螺旋输送机传东西装置设计

3. 无轴螺旋输送机设计要点

无轴螺旋输送机设计要点
U形截面：外形与LS系列螺旋输送机基本相同。
无轴螺旋输送机：螺旋体为较厚的带状螺旋，无轴螺旋，头部与驱动轴相联。结构上分单、双叶片两种，材质上分碳钢、不锈钢两类，安螺距比有1：1和2：3两种。
滑动衬板：无轴螺旋体中间、尾部工作支撑件，材质上分高强度工程塑料、不锈钢、其它高耐磨材料三类。 WLSY无轴螺旋输送机
工作部件：与WLS型工作部件基本相同、吸收采用LSY系列螺旋输送机优秀成熟的技术，兼有WLS型螺旋输送机的结构特点。
圆管机壳：密闭性能好，可达气密级（0.02mpa）性能，可在正、负压工况条件下工作。

4. WLS无轴螺旋输送机原理、特点、结构、安装调试运行等参数！详细的介绍下！

WLS型无轴螺旋输送机简介:

WLS型无轴螺旋输送机是我厂技术部门在设计生产各类螺旋输送机丰富经验的基础上，参照国家同类产品，联合有关科研部门而设计开发的新型输送机产品.

WLS型无轴螺旋输送机主要用于环保、造纸、化工、食品、医药、饮料等行业输送站附性较强的物料，糊状粘稠物料（如化工原料、废纸浆、麦芽、污泥等）以及易缠绕物料（如生活垃圾），具有独特优势。所以无轴螺旋输送机又称防缠绕输送机、垃圾处理输送机.

WLS型无轴螺旋输送机输送原理

WLS型无轴螺旋输送机在输送原理上与一般螺旋输送机基本相同：即如同一根旋转的螺旋轴，带动一个螺母沿其轴向移动一样，无轴螺旋输送机螺旋体相当于螺旋轴，物料相当于螺旋输送机螺母，当螺旋体连续旋转时则物料也连续输送。无轴螺旋输送机螺旋体为较厚的带状叶片，通过无轴螺旋输送机驱动端驱动，中间无轴，螺旋体与机壳内壁底部衬板接触（滑动）.

WLS型无轴螺旋输送机特点

无轴螺旋输送机与传统有轴螺旋输送机相比，因为采用了无中心轴设计，使用具有一定柔性的整体钢制螺旋推送物料,所以具有以下突出优点：

无轴螺旋输送机抗缠绕性强：因为无中心轴干扰,对于输送带状、粘稠物料、易缠绕物料有特殊的优越性，如用于污水处理厂输送中细格栅，其栅条净距50mm的除污机栅渣和压滤机泥饼等物料，或者垃圾处理场所处理运输垃圾，能防止阻塞引起的事故。

无轴螺旋输送机环保性能好。无轴螺旋输送机采用全封闭输送和易清洗的螺旋表面，可保证环境卫生和所送物料不受污染、不泄漏。

无轴螺旋输送机扭距大、能耗低。由于螺旋无轴，物料不易堵塞，排料口不堵塞，因而可以较低速度运转，平稳传动，降低能耗。扭距可4000N/m。

无轴螺旋输送机输送量大。无轴螺旋输送机输送量是相同直径传统有轴螺旋输送机的1.5倍。

无轴螺旋输送机输送距离长。单机输送长度可达60米。并可根据用户需要，采用多级串联式安装，超长距离输送物料。

无轴螺旋输送机能机动工作。我公司开发生产的移动型无轴螺旋输送机，能机动工作，一机多用。既可下方出料，又可端头出料。采用特制衬板，该机可在高温下工作。结构紧凑，节省空间，外型美观，操作简便，经济耐用.

