分布系数 KFbbh=302.253= 4.44由图 12.14KFb=1.12载荷系数 K K= KA KV KFaKFb* *=1.51.151.01.12 = 1.932 K=1.932重合度系数Ye1 1e = 1.88 - 3.2( + ) cos baz z1 2 1 1= 1.88 - 3.2 ( + )1 20 122= 1.69Ye= 0.25 +0.75ea= 0.25 +0.751.69= 0.69 Ye=0.69弯曲最小安全系数 SF min由表 12.14 S =1.25F mi
22、n总工作时间thth= 10 300 8 = 24000h . th=24000h应力循环次数 NL NL1= 60gnth= 601388 24000= 5.59108 N = 5.59 108L1N = N /iL2 L1=5.591083.88= 1.44108 NL2= 1.44 108弯曲寿命系数 YN由图 12.24 YN1= 0.9 YN1= 0.95 尺寸系数 YX由图 12.25 YX=1.0许用弯曲应力sF s =F1sY YF lim1 N1XSF min=1000 0.91.01.25= 720MPa s = 720MPaF1s =F1sY YF lim 2 N 2XS
23、F min=1000 0.951.01.25* *= 760MPa s = 760MPaF 2验算 sF12KT= Y1bd mFa11YSa1Ye=21.93101920306032.81.560.69= 219.6MPa s F1s= sF 2 F1YFa2YFa1YYSa2Sa1= 219.62.211.822.81.56= 202.2MPa 80N KA tb 60Ha=1.0* *载荷系数 K K= KA KV KKHa Hb=1.51.151.01.175 = 2.03 K=2.03接触疲劳极限s= 1500MPa sH lim H lim弹性系数 ZE ZE=189.8MPa节点
24、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 N = 5.59 108L1N= 1.44 108 L2接触寿命系数Z由图 12.18 Z 1=1.0 Z 2=1.15 N N N许用接触应力sH， sH1= s zH lim1 N1SH min=15001.01.05= 1428.6MPa ，s =H 2s zH lim 2 N 2SH min15001.15= 1642.81.05MP验算 sH= ZEZHZe2KT (m +1)1mbd 21=189.8 2.5 0.882 2.03101920 4.8860 602 3.88=648.1
25、5MPa s H1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d查参考资料二表 16.2 取 C=102，P =10.56KW， P1 1 1的输入功率，n=388r/min, n -轴的转速。1 1-轴* *d1 C3P1n110.56= 1023 = 30.7mm 取 d3881=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：d1=32mm，取d2=40mm，d3=44mm，取d4=48mm 由于此段轴与齿轮相连 ， x =60 - 482- hf- 4 = 6 - 3
26、.75 - 4 2.5m = 7.5 ， 故 设 计 成 齿 轮 轴 。d5= 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 Ft=
27、2T1dm 2105050= = 2168.2 96.9Ft= 2168.2N径向力 Fr= Fttana cosd1Fr= 694.5N轴向力 Fa= Fttana sind1Fa= 374.85N计算支承反力水 平 面 反 力 F R1 =694.58091= 610.55NF R1 =610.55NF R2 =R2 =694.517191= 1305 FR2 = 1305N2168.280垂直面反力 F R1 = = 190691F R1 = 1906N2168.2171F R2 = = 4074.391F R2 = 4074.3N许用应力值 用插入法查得s0b= 102.5MPa ，s
28、-1b= 60MPa应力校正系数 a =s60=s 102.5-1b0ba =0.59当量弯矩 M = M 2 + (a T)2 M = 192385N.mm校核轴径齿根圆直径 d=3M 0.1s-1b192385 = 3 = 32 60mm 0.1 60d=3M0.1s-1b61980 = 3 = 22 8 10d机盖壁度 0.02a+18 8d1机座凸缘厚度 b 1.5d 15机盖凸缘厚度b11.5d112地脚螺钉直径 0.03a+12 20df地脚螺钉数目 n a250500 4* *n=6轴承旁联结螺钉直径d10.75df16机盖与机座联结螺钉直d2(0.50.6)df12径联结螺钉d
29、的间距 l 150200 结构决定 2轴承端盖螺钉直径 10(0.40.5)d =81 d3f0窥视盖螺钉直径d4(0.30.6) df8定位销的直径 d(0.70.8) d2=9.61012dfd d1 2至外壁距离c126 22 18dfd d1 2至凸缘边缘距c224 18 16离轴承旁凸缘半径R116凸台高度h1结构决定外机壁至轴承座端面距l1c1+c2+(810) 62离大齿轮顶圆与机壁距离D11.2d =1.2*1012齿端面与机内壁距离D2d =1025* *肋厚m1,mm1=m=10 10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
30、度 t (11.2) d 123轴承旁联结螺钉距离 s 2058 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
31、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，取得一些设计参数，才能设计出符合物料特性的螺旋输送机。致 谢本设计是在陈迎春老师的悉心指导下完成的。在陈老师的帮助下，顺利完成了该设计的资料搜寻、初步构想、设计计算、图形绘制、直至修改和完稿。陈老师不仅在学业方面给予指导，而且在工作方面也给予了很多的关怀。在此谨向陈老师表示以诚挚的敬意和感谢。参考文献1. 期刊论文 徐余伟 螺旋输送机参数选择和确定2. 刑苏宁、李新平螺旋输送机的合理选型期刊论文-煤矿机械3. 网络资料* *(毕业论文外文摘要)Title:Screw conveyor designAbstract:The
32、 design of screw conveyor is mainly used for feed delivery, according to the giventhroughput and material characteristics of the materials were actually the leaf-shaped, screwdiameter, screw speed and other main parameters of the design calculations.Transmission ofthe use of motor driven belt, belt
33、drive a gear reducer, speed reducer to connect the body ofthe drive.According to the calculated main parameters select the appropriate motor pulleyand speed reducer to determine the transmission ratio, will lead a major follow-up reducerdesign, which includes checking the main shaft, gear selection calculationwork.Finally, thecalculated results supported the installation size and assembly mapping.Key words: Screw Conveyor Reducer feed transport