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湖 南 農 業(yè) 大 學
全日制普通本科生畢業(yè)論文
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雙軸螺旋輸送機設計
BIAXIAL SCREW CONVEYORDESIGN
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學生姓名：
學 號：
年級專業(yè)及班級:
指導老師及職稱： 副教授
學 院： 工學院
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湖南·長沙
提交日期：2013年5月
湖南農業(yè)大學全日制普通本科生畢業(yè)設計
誠 信 聲 明
本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設計是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產權爭議。除文中已經注明引用的內容外，本論文不含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。
畢業(yè)設計作者簽名：
年 月 日
目 錄
摘要 1
關鍵詞 1
1 引言 2
2 螺旋輸送機的介紹 2
2.1 螺旋輸送機概述 3
2.2 螺旋輸送機種類及選擇 4
2.3 螺旋輸送機方案選擇 4
2.4 螺旋輸送機工作原理 4
2.5 螺旋輸送機整機布置形式 4
2. 6 螺旋輸送機規(guī)格、技術參數(shù) 5
2. 7 螺旋輸送機的設計要求 5
3.電動機的計算選型 5
3.1 電動機的選擇 6
3.1.1選擇電動機類型和結構型式 6
3.1.2選擇電動機的容量 7
3.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 7
3.2.1各軸轉速 8
4.減速器設計計算 9
4.1 齒輪設計 9
4.1.1高速級齒輪傳動設計 10
4.2 減速器結構設計 12
4.2.1機體結構 12
4.2.1鑄體減速器機體的結構尺寸 12
4.3 軸設計 14
4.3.1 高速軸設計及校核 14
3.4 軸承的選型 21
4.5 鍵的選型 22
4.5.1小齒輪軸與電動機的連接，選平鍵 23
4.5.1大齒輪與大齒輪軸的連接，選平鍵 24
4.5.1大齒輪軸與螺旋輸送機的連接，選花鍵 25
5.螺旋輸送機機體的設計 26
5.1 機體主要部件的介紹 26
5.2 機體主要部件的選擇計算 30
6.螺旋輸送機機體的安裝條件、使用及維護 32
6.1 螺旋輸送機機體的安裝條件 32
6.2 螺旋輸送機機體的使用及維護 35
結束語 36
參考文獻 36
致謝 36
雙軸螺旋輸送機
學 生：
指導老師：
(湖南農業(yè)大學工學院，長沙 410128)
摘 要：隨著現(xiàn)代科學技術的日益發(fā)展，螺旋輸送機的應用也越來越廣泛。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。
本設計以建筑業(yè)為背景，對此工況下所要求的螺旋輸送機結構進行設計與計算，對整個裝置中的傳動系統(tǒng)進行了運動力學分析及結構設計，對其驅動裝置做了深入設計，并著重對其主要零部件進行了具體設計，包括螺旋輸送機的螺旋直徑，螺距，軸徑進出料口，葉片形式，中間懸掛軸承，槽體，螺旋軸的計算選型。
電動機是通過螺旋輸送機的功率來計算選型。減速器中齒輪通過齒面接觸疲勞強度來計算，通過齒根彎曲疲勞強度驗算；軸按許用彎曲應力計算法校核軸徑。
關鍵詞:電動機；減速器；螺旋葉片；螺旋軸
Biaxial Screw Conveyor
Student:Zhan Hu
Tutor:Xiang Yang
(Hunan Agricultural University Institute of technology, Changsha 410128, China)
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 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
螺旋輸送機是一種常用的連續(xù)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(xiàn)代化生產和物流運輸不可缺少的重要機械設備之一，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(yè)及交通運輸?shù)炔块T。主要是用來運送大宗散貨物料，如煤、礦石、糧食、砂、化肥等。在螺旋輸送機設計中，主要是根據(jù)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。
2 螺旋輸送機的介紹
2.1 螺旋輸送機概述
LS型螺旋輸送機等效采用ISO1050-75標準，設計制造符合ZBJ81005.1～2-88《 LS螺旋輸送機 》專業(yè)標準。LS型螺旋輸送機直徑由100mm～1250mm，共十二種規(guī)格,分為單驅動和雙驅動兩種形式，單驅動螺旋機最大長度可達40m(特大型30m)，雙驅動螺旋機采用中間斷開軸結構，最大長度可達80m(特大型60m)，螺旋機長度每 0.5m 一檔，可根據(jù)需要選定，螺旋機頭部軸承、尾部軸承置于殼體外部減少了灰塵對軸承室的侵入提高了螺旋機關鍵件的使用壽命。中間吊軸承采用滾動、滑動可互換的兩種結構，并設防塵密封裝置，密封件用尼龍用塑料，因而其密封性好，耐磨性強，阻力小，壽命長?；瑒虞S承的軸瓦有粉末冶金、尼龍和巴氏合金等多種材料供用戶根據(jù)不同的場合選用?；瑒虞S瓦有需加潤滑劑的鑄銅瓦，合金而磨鑄鐵瓦和銅基石墨少油潤滑瓦。吊軸承機外側置式油杯,便于集中加油潤滑。進出料口位置布置靈活,并增設電動型出料口，便于自動控制，還可根據(jù)用戶要求，配置測速報警裝置。?