WLS无轴螺旋输送机的结构

WLS无轴螺旋输送机主要由动力装置、头部装配、机壳、无轴螺旋体、耐磨衬板、进料口、出料口、机盖（需要时）、底座等组成。

1、WLS无轴螺旋输送机驱动装置：采用摆线针轮轮减速机或轴装式硬齿面齿轮减速机，设计时应尽可能将驱动装置设在出料口端，使螺旋体在运转时处在受拉状态。

2、WLS无轴螺旋输送机头部装配有推力轴承，可承受输送物料时产生的轴向力。

3、WLS无轴螺旋输送机机壳：机壳为U型，上部加机盖（需要时），材质有不锈钢或碳钢或玻璃钢。

4、WLS无轴螺旋输送机无轴螺旋体：材质为不锈钢或耐磨钢。

5、WLS无轴螺旋输送机耐磨衬板：耐磨的非金属材料。

6、WLS无轴螺旋输送机进、出料口：有方形和圆形两种，用户无要求时按方形的供货

型号名称 WLS150 WLS200 WLS250 WLS300 WLS400 WLS500

螺旋体直径（mm） 150 184 237 284 365 470

外壳管直径（mm） 180 219 273 351 402 500

允许工作角度（α） 0°～30° 0°～30° 0°～30° 0°～30° 0°～30° 0°～30°

最大输送长度（m） 12 13 16 18 22 25

最大输送能力（t/h） 2.4 7 9 13 18 28

电机 型号 L≤7 Y90L-4 Y100L1-4 Y100L2-4 Y132S-4 Y160M-4 Y160M-4

功率kW 1.5 2.2 3 5.5 11 11

型号 L>7 Y100L1-4 Y100L2-4 Y112M-4 Y132M-4 Y160L-4 Y160L-4

功率kW 2.2 3 4 7.5 15 15

WLS无轴螺旋输送机安装、调试及运行

1、WLS无轴螺旋输送机设备安装要求：

a、WLS无轴螺旋输送机进、出料口现场安装，应使进出料口的法兰支撑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。

b、WLS无轴螺旋输送机装好以后，应检查减速机是否加足润滑油、若未加则加足之，其后进行无负载试车；在进行连续半小时以上试运转后，检查WLS无轴螺旋输送机装配的正确性，发现问题应立即停机，处理后再运转，直至处于良好运行状态为止。

c、WLS无轴螺旋输送机运转应平稳可靠，紧固件无松动现象。减速器无渗油、无异常声，电气设备安全可靠。

2、WLS无轴螺旋输送机使用要求：

a、WLS无轴螺旋输送机应无负荷起动，即在机壳内没有物料时起动，起动后方能向WLS无轴螺旋输送机给料。

b、WLS无轴螺旋输送机初始给料时，应逐步增加给料量直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WLS无轴螺旋输送机损坏。

c、为了保证WLS无轴螺旋输送机无负荷起动的要求，WLS无轴螺旋输送机在停车前应停止加料，等WLS无轴螺旋输送机机壳内物料完全输送完毕后方可停止运转。

d、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WLS无轴螺旋输送机的损坏。

e、在使用中经常检测WLS无轴螺旋输送机各部分的工作状态、注意各紧固件是否松动，如果发现机件松动，则应立即拧紧螺钉，使之重新坚固。

f、WLS无轴螺旋输送机的机盖在机器运转时不应该取下，以免发生事故

5. 机械设计 螺旋输送机传动装置设计

一、传动方案拟定

螺旋输送机用减速器方案如下图所示

FD

V

二、电动机的选择

电动机的选择:选用Y系列三相异步电动机

1.带式输送机所需功率

2.初估电动机额定功率P=

V带效率=0.96,一对滚动轴承效率=0.99,闭式齿轮传动效率=0.97(8级精度),联轴器

3.确定电动机转速

选择同步转速为1500电动机,型号为

4．各尺寸及主要性能如下:

额定功率

同步转速

满载转速

额定转矩

最大转矩

质量

(kg)

4.0

1500

1440

2.2

2.2

43

机座号

中心高

安装尺寸

轴伸尺寸

平键尺寸

外形尺寸

112M

112

A

B

D

E

G

L

HD

AC

AD

190

140

28

60

24

400

265

230

190

三、分配各级传动比

初取V带传动比3

则两斜圆柱齿轮 取

综上取传动比

四、 计算运动和动力参数(传动装置运动和动力参数的计算)

1.各轴转速

电动机轴

I轴

II轴

III轴

卷筒轴IV

2.各轴输入功率

I轴

II轴

III轴

卷筒轴IV

3.各轴输入转矩

I轴

II轴

III轴

卷筒轴IV

五、 减速器外传动零件的设计计算

一 V带的设计计算

1：确定计算功率

由V带的工作情况和工作时间长短等因素 取

2：选择带型

根据计算功率小带轮的转速，由表8-6，可选 SPZ型V带

3：确定带轮的基准直径

1）：由表8-7，8-3，初选

2）：验算带速度:

