双轴螺旋输送机设计_毕业设计

双轴螺旋输送机设计_毕业设计 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 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 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 .............................................................. 10 4.3.1 高速轴设计及校核 .................................................. 10 3.4 轴承的选型 .......................................................... 21 4.5 键的选型 ............................................................ 19 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 摘 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 Biaxial Screw Conveyor Abstract:For the construction industry background, which is required by the screw conveyor design and structure in this design. The entire device in the transmission system for the movement of mechanical and structural was designed. The design of its driving system and the specific design of its main parts, which is including the screw conveyor spiral diameter, pitch, the shaft diameter of inlet orifice, the calculation and selection of the shafts, the middle hoist and the spiral axis were carried out.. In detal, motor is through the power of the screw con With the growing of modern science and technology development, application of the screw conveyor is more and more widely. When the material was added to the inlet orifice, and the shaft rotated, the materials was given the thrust by the helicallobe. The thrust of the radial contribute to the material and blade the friction, it is possible that the materials could rotate around the axis, but because of the gravity of the material and the friction which the silo acted, the 1 material do not rotate with the helicallobe, it move along the axis of the silo by the thrust of the spiral blade . veyor to calculate and select. The gears in the reducer is calculated by the gear surface contact fatigue strength and checked by the gear bottom bend fatigue strength, I check the diameter of axle through the permissible bending stress 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ISO1050-75 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 ，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。 2 2. 倾斜螺旋输送机 oo输送倾角?20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 o—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?12mm。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 3 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: 4 3 (1) QkrnD,,,,,,60,,0 式中: Q—输送量 t/h ψ—物料填充系数,选用见表 β—倾斜系数, 0 螺距与直径比例系数,由选定规格的螺旋输送机计算求值 K— 3 r—物料容重 t/m n—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 3m2. 输送物料堆积密度:0.5,2.5t/ 3mh/3. 输送能力:30 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Y112M-6型号的电动机。 Y112M-6电动机的主要性能如下表格所示: 表1 Y132M-4电动机的主要性能 5 Table 1 Main performance of the motor Y132M-4 型 号 额定 起动电流 起动转矩最大转矩转 速 电流效功率 功 率 ------------------------r/min (380V) 率 应 数 kw ------ ------ ------ A % 额定电流 额定转矩 额定转矩 Y112M-6 2.2 940 15.4 87 0.85 7.0 2.0 2.0 3.2 传动装置的运动和动力参数的计算 此处省略 NNNNNNNNNNNN字。如需要完整说明书和设计图纸等.