2.2 螺旋輸送機種類及選擇
1. 水平螺旋輸送機
水平螺旋輸送機多采用“U”形槽體（也可采用圓筒槽體）、較低的螺旋轉速及固定安裝的結構。輸送機工作時，物料從輸送機的一端加入槽體，被輸送到槽體的另一端或在任一希望的中間位置經槽體底部的開口卸出。
2. 傾斜螺旋輸送機
輸送傾角≤20o的螺旋輸送機，一般與水平螺旋輸送機的結構相同。輸送傾角為20o—90o的螺旋輸送機，一般采用短螺距螺旋及圓筒壯槽體，螺旋體的轉速也需增加，其結構如同垂直螺旋輸送機，
3. 垂直螺旋輸送機
垂直螺旋輸送機可垂直提升一般的散狀物料，物料顆粒大小一般≤12mm。垂直螺旋輸送機的槽體為封閉的圓筒，螺旋體的轉動可采用底部驅動或頂部驅動。垂直螺旋輸送機的優(yōu)點是結構簡單，所占空間位置小，制造成本底；缺點是輸送量小，輸送高度一般不超過8m。
螺旋輸送機的主要優(yōu)點：結構簡單，制造成本較低，易于維修，機槽密閉性較好，可以多點進料和多點卸料，一臺輸送機可同時向兩個方向輸送物料，在輸送過程中還可以進行物料的混合、攪拌、松散、加熱和冷卻等工藝過程。
螺旋輸送機的主要缺點：在輸送過程中，由于物料與機槽及螺旋體的摩擦以及螺旋體對物料的攪拌翻動，致使機槽和螺旋葉片易于磨損，同時對物料具有一定的破碎作用，且輸送功率消耗較大。螺旋輸送機對超載敏感，需要均勻進料，否則容易產生堵塞現(xiàn)象。當螺旋輸送機傾斜或垂直布置時，其功率將大大下降；輸送長度受到限制。
螺旋輸送機適宜輸送粉狀、顆粒狀和小塊狀物料，不適宜輸送長纖維狀、堅硬大塊狀、易黏結成塊及易破碎的物料（特殊型式的螺旋輸送機也可以輸送成件物品，如袋、包、箱等）。螺旋輸送機主要用于距離不太長的水平輸送，或小傾角輸送，少數(shù)情況亦用于大傾角和垂直輸送。水平輸送長度一般小于40m，最長不超過70m。傾斜輸送高度一般不超過15m。垂直輸送高度一般不大于8m。它的某些變形常被用作喂料、計量、攪拌、烘干、仁殼分離、卸料以及連續(xù)加壓等設備。
由于本設計的要求是輸送無聊流動性差或者需攪拌物料的輸送，綜合以上的優(yōu)缺點我選擇的是水平螺旋輸送機。
2.3 螺旋輸送機的總體方案
圖1螺旋輸送機方案圖
1.電機 2.聯(lián)軸器 3.減速器 4.進料口 5.蛟龍 6.出料口。
通過電機提供功率，利用聯(lián)軸器連接電機和減速箱，從進料口進料，利用蛟龍的旋轉來輸送物流，攪拌物料。
2.4 螺旋輸送機工作原理
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。
2.5 螺旋輸送機整機布置形式
一臺螺旋輸送機通常由驅動裝置、頭節(jié)、若干標準中間節(jié)、造配中間節(jié)、尾節(jié)、進料口、出料口等組成，除頭節(jié)和選配中間節(jié)外，各節(jié)螺旋機及機殼均具有互換性。
螺旋機本體由頭節(jié)、中間節(jié)、尾節(jié)三種組成。一般情況下,出廠總裝時將中間節(jié)按長度長短依次排列,最長的中間節(jié)靠近頭節(jié)，相同 長度的中間節(jié)則挨在一起，如果有特殊要求，則在訂貨時給出排列順序。
????機蓋為瓦片式并用蓋扣夾緊在機殼上，若需改進密封性能，用戶可自行在機蓋與機殼間加防水粗帆布。
??進、出料裝置有進料口,方型出料口，手推式出料口，齒條式出料口四種。由用戶在使用現(xiàn)場在機體上開口焊接。布置進、出料口 位置時應注意保證料口至端部的距離，同時避免料口與吊軸承加油杯、機殼聯(lián)接法蘭、底座等相碰。
驅動裝置有ZQ系列減速器+Y系列電動機，YTC齒輪減速電機兩種。
驅動裝置由Y型電動機、JZQ系列減速器及驅動裝置架組成。頭節(jié)前部裝有止推軸承?？沙惺茌斔臀锪蠒r產生的軸向力。標準中間節(jié)均設置一只吊軸承，尾節(jié)后部裝有滾動(滑動)軸承和底座,用以支撐螺旋和補償螺旋長度的誤差,螺旋機安裝時應從頭部開始,按順序進行。在總體布置時應注意進料口不應設置在吊軸承上方，出料口不應設在底座或機殼法蘭連接處。如果因為開出料口影響底座的安排而不能遵循本原則時，使用單位應繪出螺旋機總圖。
2.6 螺旋輸送機規(guī)格、技術參數(shù)
規(guī)格：LS100，160，200，250，315，400，500，630，800，1000，1250
長度從4m到70m，每隔8.5m一檔,當長度超過35m時,采用雙端驅動,選型時應符合標準公稱長度,特殊需要可在選配節(jié)中另行提出。
選型計算
計算輸送量：