故V带选择合适

3）：计算从动轮的基准直径

由表8-7，选取

4：确定中心距

初选，带的基准长度

由表8-2取

5：验算主动轮的包角

，

主动轮的包角符合要求

6：确定窄V带根数z

由查表8-5c和8-5d得：

由表8-8得：

由表8-2得：

代入式（8-22）得：

故z取z=3

7:计算带的预紧力

查表8-4得：

由于新带容易松弛，所以安装新带时的预紧力为上述预紧力的1.5倍

8：计算压紧力

9验算 实际传动比：

9：带轮结构设计

基准宽度

基准线上槽深

基准线下槽深

槽间距

第一槽对称面

至端面的距离

最小带轮缘厚

带轮宽

外径

轮槽角

6. 设计已螺旋输送机的驱动装置设计说明书

计算内容 计算结果
一， 设计任务书
设计题目：传送设备的传动装置
（一）方案设计要求：
具有过载保护性能（有带传动）
含有二级展开式圆柱齿轮减速器
传送带鼓轮方向与减速器输出轴方向平行
（二）工作机原始数据：
传送带鼓轮直径___ mm,传送带带速___m/s
传送带主动轴所需扭矩T为___N.m
使用年限___年，___班制
工作载荷（平稳，微振，冲击）
（三）数据：
鼓轮D 278mm，扭矩T 248N.m
带速V 0.98m/s，年限 9年
班制 2 ，载荷 微振
二.电机的选择计算
1. 选择电机的转速：
a. 计算传动滚筒的转速
nw= 60V/πd=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min
b.计算工作机功率
pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw
2. 工作机的有效功率
a. 传动装置的总效率
带传动的效率η1= 0.96
弹性联轴器的效率η2= 0.99

滚筒的转速
nw=67.326 r/min
工作机功率
pw=1.748Kw

计算内容 计算结果
滚动轴承的效率 η3=0.99
滚筒效率 η4=0.96
齿轮啮合效率 η5=0.97
总效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²=
0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816
c. 所需电动机输出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw
3. 选择电动机的型号：
查参考文献[10] 表16-1-28得 表1.1
方案
号 电机
型号 电机
质量
(Kg) 额定
功率
(Kw) 同步
转速(r/min) 满载
转速
(r/min) 总传
动比
1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091
2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962
根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y112M-6型电动机。
三.运动和动力参数的计算
1. 分配传动比取i带=2.5
总传动比 i=13.962
i减=i/i带=13.962/2.5=5.585
减速器高速级传动比i1= =2.746
减速器低速级传动比i2= i减/ i1=2.034
2. 运动和动力参数计算:

总效率
η=0.816

电动机输出功率
Pr=2.142kw

选用三相异步电动机Y112M-6
p=2.2 kw
n=940r/min
中心高H=1112mm,外伸轴段D×E=28×60

i=13.962
i12=2.746
i23=2.034

P0=2.142Kw

计算内容 计算结果
0轴(电动机轴):
p0=pr=2.142Kw
n0=940r/min
T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m
Ⅰ轴(减速器高速轴):
p1=p.η1=2.1420.95=2.035Kw
n1= n0/i01=940/2.5=376
T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m
Ⅱ轴(减速器中间轴):
p2=p1η12=p1η5η3=2.0350.970.99
=1.954 Kw
n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min
T2=9.55103 P2/n2=136.283N.m

Ⅲ轴(减速器低速轴):
p3=p2η23= p2η5η3=1.876 Kw
n3= n2/i23=67.319 r/min
T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m
Ⅳ轴(鼓轮轴):
p4=p3η34=1.839 Kw
n4= n3=67.319 r/min
T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m
四.传动零件的设计计算
(一)减速器以外的传动零件
1.普通V带的设计计算
(1) 工况系数取KA=1.2
确定dd1, dd2:设计功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kw n0=940r/min
T0=21.762N.m
p1=2.035Kw
n1=376r/min
T1=51.687N.m
p2=1.954Kw
n2=136.926 r/min
T2=136.283 N.m
p3=1.876Kw
n3=67.319 r/min
T3=266.133N.m

p4=1.839 Kw
n4=67.319r/min
T4=260.884 N.m

小带轮转速n1= n0=940 r/min
选取A型V带 取dd1=118mm
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm
取标准值dd2=315mm
实际传动i=dd1/ dd2=315/118=2.669
所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(误差为6.3%>5%)
重取 dd1=125mm,
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm
取标准值dd2=315mm
实际传动比i= dd1/ dd2=315/125=2.52
n2= n1/i=940/2.52=373.016
(误差为8% 允许)
所选V带带速v=πdd1 n1/(601000)=3.14
125940/(601000)=6.152m/s
在5 ~25m/s之间 所选V带符合
(2)确定中心距
①初定a0 :0.7(dd1 +dd2)≤a0≤ 2(dd1 +dd2)