请联系 扣扣:九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载～该 论文 政研论文下载论文大学下载论文大学下载关于长拳的论文浙大论文封面下载 已经通过答辩 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 Table 2 Movement and the dynamic parameters are calculated 轴 功 率P (KW) 转 矩 T(N?m) 转速 n 传动比 效 率 名 (r/min) 输 入 输 出 输 入 输 出 电动 2.2 22.35 940 机轴 1 0.99 1 2.178 2.134 22.35 21.687 940 轴 5.48 0.93 2 2.03 1.989 22.13 94.325 171.53 轴 1 0.99 主 2.01 1.97 96.25 94.438 171.53 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，小齿轮转速，齿数比，由电PkW,2.2 nr,940 min,,,i5.48111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 6 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(GB 10095-88) [15]3)材料选择:由表选择小齿轮材料为(调质)，硬度为280HBS，大齿40Cr101, 轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS )选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取 4z,23zz,,，,,5.4823126.04z,1261212 (2)按齿面接触强度设计 [15]由设计计算公式进行计算，即 (109),a KTZu,121E3 (7) d,,2.32()t1,,u[]dH 1)确定公式内的各计算数值 ?试选载荷系数K,1.3 3 ?小齿轮的转矩 TNmNmm,,,，,22.35 22.3510 1 [15] ?由表选取齿宽系数? ,,1.1107,d 1[15]2Z,189.8 MPa ?由表查得材料的弹性影响系数 106,E [15]?由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大,,600 MPa1021,dHlim1 齿轮的接触疲劳强度极限 ,,550 MPaHlim2 [15]?由式计算应力循环次数: 1013, 9 (8) NnjL,,，，，，，，,，60609101(1530028)3.93110h11 9N3.93110，81N,,,，7.17310 2u5.48 [15]?由图取接触疲劳寿命系数; K,0.9K,1.031019,HN1HN2?计算接触疲劳许用应力 [15]取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得 1012, K,0.9600，HNH1lim1 (9) []540 MPa,,,,H1S1 K,1.03550，HNH2lim2 []566.5 MPa,,,,H2S12)计算 ?试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 d[],1tH KTZu,121E3d,,2.32()1t,,u[]dH (10) 31.322.35105.481189.8，，，23 2.32()37.56mm ,,,1.15.48540 ?计算圆周速度、 v ,dn,，，37.5691011t vms,,,1.7886 601000601000，， ?计算齿宽 (11) bd,,,，,,1.137.5641.316 mmdt1 7 ?计算齿宽与齿高之比 d37.561t 模数 (12) 1.63 mmm,,,tz231 齿高 (13) 2.252.251.633.674 mmhm,,，,t b41.316 (14) 11.245,,h3.674 ?计算载荷系数 [15] 根据，7级精度，由图查得动载系数; K,1.11vms,1.7886 108,V 直齿轮，; KK,,1HF,, [15] 由表查得使用系数; K,1.25102,A [15] 由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时; K,1.418104,H, b[15] 由，查图得;故载荷系数 K,1.35K,1.418,11.2451013,H,F,h KKKKK,,，，，,1.251.1111.4181.967AVHH,, [15]?按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 1010,a K1.96733 (15) dd,,,37.5643.12 mm t11K1.3t ?计算模数m d43.121 m,,,1.875 mm z231 (3)按齿根弯曲强度设计 [15] 由式得弯曲强度的设计公式为 105, YY2KTFaSa13 (16) ,m()2,,z[]dF1 1)确定公式内的各计算数值 [15] ?由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲,,500 MPa1020,cFE1 强度极限; ,,380 MPaFE2 [15] ?由图取弯曲疲劳寿命系数;; K,0.85K,0.881018,FN1FN2 ?计算弯曲疲劳许用应力 [15] 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得 1012, K,0.85500，FNFE11 []303.57 MPa,,,,F1S1.4 K,0.88380，FNFE22 []238.86 MPa,,,,F2S1.4?计算载荷系数K (17) KKKKK,,，，，,1.251.1111.351.873AVFF,, ?查取齿形系数 [15]由表查得 ;(线性插值法) Y,2.69Y,2.16105,Fa1Fa2?查取应力校正系数 [15]由表查得 Y,1.575;Y,1.81(线性插值法) 105,Sa1Sa2 8 YYFaSa?大、小齿轮的并加以比较 [],F YY2.691.575，FaSa11 ,,0.01396,[]303.57F1 YY2.161.81，FaSa22 ,,0.01637,[]238.86F2 经过比较，大齿轮的数值大 2)设计计算 321.87322.3510，，，3 m,，,0.016371.373mm21.123， 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1.313 m,2 mm并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出d,43.12 mm1小齿轮齿数 d43.121 取25 z,,,21.561m2 则有大齿轮齿数: zuz,,，,5.482513721 (4)几何尺寸计算 ?