(1)
式中: Q—輸送量 t/h
ψ—物料填充系數(shù),選用見表
β0—傾斜系數(shù),
K—螺距與直徑比例系數(shù),由選定規(guī)格的螺旋輸送機計算求值
r—物料容重 t/m3
n—轉速 r/min
d—螺旋直徑m
2.7 螺旋輸送機的設計要求
螺旋輸送機是工農業(yè)各部門機械化運輸工作的主要機組,可使運輸工作減輕勞動強度,提高工作效率,應用范圍很廣.適用于各行業(yè),如建材、化工、電力、冶金、煤炭、糧食等行業(yè),適用于水平或傾斜輸送粉狀、粒狀和小塊狀物料。本設計的目的在于設計一種具有相反轉向兩根螺旋的旋輸送機，適用于物料入口尺寸寬、物料流動性差或需攪拌物料的物料輸送
設計要求：
1. 輸送長度：5m
2. 輸送物料堆積密度：0.5～2.5t/
3. 輸送能力：30
3. 電動機的計算選型
3.1 電動機的選擇
3.1.1 選擇電動機類型和結構型式
電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于直流電動機需要直流電源，結構較復雜，價格較高，維護比較不便，因此無特殊要求時不宜采用。
3.1.2 選擇電動機的容量
電動機的容量（功率）選的合適與否，對電動機的工作和經濟性都有影響。容量小于工作要求，就不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載而過早損壞；容量過大則電動機價格高，能力又不能充分利用，由于經常不滿載運行，效率和功率應數(shù)都較低，增加電能消耗，造成很大浪費。
由于水泥螺旋輸送機的工作環(huán)境是常溫,有灰塵,用的是三相交流電,電壓為380V。根據(jù)以上兩點和機械設計手冊，選用Y112M-6型號的電動機。
Y112M-6電動機的主要性能如下表格所示：
表1 Y132M-4電動機的主要性能
Table 1 Main performance of the motor Y132M-4
型 號
額定 功 率 kw
起動電流 -------------- 額定電流
起動轉矩-------------- 額定轉矩
最大轉矩-------------- 額定轉矩
轉 速 r/min
電流（380V） A
效率 %
功率 應 數(shù)
Y112M-6
2.2
940
15.4
87
0.85
7.0
2.0
2.0
3.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算
因為設計一級減速器時要求傳動比為4-6，i=5.48.滿足要求，在后面的計算中有。由于要求設計一個雙軸螺旋輸送機，我設計的輸送機二根輸出軸是一樣大小的，所以只需要一級傳動就滿足要求，后面的采用一樣的齒輪只需要一級傳動就能滿足要求。該類減速器的特點是承載能力和速度范圍大、傳動比恒定、外廓尺寸小、工作可靠、效率高、壽命長。制造安裝精度要求高、噪聲較大、成本較高。
連接順序
1.發(fā)動機——2平鍵——3.減速器——4.花鍵——5.螺旋軸輸送機
軸承、齒輪、等的效率查機械設計手冊得：
滾動軸承（每對） 0.98~0.995
滑動齒輪（每對） 0.97~0.99
彈性聯(lián)軸器 0.99~0.995
齒輪聯(lián)軸器 0.99
萬向聯(lián)軸器 0.97~0.98
具有中間可動元件的聯(lián)軸器 0.97~0.99
一對齒輪（開式） 0.94~0.96
一對齒輪（閉式） 0.96~0.99
計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)：
3.2.1各軸轉速
1 軸
2 軸 n2=n1/i
=940/5.48 =171.53r/min
主軸 n3=n2=171.53r/min
（1） 各軸輸入功率
1 軸 額·η聯(lián) =2.2×0.99
=2.178KW (2)
2 軸 =·η軸承1·η軸承2·η齒輪
=2.178×0.98×0.99×0.96
=2.026KW (3)
主軸 =·η聯(lián)
=2.026×0.99
=2.01KW
各軸輸出功率
1 軸 =·η軸承
=2.178×0.98
=2.134KW (4)
2 軸 ·η軸承
=2.03×0.98
=1.989KW
主軸 ·η軸承
=2.01×0.98
=1.97KW
（2） 各軸輸入轉矩
電動機的輸出轉矩
=9550×Pd/ =9550×2.2/940
=22.35N·m (5)
1 軸 ·η聯(lián)
=22.35×0.99