308≤a0≤880 取a0=550mm
②Lc=2 a0+(π/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)²/4 a0
=2550+(3.14/2) (315+125)+(315-125)²/4550=1807.559
③取标准值:Ld=1800mm
④中心距:a=a0+ (Ld­Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2

计算内容 计算结果
=546.221mm
取a=547mm,a的调整范围为:
amax=a+0.03 Ld=601mm
amin=a-0.015Ld=520mm

(2)验算包角:
α≈180°-(dd2-dd1) 60° /a=180°-(315-125) 60°/547=159°>120°，符合要求。
(3)确定根数:z≥pc/p0’
p0’=Kα(p0+Δp1+Δp2)
Kα=1.25(1- )=0.948
对于A型带:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3,
c3=9.610-15,c4=4.6510-5
L0=1700mm
ω1= = =98.437rad/s
p0= dd1ω1[c1- - c3 (dd1ω1)²- c4lg(dd1ω1)]
=12598.437[3.7810-4- -9.6
10-15 (12598.437)²- 4.6510-5
lg(12598.437)]=1.327
Δp1= c4dd1ω1 =0.148
Δp2=c4dd1ω1 =0.0142
p0’=0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw

确定根数：z≥ ≤Zmax
z= = 取z=2
（4）确定初拉力F0
F0=500 =500×
=175.633KN
（5）带对轴的压力Q
Q=2 F0zsin =2 =690.768KN
（二）减速器以内的零件的设计计算
1．齿轮传动设计
（1）高速级用斜齿轮
① 选择材料
小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度250~280HBS大齿轮选用ZG340~ 640，正火处理，齿面硬度170 ~ 220HBS
应力循环次数N：
N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）=9.74×108
N2= N1/i1=9.74×108 ÷2.746=3.549×108
查文献[2]图5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允许有一点蚀）
由文献[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92
按齿面硬度250HBS和170HBS由文献[2]图（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=450 Mpa
许用接触应力[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=459.540 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以计算中取[σH]= [σH]2 =459.540 Mpa
②按接触强度确定中心距
初定螺旋角β=12° Zβ= =0.989
初取KtZεt2=1.12 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i1 =2.746，取Φa=0.4
端面压力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=20.4103°
基圆螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665°
ZH= = =2.450
计算中心距a:

计算内容 计算结果
a≥
=
=111.178mm
取中心距 a=112mm
估算模数mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×=
0.784~2.24
取标准模数mn=2
小齿轮齿数

实际传动比： 传动比误差 在允许范围之内
修正螺旋角β=
10°50′39〃
与初选β=12°相近，Zβ，ZH可不修正。
齿轮分度圆直径

圆周速度
由文献[2]表5-6 取齿轮精度为8级
③验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动，载荷平稳，由文献[2]表5-3 取 KA=1.25
由文献[2]图5-4（b），按8级精度和
取KV=1.023
齿宽 ，取标准b=45mm
由文献[2]图5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051
由文献[2]表5-4，Kα=1.2
载荷系数K= KAKVKβKα=
计算重合度：
齿顶圆直径
端面压力角：
齿轮基圆直径： mm
mm
端面齿顶压力角：

高速级斜齿轮主要参数：
mn=2
z1=30, z2=80
β=
10°50′39〃
mt= mn/cosβ=2.036mm
d1=61.091mm
d2=162.909mm
da1=65.091mm
da2=166.909mm
df1= d1-2(ha*+ c*) mn=56.091mm
df2= d2-2(ha*+ c*) mn=157.909mm
中心距a=1/2(d1+d2)=112mm
齿宽b2=b=
45mm
b1= b2+(5~10)=50mm