计算分度圆直径 (18) dzm,,，,25250 mm11 dzm,,，,1372274 mm22 我取为100 d3 由于 ddmm,,13734 ?计算中心距 dd，，5027412 (19) a,==162 mm122 dd，，，34amm,,200 22 ?计算齿轮齿宽 bd,,，,,1.15055 mmd1 取， B,55 mmB,60 mm21 (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 [15]径小于500 mm，可做成腹板式结构，具体尺寸可参考图。 1039,a4.2 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 9 及密封的重要零件,其重量约占减速器总重量的50%。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: 3 铸铁减速器机体的结构尺寸 表 Table 3 Cast iron gear reducer structure size of the body 名 称 符 号 减速器尺寸关系 尺寸选择 机座壁厚 δ 0.025a+1?8 8 机盖壁厚 δ0.02a+1?8 9 1 机座凸缘厚度 b 1.5δ 12 机盖凸缘厚度 b1.5δ13.5 1 1 机座底凸缘厚度 b2.5δ 20 2 地脚螺钉直径 0.036a+12 16 df 地脚螺钉数目 n a?250时，n=4 4 轴承旁联接螺栓直径 d 0.75 12 1df 机盖和机座联接螺栓直径 d (0.5,0.6) 8 2df 联接螺栓d的间距 l 150,200 175 2 轴承端盖螺钉直径 d (0.4,0.5) 7 3df 表4 c值 Table 4 c value 螺栓直径 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 C13 16 18 22 26 34 40 1min C11 14 16 20 24 28 34 2min 沉头座直径20 24 26 32 40 48 60 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 [15][15]152,153, 按式初步估算轴的最小直径。根据轴的材料和表，取 ，所以根据公式有: A,1490 3dAPn, (20) 1min011 10 即 3 d,，,1492.17891019.511 mm1min 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 ,dd,,，,(17%)20.876 mm直径小于100 mm，因此。 1min1min [15]141,，查表，考虑到转矩变化和冲击载荷大(如织联轴器的计算转矩TKT,caA1 布机、挖掘机、起重机、碎石机)，故取，则: K,2.3A T,，,,2.322.3551.405Nmca 按照计算转矩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Tca [14]表，选用GICL1鼓形齿式联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径为800 Nm,83, 30 mm，故取，半联轴器与轴配合的长度为82 mm。 d,30 mm1 (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0.20.4 mm的热补偿间隙，轴的初步结构如下图所示。 图.2轴的结构图 Fig.2 Structure diagram of shaft (4)根据轴向定位要求确定各轴段直径和长度 1)段装GICL1联轴器，因此。半联轴器与轴配合的孔径长度为82 mm，dd,30 mm11 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，因此段的长度应比82略d1 小一些，现取。 l,80 mm1 2)为了满足半联轴器的轴向定位要求，段的左端需要制出一轴肩，轴肩高度d1 hd,0.07h,，,0.07302.1h,2.5 mm，即，取，因此。根据轴承端盖的装d,35 mm2 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l,30 mm，故取。 l,50 mm2 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 [14]，选择6308型轴承其尺寸为dDB，，,，，40 mm90 mm23 mm，因此61, 。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d,40 mm3 挡油环的宽度为20 mm，因此。 l,43 mm3 11 4)为了满足挡油环的轴向定位要求，段的左边需制出一轴肩，轴肩高度，hd,0.07d3即，取，因此;考虑到箱体和箱座的结构设计，h,，,0.07402.8h,4 mmd,48 mm4可取。 l,93.5 mm4 5)根据齿轮传动的设计可知，， d,54 mml,60 mm55 )可知，;轴环宽度，即，取，6)根据4bh,1.4b,，,445.1.mm6 b,mm8 d,48 mm6 则有。 l,8 mm6 7)根据3)可知，;考虑到轴承与齿轮润滑方式不一样，因此需要以d,40 mm7 挡油环将其隔开，可取挡油环的宽度为14.5 mm，因此。 l,37.5 mm3(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.3 Calculation diagram of shaft 其中 LllB,，，,，，,28050232141.5 mm112 LBlB,，，，,，，，,20222023293.5602155 mm241 LBlB,，，，,，，，,214.52602814.523264 mm316 LB,,,223211.5 mm4 1) 求水平面支反力 ; (21) FFF，,FLLFL,，,,()NHNHt12NHt223232T222.3510，，1 式中: FN,,,894 td501 代入数据有: FN,261.26 FN,632.74 NH1NH22)绘制水平面的弯矩图 12 图4水平面的弯矩图 Fig.4The horizontal plane bending moment diagram 其中 MFLNmm,,,,40495.3 HNH12 3)求水平面支反力 ; (22) FFF，,FLLFL,，,,()NVNVr12NVr2232 式中: FFN,,,，,tan894tan20325.39 ,rt 代入数据有: FN,125.09 FN,230.30NV1NV2 4)绘制垂直面的弯矩图 图5垂直面的弯矩图 Fig.5 Vertical bending moment diagram 其中 MFLNmm,,,,19388.95 VNV12 225)求总弯矩 (23) MMMNmm,，,,40541.69 HV 6)绘制扭矩图 图6扭矩图 Fig.6torque diagram 3其中TTNmm,,，,,22.351022350 1 (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) [15]155,的强度。