=22.13N·m (6)
2 軸 ·i·η軸承1·η軸承2·η齒輪
=22.13×4.67×0.98×0.99×0.96
=96.25N·m
主軸 ·η聯(lián)
=96.25×0.99
=95.28N·m
（3） 各軸輸出轉矩
1 軸 =·η軸承
=22.13×0.98
=21.687N·m
2 軸 =·η軸承
=96.25×0.98
=94.325N·m
主軸 ·η軸承
=94.325×0.98
=92.438N·m
運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表：
表2 運動和動力參數(shù)計算
Table 2 Movement and the dynamic parameters are calculated
軸 名
功 率P (KW)
轉 矩 T（N·m）
轉速 n
(r/min)
傳動比
效 率
輸 入
輸 出
輸 入
輸 出
電動機軸
2.2
22.35
940
1
0.99
1 軸
2.178
2.134
22.35
21.687
940
5.48
0.93
2 軸
2.03
1.989
22.13
94.325
171.53
1
0.99
主 軸
2.01
1.97
96.25
94.438
171.53
4. 減速器設計計算
4.1 齒輪設計
4.1.1 高速級齒輪傳動設計
已知輸入功率，小齒輪轉速，齒數(shù)比，由電動機驅動，工作壽命15年（設每年工作300天），兩班制。
（1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
1）選用直齒圓柱齒輪傳動
2）起重機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）
3）材料選擇：由表選擇小齒輪材料為（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS
4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取
（2）按齒面接觸強度設計
由設計計算公式進行計算，即
(7)
1）確定公式內的各計算數(shù)值
①試選載荷系數(shù)
②小齒輪的轉矩
③由表選取齒寬系數(shù)②
④由表查得材料的彈性影響系數(shù)
⑤由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限
⑥由式計算應力循環(huán)次數(shù)：
(8)
⑦由圖取接觸疲勞壽命系數(shù)；
⑧計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式得
(9)
2）計算
①試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值
（10）
②計算圓周速度、
③計算齒寬
（11）
④計算齒寬與齒高之比
模數(shù) （12）
齒高 （13）
（14）
⑤計算載荷系數(shù)
根據(jù)，7級精度，由圖查得動載系數(shù)；
直齒輪，；
由表查得使用系數(shù)；
由表用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時；
由，查圖得；故載荷系數(shù)
⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得
（15）
⑦計算模數(shù)m
（3）按齒根彎曲強度設計
由式得彎曲強度的設計公式為
（16）
1）確定公式內的各計算數(shù)值
①由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；
②由圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)；；
③計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式得
④計算載荷系數(shù)K
（17）
⑤查取齒形系數(shù)
由表查得 ；（線性插值法）
⑥查取應力校正系數(shù)
由表查得 ；（線性插值法）
⑦大、小齒輪的并加以比較
經過比較，大齒輪的數(shù)值大
2）設計計算
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.313并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)