计算内容 计算结果

齿面接触应力
安全
④验算齿根弯曲疲劳强度
由文献[2]图5-18（b）得：
由文献[2]图5-19得：
由文献[2]式5-23：
取
计算许用弯曲应力：

计算内容

计算结果

由文献[2]图5-14得：
由文献[2]图5-15得：
由文献[2]式5-47得计算

由式5-48： 计算齿根弯曲应力：

均安全。
⑵低速级直齿轮的设计
①选择材料
小齿轮材料选用40Cr钢，齿面硬度250—280HBS,大齿轮材料选用ZG310-570，正火处理，齿面硬度162—185HBS
计算应力循环次数N：同高速级斜齿轮的计算 N1=60 n1jL h=1.748×108
N2= N1/i1=0.858×108
计算内容

计算结果
查文献[2]图5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14
按齿面硬度250HBS和162HBS由文献[2]图（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=440 Mpa
由文献[2]式5-28计算许用接触应力：
[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=710.976 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=461.472 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以取[σH]= [σH]2 =461.472 Mpa
②按接触强度确定中心距
小轮转距T1=136.283N.m=136283N.m
初取KtZεt2=1.1 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i23=2.034，取Φa=0.35

计算中心距a: a≥
=145.294mm
取中心距 a=150mm估算模数m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×150=
1．05~3
取标准模数m=2
小齿轮齿数

齿轮分度圆直径

齿轮齿顶圆直径：

齿轮基圆直径： mm
mm
圆周速度
由文献[2]表5-6 取齿轮精度为8级
按电机驱动，载荷平稳，而工作机载荷微振，由文献[2]表5-3 取 KA=1.25
按8级精度和 取KV=1.02
齿宽 b= ,取标准b=53mm
由文献[2]图5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03
由文献[2]表5-4，Kα=1.1
载荷系数K= KAKVKβKα=
计算端面重合度：

安全。
③校核齿根弯曲疲劳强度
按z1=50, z2=100,由文献[2]图5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22
由文献[2]图5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。
Yε=0.25+0.75/ εα=0.25+0.75/1.804=0.666
由文献[2]图5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp
由文献[2]图5-19，YN1= YN2=1.0,因为m=4〈5mm，YX1= YX2=1.0。
取YST=2.0，SFmin=1.4。
计算许用弯曲应力：
[σF1]= σFlim1YST YN1 YX1/SFmin=414Mp
[σF2]= σFlim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp
计算齿根弯曲应力：
σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=2×1.445×136283×2.36×1.71×0.666/53×100×2=99.866Mp〈[σF1]
σF2=σF1 YFa2YSa2/ YFa1YSa1=98.866Mp〈[σF2]
均安全。
五．轴的结构设计和轴承的选择
a1=112mm, a2=150mm,
bh2=45mm, bh1= bh2+(5~10)=50mm
bl2=53mm, bl1= bl2+(5~10)=60mm
(h----高速轴，l----低速轴)
考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s=10mm，考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10mm，为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5mm，初取轴承宽度分别为n1=20mm,n2=22，n3=22mm，3根轴的支撑跨距分别为：
计算内容

低速级直齿轮主要参数：
m=2
z1=50, z1=50 z2=100
u=2.034
d1=100mm
d2=200mm
da1=104mm
da2=204mm
df1=
d1-2(ha*+ c*) m=95mm
df2=
d2-2(ha*+ c*) m=195mm
a=1/2(d2+ d1)=150mm
齿宽b2 =b=53mm
b1=b2+
(5~10)=60mm

计算结果
l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2×(5+10)+50+10+60+20=170mm
l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2×(5+10)+50+10+60+20=

172mm
l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2×(5+10)+50+10+60+20=172mm
(2)高速轴的设计：
①选择轴的材料及热处理
由于高速轴小齿轮直径较小，所以采用齿轮轴，选用40r钢，
②轴的受力分析：
如图1轴的受力分析：

lAB=l1=170mm,
lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm
lBC= lAB- lAC=170-50=120mm
(a) 计算齿轮啮合力：
Ft1=2000T1/d1=2000×51.687/61.091=162.131N
Fr1=Ft1tanαn/cosβ1692.13×tan20°/cos10.8441°=627.083N
Fa1= Ft1tanβ×tan10.8441°=324.141N
(b) 求水平面内支承反力，轴在水平面内和垂直面的受力简图如下图：

RAx= Ft1 lBC/ lAB=1692.131×120/170=1194.445N
RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N
RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083×120+324.141×
61.091/2)/170=500.888N
RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N
(c) 支承反力

弯矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm
MC2= RB lBC=61612.32N.mm
转矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm
计算内容