根据式及上述数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取,,0.6，轴的计算应力 22223 (24) ,,,，,，，，,MTWMPa()40541.69(0.622350)0.1503.41 ca1 [15]151, 前已选定轴的材料为Q235-A，调质处理，由表查得， []40 ,,MPa,1因此,,,[]，故安全。 ca,1 13 (9)精确校核轴的疲劳强度 1)判断危险截面 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L1 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(即的右端)不受扭矩，同时轴径也较大，故不必做强度校核。L6 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。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LL67 右两侧即可。 2) 齿轮右端的截面左侧 333Wd,,，,0.10.15012500 mm抗弯截面系数 333抗牛截面系数 Wd,,，,0.20.25025000 mmT 截面左侧的弯矩为 6030, MNmm,，,,40541.6920270.845 60 截面上的扭矩为 TNmm,,22350 1 截面上的弯曲应力 M20270.845 (25) ,,,,1.62 MPabW12500 截面上的扭转切应力 T223501,,,,0.894 MPa (26) TW25000T[15]151,轴的材料为Q235-A，调质处理。由表查得: ,,410 MPa,,170 MPa,,105 MPaB,1,1 [15] 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表查取。由于,,32,,, ，，经插值后可查得 rd,,1.6480.033Dd,,50481.04 ,,1.84,,1.32,, [15] 又由附图可得轴的材料敏性系数为 31, q,0.75q,0.8,, [15] 故有效应力集中系数按式附表为 34, kq,，,,，，,,1(1)10.75(1.841)1.63,,,, kq,，,,，，,,1(1)10.8(1.321)1.26,,,, [15][15]由附图的尺寸系数;由附图的扭转尺寸系数。 ,,0.73,,0.7532,33,,, 14 [15],,,,0.92轴按磨削加工，由附图得表面质量系数为 34,,, [15][15],,1312,314,b轴未经表面强化处理，即强化系数，则按式及式得综合系数q 为: k111.631,K,，,,，,,(1)12.32 (27) ,0.730.92,,,q,, k111.261,K,，,,，,,(1)11.77 (28) ,,,,0.750.92q,, 据轴的材料，得钢的特性系数 ,,,0.5,,0.10.2,,0.2,,0.1，取，而，则 ,,,,,[15][15][15]S156,157,158,于是，计算安全系数值，按式、、则得 ca ,170,1S,,,26.08 ,K，，，，2.322.810.20,,,am,, ,105,1S,,,76.92 ,1.461.46K，,,,am,,1.770.1，，， 22 SS26.0876.92，,, SS,,,,,,24.701.31.5ca2222SS，，26.0876.92,, 故可知其安全。 3)齿轮右端的截面右侧 333Wd,,，,0.10.14811059.2 mm抗弯截面系数 333抗牛截面系数 Wd,,，,0.20.24822118.4 mmT 弯矩M及弯曲应力为 6030, MNmm,，,,40541.6920270.84560 M20270.845 ,,,,1.832 MPabW11059.2扭矩及扭转切应力 T1 TNmm,,22350 1 T223501,,,,1.01 MPa TW22118.4T kkk,,,[15],0.8过盈配合处的，由附表，用插值法求出，并取，则有 38,,,,,,, kkk,,,,2.17,,，,0.80.82.171.74 ,,,,,, [15],,,,0.92轴按磨削加工，由附图得表面质量系数为 34,,, 15 故得综合系数为: k111,K,，,,，,,(1)2.1712.26 ,0.92,,,q,, k111,K,，,,，,,(1)1.7411.83 ,,,,0.92q,, 所以轴在截面右侧的安全系数为: ,170,1S,,,23.73 ,K，，，，2.263.170.20,,,am,, ,105,1S,,,65.94 ,1.651.65K，,,,am,,1.830.1，，， 22 SS23.7365.94，,, SS,,,,,,22.331.31.5ca2222SS，，23.7365.94,, 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。 [15]151, 根据轴的材料，查表得 ,,225 MPa,,410 MPa,,,0.59=132.75 MPa SBSS ,,,,,2254100.550.6由于，轴的材料属于高塑性材料，则有按屈服强度设SB S,1.21.4计的安全系数为。 S 1)危险截面右侧 只考虑弯矩和轴向力时的安全系数为 ,SS, (29) S,MFmaxmaxa， WA 3MNmm,,35111.73F,0Wmm,11059.2 根据以上数据有， ， maxamax代入数据有 ,225SS,,,70.87 S,35111.730MFamaxmax，， 11059.2AWA 只考虑扭矩时的安全系数为 ,SS, S,Tmax WT 16 3TNmm,,36420Wmm,22118.4 根据以上数据有， max 代入数据有 ,132.75S80.62S,,, (30) S,T36420max 22118.4WT 危险截面静强度的计算安全系数为 SS70.8780.62，SS,,,,,,,53.23SS SSca2222SS，，70.8780.62SS,, 故其安全。 2)危险截面左侧 从上式可以看出，与和成正比，而截面左侧的和均比其右SMTMTSmaxmaxmaxmaxca 侧大，既然右侧安全，那截面左侧肯定安全。 (11)轴的刚度校核计算 1)轴的弯曲刚度校核计算 由于此轴为阶梯轴，，则需算出其当量直径，即 Ld, (31) V7l4i,4di1,i 由于载荷作用于两支承之间，则有L为支承跨距，即，代入l系列的尺LLL,，23 寸和d系列尺寸，有 L15564，d,,,32.67 mm V7480504393.560837.5l4i，，，，，，,4444444430354048504840d,i1i [18][18] 根据图且ab,，则有根据式得此轴的最大转角和最大挠度为()t6.10 FbFabla()，223wlb,,() ,,maxmax6EIl93EIl [18] 根据轴的材料和表得 EGP,200 a 2.2 4,dV,lab,， I aL,bL,2364 由于，因此取 FF,FF,trt ,4,14 代入上述数据有 ,,，3.6110 rad w,，2.210 mm maxmax[15]155, 根据表，查得 []0.005 rad,, [](0.010.03) m0.020.06 mmw,,n 显然 ,,,[]ww,[]maxmax 故满足轴的弯曲刚度条件。 2)轴的扭转刚度条件校核计算 [15]1516, 由于此轴是阶梯轴，根据式则有其圆轴扭转角为 17 7Tl14ii ,,，5.7310,LGI,i1pi 4G,，8.110 MPa由于此轴的材料为钢材，则有剪切弹性模量;L为阶梯轴承受扭矩作用的长度，即;由于此轴的扭矩没变，则有; LLL=，TT=1217Tl14ii,,，5.7310,LGI,i1pi 2235080504 5.7310(,，，，，444 296.58.11030323532，，，，,, 4393.560 )，，，444，，，403248325032,,, , 0.16 ()m 对于精密传动轴，可取，显然，故满足条件。 []0.250.5()/,,m,,,[] 所以轴径检验合格 4.4 轴承的选型 小齿轮轴上的轴承选用一对GB/T276,6112的深沟球轴承。 大齿轮轴上轴承选用两对GB/T276,6308的深沟球轴承和一对GB301,8208的推力球轴承。 深沟球轴承结构简单。主要受径向载荷，也可承受一定的双向轴向载荷。高速装置中可代替推力轴承。摩擦系数小，极限转速高，价廉。应用范围最广。 推力球轴承只能受单向轴向载荷。回转时，因钢球离心力与保持架摩擦发热，故极限转速较低。套圈可分离。 大轴上深沟球轴承的选择计算:(见文献[1]P360) 由于刚开始轴承型号未定，C、e、X、Y值都无法确定，必须进行试算。以下采用0r ,预选轴承的方法。(轴承预期使用寿命=24000h) Lh 预选6208与6308两种深沟球轴承方案进行计算，由手册查得轴承数据如下: 表5 轴承数据 Table.5Bearing data 方案 轴承型号 C/N C/N D/mm B/mm N/(r/min) r0r0 1 6208 29500 18000 80 18 8000 2 6308 40800 24000 90 23 7000 计算步骤与结果列于下表: 表6 计算步骤 Table.6 Calculation steps 计算项目 计算内容 计算结果 18 6208轴承 6308轴承 F/CF/C=0/ C 0 0 a0r a0r0r e 查表18-7 -- -- F/FF/F=0 /F?e F/F?e Far ararar X、Y 查表18-7 X=1,Y=0 X=1,Y=0 冲击载荷系数f 查表18-8 1.2 1.2 d 当量动载荷P P=f(XF+YF) 式994.66N 994.66N dra (18.5) =1.2(1×828.88+0) 结论:选用6208和6308深沟球轴承都可以满足轴承寿命的要求。 故轴承的选择只要根据轴的直径来选择就可以。这样就可以符合我设计里面的要求和最终选择. 4.5 键的选型 4.5.1 小齿轮轴与电动机的联接，选平键。 键的校核: 已知轴直径d=42mm，键的尺寸为b×h×l=12×8×63mm,传递的扭转力偶矩M=49.74N.m,键的许用应力[τ]=100Mpa,许用压强[σ]=35Mpa. ebs 首先校核见的剪切强度。将平键沿n-n截面分成两部分，并把n-n以下部分和轴作为一个整体来考虑。因为假设在n-n截面上切应力均匀分布，故n-n截面上的剪力F为: s F=Aτ=blτ (32) s M,0对轴心取矩，由平衡方程,得 ,0 dd (33) ,,,,,FblMse22 故有 2M2(49.74)Nm,6e ,,,,,，,,3.13103.13[]paMpa,93bldm12634210，，， 19 图6键受力图 Fig.6 Key by trying to 可见平键满足剪切强度条件。 其次校核键的挤压强度。考虑键在n-n截面以上的部分的平衡，在n-n截面上的剪力F= blτ，右侧面上的挤压力为 s h (34) F=A,,,lbsbsbs2 投影于水平方向，由平衡方程得 h F=F 或 (35) ,,lbl=sbs2 由此求得 ,3622(1210)(3.1310)bmpa,，，6,,,，,,9.39109.87[]paMpa ,,bsbs,3hm810， 故平键也满足挤压强度要求。 4.5.2大齿轮轴与大齿轮的联接，选平键。 键的校核: 已知轴直径d=40mm，键的尺寸为b×h×l=12×8×28mm,传递的扭转力偶矩M=214.07N.m,键的许用应力[τ]=100Mpa,许用压强[σ]=100Mpa.(与键有相对滑动的ebs 键槽经表面硬化处理，[σ]可提高2~3倍。) bs 首先校核见的剪切强度。将平键沿n-n截面分成两部分，并把n-n以下部分和轴作为一个整体来考虑。因为假设在n-n截面上切应力均匀分布，故n-n截面上的剪力F为: s F=Aτ=blτ (36) s 20 图8键受力图 Fig.8 Key by trying to M,0对轴心取矩，由平衡方程,得 ,0 dd ,,,,,FblMse22 故有 2M2(214.07)Nm,6e ,,,,,，,,31.861031.86[]paMpa,93，，，bldm12284010 可见平键满足剪切强度条件。 其次校核键的挤压强度。考虑键在n-n截面以上的部分的平衡，在n-n截面上的剪力F= blτ，右侧面上的挤压力为 s h (37) F=A,,,lbsbsbs2 投影于水平方向，由平衡方程得 h F=F 或 (38) ,,lbl=sbs2 由此求得 ,3622(1210)(31.8610)bmpa,，，6,,,，,,95.581095.58[]paMpa ,,bsbs,3hm810， 式中:T――传递转矩(N.mm); ψ――各齿间载荷不均匀系数，一般取ψ=0.7~0.8，齿数多时取偏小值; Z――花键的齿数;故平键也满足挤压强度要求。 4.5.3 大齿轮轴与螺旋输送机的联接，用花键 花键联接的类型和尺寸通常根据被联接件的结构特点、使用要求和工作条件选择。 21 为避免键齿工作表面压溃(静联接)或过度磨损(动联接)，应进行必要的强度校核计算，计算公式如下: 2T静联接:,,,?[] (39) ppzhld,m 2T动联接:P,?