取25
則有大齒輪齒數(shù)：
（4）幾何尺寸計算
①計算分度圓直徑
(18)
我取為100
由于
②計算中心距
(19)
③計算齒輪齒寬
取，
（5）結構設計
由于小齒輪的直徑比較小，可以做成齒輪軸；大齒輪的直徑比較大但其齒頂圓直徑小于500 mm，可做成腹板式結構，具體尺寸可參考圖。
4.2 減速器結構設計
4.2.1機體結構
減速器機體是用以支持和固定軸系的零件,是保證傳動零件的嚙合精度,良好潤滑及密封的重要零件,其重量約占減速器總重量的50%。因此,機體結構對減速器的工作性能,加工工藝,材料消耗,重量及成本等有很大的影響。
機體材料用灰鐵(HT150或HT200)制造,機體的結構用剖分式機體。
4.2.2 鑄鐵減速器機體的結構尺寸見下表:
表3 鑄鐵減速器機體的結構尺寸
Table 3 Cast iron gear reducer structure size of the body
名 稱
符 號
減速器尺寸關系
尺寸選擇
機座壁厚
機蓋壁厚
機座凸緣厚度
機蓋凸緣厚度
機座底凸緣厚度
地腳螺釘直徑
地腳螺釘數(shù)目
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
機蓋和機座聯(lián)接螺栓直徑
聯(lián)接螺栓d2的間距
軸承端蓋螺釘直徑
δ
δ1
b
b1
b2
n
d1
d2
l
d3
0.025a+1≥8
0.02a+1≥8
1.5δ
1.5δ1
2.5δ
0.036a+12
a≤250時，n=4
0.75
(0.5～0.6)
150～200
(0.4～0.5)
8
9
12
13.5
20
16
4
12
8
175
7
表4 c值
Table 4 c value
螺栓直徑
M8
M10
M12
M16
M20
M24
M30
C1min
C2min
沉頭座直徑
13
11
20
16
14
24
18
16
26
22
20
32
26
24
40
34
28
48
40
34
60
注：多級傳動時，a取低速級中心距。
4.3 軸設計
4.3.1 高速軸設計及校核
(1) 材料及熱處理
考慮到是高速軸以及材料后，選此軸材料為Q235-A，調質處理。
（2）初步確定軸的最小直徑
按式初步估算軸的最小直徑。根據(jù)軸的材料和表，取
，所以根據(jù)公式有：
(20)
即
由于此軸上開有一個鍵槽，所以應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱；再者直徑小于100 mm，因此。
聯(lián)軸器的計算轉矩，查表，考慮到轉矩變化和沖擊載荷大（如織布機、挖掘機、起重機、碎石機），故取，則：
按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件并且考慮到補償兩軸綜合位移，查表，選用GICL1鼓形齒式聯(lián)軸器，其公稱轉矩為。半聯(lián)軸器的孔徑為30 mm，故取，半聯(lián)軸器與軸配合的長度為82 mm。
（3）軸的結構設計
由于此軸是裝有聯(lián)軸器的齒輪軸，所以結構采用外伸梁布局，外伸部分裝聯(lián)軸器，兩軸承布置在齒輪的兩端，軸系采用兩端單向固定布置，為避免因溫度升高而卡死，軸承端蓋與軸承外圈端面留出的熱補償間隙，軸的初步結構如下圖所示。
圖.2軸的結構圖
Fig.2 Structure diagram of shaft
（4）根據(jù)軸向定位要求確定各軸段直徑和長度
1）段裝GICL1聯(lián)軸器，因此。半聯(lián)軸器與軸配合的孔徑長度為82 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，因此段的長度應比82略小一些，現(xiàn)取。
2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，段的左端需要制出一軸肩，軸肩高度，即，取，因此。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。
3) 初步選擇滾動軸承。因軸承主要承受徑向載荷作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)，選擇6308型軸承其尺寸為，因此?？紤]到軸承與齒輪潤滑方式不一樣，因此需要以擋油環(huán)將其隔開，可取擋油環(huán)的寬度為20 mm，因此。