计算结果

d≥ ③轴的结构设计
按经验公式，减速器输入端轴径A0 由文献[2]表8-2，取A0=100
则d≥100 ，由于外伸端轴开一键槽，
d=17.557（1+5%）=18.435取d=20mm，由于da1<2d,用齿轮轴，根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。
初定轴的结构尺寸如下图：

高速轴上轴承选择：选择轴承30205 GB/T297-94。
（2）中间轴（2轴）的设计：
①选择轴的材料及热处理
选用45号纲调质处理。
②轴的受力分析：
如下图轴的受力分析：

计算内容

计算结果

lAB=l2=172mm,
lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm
lBC= lAB- lAC=172-51=121mm
lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm
(a) 计算齿轮啮合力：
Ft2=2000T2/d2=2000×136.283/162.909=1673.118N
Fr2=Ft2tanαn/cosβ=1673.118×tan20°/cos10.8441°=620.037N
Fa2=Ft2tanβ=1673.118×tan10.8441°=320.499N
Ft3=2000T2/d3=2000×136.283/100=2725.660N
Fr3=Ft3tanα=2725.660×tan20°=992.059N
(b)求水平面内和垂直面内的支反力
RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD )/lAB=(1673.118×121+2725.660×56)/172=2064.443N
RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N
RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(320.449×162.909/2-620.037×121+992.059×56)=190.336N
RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336=
计算内容

计算结果
181.656N
RA=2073.191N, RB=2341.392N
③轴的结构设计
按经验公式, d≥A0 由文献[2]表8-2，取A0=110
则d≥110 ，取开键槽处d=35mm
根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。
初定轴的结构尺寸如下图：

中间轴上轴承选择：选择轴承6206 GB/T276-94。
（3）低速轴（3轴）的设计：
①选择轴的材料及热处理
选用45号纲调质处理。
②轴的受力分析：
如下图轴的受力分析：

计算内容

计算结果

初估轴径：
d≥A0 =110
联接联轴器的轴端有一键槽，dmin=33.5（1+3%）=34.351mm，取标准d=35mm
轴上危险截面轴径计算：d=（0.3~0.4）a=（0.3~0.4）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=46.35mm，取标准
计算内容 计算结果
50mm
初选6207GB/T276-94轴承，其内径，外径，宽度为40×80×18
轴上各轴径及长度初步安排如下图：

③低速级轴及轴上轴承的强度校核
a、 低速级轴的强度校核
①按弯扭合成强度校核：
转矩按脉动循环变化，α≈0.6
Mca1= Mc=106962.324N.mm
Mca2=
Mca3=αT=159679.800N.mm
计算弯矩图如下图：

计算内容

计算结果

Ⅱ剖面直径最小，而计算弯矩较大，Ⅷ剖面计算弯矩最大，所以校核Ⅱ，Ⅷ剖面。
Ⅱ剖面:σca= Mca3/W=159679.8/0.1×35³=37.243Mp
Ⅷ剖面：σca= Mca2/W=192194.114/0.1×50³=15.376Mp
对于45号纲，σB=637Mp，查文献[2]表8-3得
[σb] -1=59
Mp，σca<[σb] -1,安全。
②精确校核低速轴的疲劳强度
a、 判断危险截面：
各个剖面均有可能有危险剖面。其中，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ剖面为过度圆角引起应力集中，只算Ⅱ剖面即可。Ⅰ剖面与Ⅱ剖面比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数较大者进行验算。Ⅸ--Ⅹ面比较，它们直径均相同，Ⅸ与Ⅹ剖面计算弯矩值小，Ⅷ剖面虽然计算弯矩值最大，但应力集中影响较小（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），所以Ⅵ与Ⅶ剖面危险，Ⅵ与Ⅶ剖面的距离较接近（可取5mm左右），承载情况也很接近，可取应力集中系数较大值进行验算。
计算内容