[P] (40) ,zhldm l――齿的工作长度(mm); :,m,30,,d――键齿工作高度(mm);渐开线形花键 hh,,:0.8,45m,,d, d――平均直径(mm)，d=d. mm 该花键的许用应力[σ]=120Mpa,许用压强[P]=10Mpa.T=211.93N.mm,取ψp =0.8,Z=19,l=60mm,h=2mm,d=38mm. m 静联接时: 2T2(211.93Nmm)，,6,, ,，==6.1210pa=6.12Mpa?[]pp,9zhld0.8，，，，，192603810,m 可见花键满足剪切强度的要求。 动联接时: 2T2(211.93Nmm)，,6 P,，==6.1210pa=6.12Mpa?[P],9,zhld0.8，，，，，192603810m 故花键也满足挤压强度的要求。 5. 螺旋输送机机体的设计 5.1 机体主要部件的介绍 水平螺旋输送机如图9所示，其构造包括有半圆形的料槽2和在其内安置的装在轴承3上的、带螺旋叶片的转动轴1。螺旋借助于驱动装置而转动，物料通过装载漏斗6装入料槽内，而在卸料孔8或9处进行卸料。若需要在线路中间处卸料时，则在卸料口处装设能关闭的闸门。 螺旋轴的叶片大部分都由厚4~8mm的薄钢板冲压而成，然后焊接到轴上，并在相互间加以焊接，其厚度的选取，可参考表。对输送磨损性大和粘性大的物料，螺旋面用扁钢轧成或用铸铁铸成。 螺旋的叶片一般那是做成标准形式的，即螺旋面的母线是一垂直于螺旋轴线的直线。从图4-2可看出，当螺距h一定时，由于螺旋外径D远大于其内径d，因而在同一螺旋面上各点的螺旋角显然是不同的。因为 htan,, (41) tD, 22 h (42) tan,,ld, D>d 所以 ,,,tl 1---转轴;2---料槽;3---轴承;4---末端轴承;5---首端轴承;6---装载漏斗; 7---中间装载口; 8---中间卸载口;9---末端卸载口;10---驱动装置 1--- revolving shaft;2--- trough;3--- bearing;4--- end bearing;5---first bearing;6--- loading hopper;7--- Intermediate load port;8--- Intermediate unloading port;9--- The terminal unloading port;10--- driving gear 图9水平螺旋输送机 Fig.9Horizontal screw conveyor 图10全叶式螺旋叶片展开图 Fig.10 Full vane spiral leaf expansion plan 全叶式叶片下料钢板圆周的大小，可用如下方法确定。 22LDh,，(), (m) (43) 由于螺旋线L和l在平面上是圆心角相同的两条同心圆弧，若此两圆弧的直径为D和d,则 Ll DLL, dll 由于D=2b+d,代人则有: Ll 23 lbddL(2)，,,ll 2bllddL，,,,ll 2()bldLl,,l 2bld,lLl, 根据D和d的大小，可以对钢板圆周进行下料，α的大小为: Ll ,DL,L,，:360 ,D,L 输送机的螺旋可以是右旋(普通的形式)或左旋的，单线、双线或三线的。实际上 一般都是做成单线的，很少用双线和三线，后者只在卸车机中采用。 a全叶式;b带式;c叶片式;d齿形 a Leaf type;b draper-type;cVane type;dtooth outline 图11螺旋叶片形状 Fig.11 Spiral blade shape 1---管形轴;2---螺旋面;3---衬套;4---圆轴;5---螺钉 1--- The tubular shaft;2--The - helical surface;3--- lining;4--- circular shaft; 5--screw 图12管形螺旋轴各节段的联接 Fig.12 Tubular screw axis each section of the connection 螺旋输送机输送物料时，螺旋在一定的转数之前，对物料颗粒运动的影响并不显 著。但是，当超过一定的转数时，物料颗粒便开始产生垂直于输送方向沿径向的跳跃， 24 不仅扰动飞扬，而且冲撞剧烈，磨损增加。若转速太低则运输量不大。因此，螺旋转速根据输送量和物料的特性而定，应在保证一定输送量的条件下，不使物料受太大的力而被抛起，以致降低输送效率，所以实际转速与最大转速之间有一定的关系，即: 22 (44) ,,,,,RRg?smax 即: 2g,RnR? s 2g,RnR=k s 螺旋输送机的最大输送能力见表4,2 kgA (45) ,,(/min)nrs,2RD g式中:Ak----常数，称为无聊综合特性系数。见图。 ,, 2, D----螺旋外径 (m) 表7 螺旋输送机的最大输送能力 Table7 Screw conveyor of the maximum transmission capacity 煤粉 水泥 水泥生料 螺旋直径 螺旋最大最大输送螺旋最大最大输送螺旋最大最大输送 转速能力 转速能力 转速能力 (r/min) (t/h) (r/min) (t/h) (r/min) (t/h) 150 190 4.5 90 4.1 90 3.6 200 150 8.5 75 7.9 75 7.0 250 150 16.5 75 15.6 75 13.8 300 120 23.3 60 21.2 60 18.7 400 120 54 60 51.0 60 45.0 500 90 79 60 84.8 60 74.5 600 90 139 45 134.2 45 118 注:表列螺旋输送机的转数和输送能力均为最大值，选型时应通过计算确定转数和实际输送能力。 求得的螺旋轴转速，应圆整为表8所列的螺旋轴标准转速。 表8螺旋输送机螺旋轴转速系列(r/min) Table.8Series of screw conveyor screw shaft speed 20 30 35 45 60 75 90 120 150 190 螺旋直径的确定: 2.5 因为:Q=47 kAψcρD 9 (t/h) (46) 1 25 1Q2.5 所以: ,,D,,47kAc1 12.5令: (47) K,47kA1 Q2.5 (m) DK,,4,,c 如果物料的块度较大，螺旋直径还应按物料的计算块度进行校核: 对于筛分过的物料:D?(4~6)d，d为最大颗粒尺寸。 对于未筛分过的物料:D?(8~12)d。 需要选择较大的螺旋直径时，可在输送量不变的情况下，选取较低的螺旋转速，以延长使用寿命。 螺旋输送机螺旋直径应根据下列的标维系列进行圆整: D,150;200;250;300;400;500;600 [mm]。 圆整以后，填允系数ψ可能不同于原先从表4,5所选的数值，故应进行验算，即 Q,, (48) 347ckDn,1 如验算出的ψ值仍在表所推荐的范围内，则表示圆整得合适。验算所得的ψ值允许略低于表中所列数值的下限，但不得高于表列数值的上限。 5.2机体主要部件的选择计算 根据连续输送机生产率的公式; [t/h] (49) QF,,,3600,, 2式中:F——被输送物料层的横断面积[m]; 3 ρ——被输送物料的堆积密度[kg/m]; ν——被输送物材的轴向输送速度[m/s]。 