计算结果
b.较核Ⅰ、Ⅱ剖面疲劳强度：Ⅰ剖面因键槽引
起的应力集中系数由文献[2]附表1-1查得：kσ=1.76, kτ=1.54
Ⅱ剖面配合按H7/K6，引起的应力集中系数由文献[2]附表1-1得：kσ=1.97, kτ=1.51。Ⅱ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查文献[2]附表1-2（用插入法）： （过渡圆角半径根据D-d由文献[1]表4.2-13查取） kτ=1.419，故应按过渡圆角引起的应力集中系数验算Ⅱ剖面
Ⅱ剖面产生的扭应力、应力幅、平均应力为：
τmax =T/ WT=266.133/0.2×35³=31.036Mp,
τa=τm =τmax /2=15.52Mp
绝对尺寸影响系数查文献[2]附表1-4得：εσ =0.88，ετ =0.81，表面质量系数查文献[2]附表1-5：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅱ剖面安全系数为：
S=Sτ=
取[S]=1.5~1.8，S>[S] Ⅱ剖面安全。
b、 校核Ⅵ，Ⅶ剖面：
Ⅵ剖面按H7/K6配合，引起的应力集中系数查附表1-1，kσ=1.97, kτ=1.51
Ⅵ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2， ，kσ=1.612,kτ=1.43
Ⅶ剖面因键槽引起的应力集中系数查文献[2]附表1-1得：kσ=1.82, kτ=1.62。故应按过渡圆角引起
计算内容

计算结果
的应力集中系数来验算Ⅵ剖面
MVⅠ=113 RA=922.089×113=104196.057N.mm, TVⅠ=266133N.mm
Ⅵ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力：
σmax= MVⅠ/W=104196.057/0.1×50³=8.336Mp
σa=σmax=8.366 σm=0
Ⅵ剖面产生的扭应力及其应力幅，平均应力为：
τmax =TⅥ/ WT=266133/0.2×50³
绝对尺寸影响系数由文献[2]附表1-4得：εσ =0.84，ετ
=0.78
表面质量系数由文献[2]附表1-5查得：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅵ剖面的安全系数：
Sσ =
Sτ=
S=
取[S]= 1.5~1.8，S>[S] Ⅵ剖面安全。
六．各个轴上键的选择及校核
1．高速轴上键的选择：
初选A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm,查文献[2]表2-10，许用挤压应力[σp]=110Mp，σp= 满足要求；

计算内容

高速轴上
选A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm
中间轴
选A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,

计算结果
2．中间轴键的选择：
A处：初选A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, [σp]=110Mp
σp= 满足要求;
B处：初选A型10×45 GB1095-79：
b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,[σp]=110Mp
σp= 满足要求.
3. 低速轴上键的选择：
a.联轴器处选A型普通平键
初选A型10×50 GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文献[2]表2-10，许用挤压应力[σp]=110Mp
σp= 满足要求.
b. 齿轮处初选A型14×40 GB1096-79：b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, [σp]=110Mp
σp= 满足要求.
七．联轴器的选择
根据设计题目的要求，减速器只有低速轴上放置一联轴器。
查表取工作情况系数K=1.25~1.5 取K=1.5
计算转矩 Tc=KT=1.5×266.133=399.200Mp
选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85，[T]=630N.m, Tc<[T],n<[n],所选联轴器合适。
低速轴
联轴器处选A型10×50GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm
低速轴
齿轮处初选A型14×40GB1096-79：
b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm

选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85
参考资料：机械课程设计，理论力学

7. 　螺旋输送机

螺旋输送机是一种不带挠性牵引构件的连续输送设备，主要用来输送粉状或粒状物料。

螺旋输送机构造简单，横截面尺寸小，制造成本低，密封性好，操作安全方便，而且便于改变加料和卸料位置。其缺点是输送过程中物料易过粉碎，输送机零部件磨损较快，动力消耗大，输送长度较小（＜40m），输送能力较低，倾斜输送时倾角小于20°。

一、构造和工作原理

螺旋输送机主要由料槽、输送螺旋和驱动装置组成。当机长较长时应加中间吊挂轴承，如图9-17所示。螺旋叶片固装在轴上，螺旋轴纵向装在料槽内。每节轴有一定长度，节与节之间联结处装有悬挂轴承。一般头节的螺旋轴与驱动装置连接，出料口设在头节的槽底，进料口设在尾节的盖上。物料由进料口装入，当电动机驱动螺旋轴转动时，物料由于自重及与槽壁间摩擦力的作用，不随同螺旋一起旋转，这样由螺旋轴旋转产生的轴向推动力就直接作用到物料上，使物料沿轴向滑动。输送物料情况恰似被持住而不能旋转的螺母沿着螺杆作平移一样，朝着一个方向推进到卸料口处卸出。

图9-17螺旋输送机

1-驱动装置；2-出料口；3-螺旋轴；4-中间轴承；5-壳体；6-进料口

螺旋输送机的螺旋分为实体螺旋、带式螺旋及叶片螺旋三种，如图9-18所示。

实体螺旋构造简单，效率高，适宜输送松散、干燥、无粘性的物料。带式螺旋加工制造较麻烦，强度较低，主要用于磨损和腐蚀性强及粒度较大的物料的输送。叶片式螺旋加工制造麻烦，效率低，主要用于物料输送过程中伴随搅拌及混合等工艺要求的场合。

图9-18螺旋面形状

（a）实体螺旋；（b）带式螺旋；（c）叶片螺旋

二、主要参数的确定

1.输送能力

非金属矿产加工机械设备

式中D——螺旋直径（m）；

s——螺距（m），全叶式螺旋s＝0.8D，带式螺旋s＝D；

n——螺旋转速（r/min）；

φ——物料填充系数，见表9-23；

表9-23螺旋输送机的物料参数

P_s——物料堆积密度，见表9-23；

C——输送机倾斜修正系数，见表9-24。

表9-24螺旋输送机倾斜修正系数C值

2.螺旋转速

螺旋转速太低，则输送量不大；若转速过高，物料受过大的切向力而被抛起，输送能力降低，而且磨损增加。因此，螺旋轴转速不能超过某一极限。螺旋轴的极限转速可按如下经验公式计算：

非金属矿产加工机械设备

式中K_L为物料综合特性系数，见表9-23；

由上式计算出的转速，应圆整为下列转速：20、30、35、45、60、75、90、120、150、190r/min。

3.螺旋直径

已知输送量及物料特性，则螺旋直径可由式9-28导出整理求得：

非金属矿产加工机械设备

式中K为物料综合特性经验系数，见表9-22。

如果输送物料的块度较大，螺旋直径应根据下式进行校核：

对于筛分过的物料D≥（4～6）d_max；

对于筛分的物料D≡（8～12）d_max。

式中d_max为被输送物料的极大直径。

按上述求得的螺旋直径，应圆整为下列标准螺旋直径：150、200、250、300、400、500、600mm。

4.功率

螺旋输送机所需功率用于克服以下阻力：物料对料槽以及螺旋的摩擦阻力；倾斜输送时，提升物料的阻力；物料的搅拌及部分被破碎的阻力；传动阻力等。上述各项阻力中，除了输送和提升物料的阻力可以精确计算外，其他阻力要逐项精确计算是困难的。一般认为，螺旋输送机的功率消耗与输送量及机长成正比，而把所有损失归入一个总系数内，即阻力系数ζ，因此螺旋轴所需功率可按下列计算：

非金属矿产加工机械设备

式中Q——输送机的输送能力（t/h）；

ζ——物料阻力系数，见表9-25；

L——输送机长度（m）。

式中向上输送时取“＋”号；向下输送时取“-”号。电动机所需功率则为：

非金属矿产加工机械设备

式中K——功率储备系数，一般为1.2～1.4；

η——总传动效率，一般取0.9～0.94。

表9-25输送物料的阻力系数ζ值

8. 螺旋输送机详细结构

一、根述

ls500螺旋输送机是我公司结合了国内外各种螺旋输送机经验，设计研究开发而成的产品，该产品能满足各搅拌站（楼）配料秤的要求，产品销往全国各地，配套于各种混合机。并出口远销国外。

二、产品适用范围

螺旋输送机不仅适用于建筑机械行业砼搅拌站输送水泥、石灰、粉煤灰之用，螺旋输送机也适用于冶金、化工、机械、轻工、建材、食品、粮食仓储等行业，输送松
散粉状或小颗粒物料，如：煤粉、烧结矿粉、尿素、复合肥、干砂、面粉、谷物等。

三、产品结构特点

1、ls500螺旋输送机属非基础定式，螺旋输送机由减速电机装置与外壳管，螺旋总成依次相边，结合成一台整套设备，移动、拆装十分方便。

2、螺旋总成与轴端采用花键连接，装拆方便，承载能力大，对中性好，安全可靠。

3、密封性能好，外壳采且无缝钢管制作，各端部通过法兰联接，整机无粉尘泄露，既不浪费材料，以创造成了良好的工作环境，符合环保要求。

4、体积小、转速高、变螺距、确保快速均匀输送。

5、进料口可根据工作现场情况制成所需的倾斜角度，并可采用法兰联接，布袋连接和万向节式法兰连接，用户可根据需要选用。（订货时说明）