料层横断面面为: 2D,2Fc,, [m] (50) ,4 式中:D——螺旋直径[m]; ψ——充填系数，其值与物材的特性有关，见下表中的ψ、K及A的值; c——倾斜修正系数，。 在料槽中，物料的充填系数影响输送过程和能量的消耗。当充填系数较小(即ψ=5%)时，物料堆积的高度低矮且大部分物料靠近槽壁并且具有较低的圆周速度，运动的滑移面几乎平行于输送方向。物料颗粒沿轴向的运动要较圆周方向显著得多。所以，这时垂直于输送方向的附加物料流不严重，单位能量消耗也较小。但是，当充填系数提 26 高(即ψ=13%或40%)时，则物料运动的滑移面将变陡。此时，在圆周方向的运动将比输送方向的运动强，导致输送速度的降低和附加能量的消耗。因而，对于水平螺旋输送机来说，物料的充填系数并非越大越好，相反取小值有利，一般取ψ,50%。各种微粒物料的充填系数ψ。 物料的轴向输送速度ν按下式计算: hns [m/s] (51) ,,60 式中:h---螺旋节距[m]; n---螺旋转速[r/min]; s 螺距h通常为: h=kD [m] (52) 11 其中:k---螺旋节距与螺旋直径的比值，与物料性质有关，通常取k=0.7~1，对于摩11擦系数大的物料，取小值(k=0.7~0.8);对于流动性较好，易流散的物料，可取k=1。 11 表8螺旋输送机倾斜修正系数c Table4-5Screw conveyor tilt correction coefficient 倾斜角β 0? ?5? ?10? ?15? ?20? c 1.00 0.90 0.80 0.70 0.65 图13不同充填系数时物料层堆积情况及其滑移面 Fig.13 Different filling coefficient when the material accumulation layer and the slip plane 将上式结合起来，则有: 3Q=47ψckDnρ [t/h] (53) 1s Q3,47,ckDn即: 1s, (1)螺旋直径 Q3设计的水泥螺旋输送机的=30m/h,取ψ=0.25,取k=0.8,c=1, nr,171.35/min11, 3代入得:30=47×0.25×1×0.8×D×308.35 求得:D=205.11~227.86mm， 因为螺旋输送机的螺旋直径应根据下列的标注系列进行圆整: D=150;200;250;300;400;500;600[mm] 取D=200mm 27 所以螺旋直径为200mm。 (2)螺距 h=D 1 h=200mm 1 所以螺距为200mm。 轴径 d=(0.2~0.35)D (3) 取 d=0.35D =0.35×200 =70mm 所以轴径为70mm。 (4)进料口、出料口 螺旋机进料口、出料口同用户现场开设，一般应从尾部进料，头部出料，但也可以从头部进料尾部出料，如需要中部进料，头部、尾部出料，或头部进料，中间出料，则为非标准制法，须由用户提供简图。 ? 进料口 进料口是用以连接螺旋机和进料漏斗的部件，其由盖寸口夹紧在机盖上，也可用焊接的方法与机盖相联，装置进料口时应在所装的机盖上按进料口内孔开尺寸。 ? 出料口 出料口由钢板及扁钢焊接而成,使用时将出料口焊在机壳上,其法兰石与溜槽法兰相连接,出料口的机壳应按出料口的内孔尺寸开孔。 L ? 出料口横截面的计算 3因为输送量为30m/h; hn0.16308.35，s轴向输送速度为ν= (54) ,,0.82/ms6060 3330(/)30(/)mhmh2,,0.01m所以截面积为s= (55) ,，0.823600(/)mh 2因此进、出料口的横截面要大于0.01m。 (5)叶片形式 根据4.1.1中螺旋输送机机体主要部件的介绍，选择全叶式的螺旋叶片。 (6)中间悬挂轴承 根据4.1.1中螺旋输送机机体主要部件的介绍。 细长的骨架，紧凑的轴承，可以在最小的流动阻力下得到最大的输送量。 为解决各种磨损的问 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 ，可采用各种热处理合金，也可以通过气焊和电弧焊在零 28 件表面堆焊硬质合金，这种在软质基体上加一层硬质碳化物及硼化物的材料可以得到很好的金属对金属耐磨损性能。 (7)槽体 根据4.1.1中螺旋输送机机体主要部件的介绍，选用标准管状槽体。 管状槽体可以防尘、防雨水，刚度大，并可使整个截面内均充满物料。标准管状槽体是用钢板卷成，并在接缝处连续焊接。 (8)螺旋轴 根据4.1.1中螺旋输送机机体主要部件的介绍，选用管状螺旋轴。 6.螺旋输送机机体的安装条件、使用及维护 6.1 螺旋输送机机体的安装条件 螺旋机安装的正确性是以后使用情况良好的先决条件之一，其在使用地点的安装必须妥善地进行，并满足技术条件的要求。 1(螺旋机安装基础至少应在螺旋机正式安装以前20天浇灌完成,该基础应能可靠地支承输送机并保证不同地基过小而发生螺旋机下沉和额外的变化,保证螺旋机在运转时具有足够稳定性。 2(螺旋机在安装以前必须将那些在运输中或卸箱时粘上的尘垢的机件加以清洗。 3(相邻机壳法兰石应连接平整、密合，机壳内表面接头处错位偏差不超过2mm。 4(机壳法兰间允许垫石棉调整机壳和螺旋长度的积累误差。 5(螺旋体外径与机壳间的间隙应符合表5,1规定，最小间隙不得少于表中规定数值的60%，需要大间隙，按用户要求制作。 表9螺旋体外经与机壳间的间隙应 单位(mm) Table.19 Helix overseas economic cooperation between the casing and the clearance should be 螺旋公称直径D 100 160 250 315 400 500 630 800 1000 1250 间隙 6 10 12.5 15 20 6(螺旋机各中间悬吊轴承应可靠地固定在机壳吊耳上,与相邻螺旋联连后螺旋转动均匀,没有被卡住现象，安装时可在吊轴承底座与机壳吊耳间加调整垫片以保证各吊轴承同轴安装后螺旋体轴线的同轴度应符合5,2规定。 表10 螺旋体轴线的同轴度 Table.10 The helix axis alignment 螺旋机长度(cm) 3~15 >15~30 >30~50 >50~70 同轴度(mm) υ3.0 υ4.0 υ5.0 υ5.0 7. 螺旋机主轴与减速电器的同轴度应符合GB1184-80《形状和位置工差,未注公差的规定》附表4中10级的规定。 8. 螺旋机的各底座在机壳装妥后，均应使之着实后再拧紧地脚螺钉。 29 9. 所有联结螺钉均应拧紧至可靠的程度。 10(进出料口现场安装应使进出料口的法兰支承面与螺旋机的本体轴线平行，与相连接的法兰应紧密贴合，不得有间隙。 11(螺旋机装妥后应检查各存油处是否有足够润滑油，不够则加足之，其后进行无负载试车;在连续进行4小时以上试运转后，检查螺旋机装配的正确性，发现不符合下列条件的应即停车，处理后再运转，直至处于良好运行状态为止。 (1) 螺旋机运转应平稳可靠，紧固件无松动现象。 (2) 运转2小时后轴承温度?30?，润滑密封良好。 (3) 减速器无渗油，无异常声，电器设备、联轴器安全可靠。 (4) 空载运行功率?额定功率30%。 12(机械密封出现故障的机会较多，比例较大，常见的损坏形式可分为腐蚀损坏、热损坏和机械损坏三种，由于机械密封特殊的结构形式和千差万别的工作环境，其腐蚀形态也存在多样性的特点。 (1) 金属环腐蚀 a表面均匀腐蚀 如果金属环表面接触腐蚀介质，而金属本身又不耐腐蚀，就会产生表面腐蚀，其现象是泄漏、早期磨损、破坏、发声等。金属表面均匀腐蚀有成膜和无膜两种形态，无膜的金属腐蚀很危险，腐蚀过程以一定的速度进行，这主要是选材错误造成的。成膜的腐蚀，其钝化膜通常具有保护作用的特性，但金属密封环所用材料，如不锈钢、钴、铬合金等其表面的钝化膜在端面摩擦中破坏，在缺氧条件下新膜很难生成，使电偶腐蚀加剧。 b应力腐蚀破裂 金属在腐蚀和拉应力的同时作用下，首先在薄弱区产生裂缝，进而向纵深发展，产生破裂，称为应力腐蚀破裂。选用堆焊硬质合金及铸铁、碳化钨、碳化钛等密封环，容易出现应力腐蚀破裂。密封环裂纹一般是径向发散型的，可以是一条或多条。这些裂缝沟通了整个密封端面，加速了端面的磨损，使泄漏量增加。 (2) 非金属环腐蚀 a石墨环的腐蚀，用树脂浸渍的不透性石墨环，它的腐蚀有三个原因:一是当端面过热，温度,180?时，浸渍的树脂要析离石墨环，使环耐磨性下降;二是浸渍的树脂若选择不当，就会在介质中发生化学变化，也使耐磨性下降。 b石墨环的氧化在氧化性的介质中，端面在干摩擦或冷却不良时，产生350-400?的温度能使石墨环与氧发生反应，产生CO气体，可使端面变粗糙，甚至破裂。非金属2 环在化学介质和应力的同时作用下，也会破裂。 30 (3) 辅助密封圈及其接触部位的腐蚀 a辅助密封圈的腐蚀橡胶种类不同，其耐蚀性亦不同。由于橡胶的腐蚀、老化，其失效的橡胶遭腐蚀后表面变粗糙且失去弹性，容易断裂。橡胶耐油性因品种而异，不耐油的橡胶易胀大、摩擦力增大，浮动性不好，使密封失效。橡胶与F耐温性差，硅4橡胶耐温性最好，可在200?使用。 6.2 螺旋输送机机体的使用及维护 螺旋输送机是用来输送粉状、粒状、小块状物料的一般用途的输送设备，各种轴承均处于灰尘中工作，因此在这样工况条件下的螺旋机的合理操作与保养就具有更大的意义，螺旋机的操作和保养主要要求如下: 1(螺旋机应无负载起动，即在机壳内没有物料时起动，起动后方能向螺旋机给料。 2(螺旋机初始给料时，应逐步增加给料速度至达到额定输送能力，给料应均匀，否则容易造成输送物料的积塞，驱动装置的过载，使整台机器早日损坏。 3(为了保证螺旋机无负载起动的要求，输送机在停车前应停止加料，等机壳内物料完全输尽后方可停止运转。 4(被输送物料内不得混入坚硬的大块物料，避免螺旋卡死而造成螺旋机的损坏。 5(在使用中经常检视螺旋机各部位的工作状态，注意各紧固机件是否松动，如果发现机件松动，则应立即拧紧螺钉，使之重新紧固。 7 结束语 毕业设计包括了以下内容:决定传动装置的总体设计方案;驱动装置的设计计算;减速器的设计计算;螺旋输送机机体的设计计算;其他辅助设备的选择，绘制装配图以及零件工作图;编写设计说明书。 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。而螺旋输送机机体中我主要做了螺旋直径，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。 螺旋输送机的使用寿命关键在于其吊轴承,所以要大胆改进了吊轴承的材质及结构。特点如下: A、轴瓦及中间轴采用高密度耐磨合金钢，结构分体，消除材料浪费，增加物料通过量，不加油、疏于管理使用。 31 B、中间轴之间连接为“插接式”连接，起到“方向节”的作用:当中间轴与轴瓦磨损后，其效果就更加明显了，避免硬性连接(法兰连接)出现的螺丝根切及碰撞响声。 还有一些使用螺旋输送机时要注意的:螺旋输送机不宜输送易变质的、粘性大的、易结块的物料，因为这些物料在输送时会粘结在螺旋上，并随之旋转而不向前移动或者在吊轴承处形成物料的积塞，而使螺旋机不能正常工作。LS型螺旋机螺旋直径从200毫米到500毫米，共有五种规格，长度从4米到70米，每隔0.5米一档，选型时符合标准公称长度，特殊需要可在选配节中另行提出。 参考文献 [1] 邱宣怀.机械设计.第四版. 高等教育出版社, 2003.4:25,30 [2] 龚湘义. 机械设计课程设计指导书. 第二版.高等教育出版社, 2004.4:67,70 [3] 徐景.机械设计手册[M].北京:机械工业出版社，1992.:32,35 [4] 中国矿业大学. 矿山运输机械. 煤矿工业出版社, 1987.1:108,112 [5] 机械零部件设计. 机械工程手册 第2版. 机械工业出版社, 1996.9:15,21 [6] 北京市建筑材料工业学校. 建材机械与设备. 中国建筑工业出版社,1983.4:75,85 土建 教材 民兵爆破地雷教材pdf初中剪纸校本课程教材衍纸校本课程教材排球校本教材中国舞蹈家协会第四版四级教材 编写组. 建筑机械. 上海科学技术出版社, 1985:55,68 [7] [8] 钟振洋. 建筑工程机械合理选择与经济使用.广东科技出版社:165,180 [9] 单耀祖.材料力学[M].北京:高等教育出版社,2003.:35,42 [10] 张建中. 机械设计基础课程设计. 中国矿业大学出版社, 2005.2:46,51 [11] 哈尔滨工业大学 龚湘义. 机械设计课程设计图册.第三版. 高等教育出版社,2004.1:90, 102 [12]: 《运输机械设计选用手册》 化学工业出版社.1998.5:67,70 [13]: 中华人民共和国国家标准-运输机械术语-螺旋输送机.GB/T 14521.7-93:63,65 [14]: 赵红霞 王淑珍.螺旋输送机螺距优化及效率研究.2004.12.31 37-39:72,80 [15]: 庞美荣 王春维.螺旋输送机叶片下料的理论计算[J]粮食与饲料工业.1994.5:43,50 [16]: 张东海. 螺旋输送机的优化研究. 2006.12.01:73 [17]: 莫恭倩 李舟轮等 特殊用途螺旋输送机的设计 1999.5 13-14 [18]: 任进 门庄妍. 旋输送机设计与参数的选择.1995.3.28 37-39. [19] 成大先.机械设计手册(第四版)[M].北京:化学工业出版社，2002.1 [20] 吴宗泽，罗圣国等.机械设计课程设计手册(第3版)[M].北京:高等教育出版社，2006.5. 32 致 谢 到今天我的毕业设计已经圆满的完成了。在此，我要特别感谢我的指导老师向阳老师，在这段时间内他给了我莫大的帮助，正由于他的热心地帮助和指导，我的毕业 设计才能够顺利的完成。向老师严谨治学的态度和精神也是我在这次设计过程中学到的宝贵的财富。 我在课题的研究过程中,还得到了很多同学的热心帮助,在此向他们表示感谢～ 大学四年的学习和生活即将告别。感谢这四年各位老师对我的教诲，各位同学给我的帮助～感谢与我共同走过大学的朋友们、同学们～同时祝愿你们在以后的日子里，开心、快乐～ 33