4）為了滿足擋油環(huán)的軸向定位要求，段的左邊需制出一軸肩，軸肩高度，即，取，因此；考慮到箱體和箱座的結構設計，可取。
5）根據(jù)齒輪傳動的設計可知，，
6）根據(jù)4）可知，；軸環(huán)寬度，即，取，則有。
7）根據(jù)3）可知，；考慮到軸承與齒輪潤滑方式不一樣，因此需要以擋油環(huán)將其隔開，可取擋油環(huán)的寬度為14.5 mm，因此。
（5）求軸上載荷并做出軸的彎矩圖和扭矩圖
圖3軸的計算簡圖
Fig.3 Calculation diagram of shaft
其中
1) 求水平面支反力
； (21)
式中：
代入數(shù)據(jù)有：
2）繪制水平面的彎矩圖
圖4水平面的彎矩圖
Fig.4The horizontal plane bending moment diagram
其中
3）求水平面支反力 ； (22)
式中：
代入數(shù)據(jù)有：
4）繪制垂直面的彎矩圖
圖5垂直面的彎矩圖
Fig.5 Vertical bending moment diagram
其中
5）求總彎矩 (23)
6）繪制扭矩圖
圖6扭矩圖
Fig.6torque diagram
其中
（8）按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即齒輪的中心截面）的強度。根據(jù)式及上述數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取，軸的計算應力
（24）
前已選定軸的材料為Q235-A，調質處理，由表查得，
因此，故安全。
（9）精確校核軸的疲勞強度
1)判斷危險截面
段只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，因此此段均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，齒輪兩端處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，齒輪中心處的應力最大。齒輪兩端的應力集中影響相近，但靠近軸承端蓋的截面（即的右端）不受扭矩，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。齒輪中心上雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑最大，因此此處也不必校核。的左端和的右端顯然更不必校核，因此該軸只需校核齒輪右端的截面左右兩側即可。
2) 齒輪右端的截面左側
抗彎截面系數(shù)
抗牛截面系數(shù)
截面左側的彎矩為
截面上的扭矩為
截面上的彎曲應力
（25）
截面上的扭轉切應力
(26)
軸的材料為Q235-A，調質處理。由表查得：
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表查取。由于，，經插值后可查得
又由附圖可得軸的材料敏性系數(shù)為
故有效應力集中系數(shù)按式附表為
由附圖的尺寸系數(shù)；由附圖的扭轉尺寸系數(shù)。
軸按磨削加工，由附圖得表面質量系數(shù)為
軸未經表面強化處理，即強化系數(shù)，則按式及式得綜合系數(shù)為：
(27)
(28)
據(jù)軸的材料，得鋼的特性系數(shù)
，取，而，則
于是，計算安全系數(shù)值，按式、、則得
故可知其安全。
3）齒輪右端的截面右側
抗彎截面系數(shù)
抗牛截面系數(shù)
彎矩M及彎曲應力為
扭矩及扭轉切應力
過盈配合處的，由附表，用插值法求出，并取，則有
軸按磨削加工，由附圖得表面質量系數(shù)為
故得綜合系數(shù)為：
所以軸在截面右側的安全系數(shù)為：
故該軸在截面右側的強度也是足夠的。
（10）按靜強度條件進行校核
靜強度校核的目的在于評定軸對塑性變形的抵抗能力。由于起重機存在瞬時過載，因此需要校核危險截面的強度。
根據(jù)軸的材料，查表得
由于，軸的材料屬于高塑性材料，則有按屈服強度設計的安全系數(shù)為。
1）危險截面右側
只考慮彎矩和軸向力時的安全系數(shù)為
(29)
根據(jù)以上數(shù)據(jù)有， ，
代入數(shù)據(jù)有
只考慮扭矩時的安全系數(shù)為
根據(jù)以上數(shù)據(jù)有，
代入數(shù)據(jù)有
(30)
危險截面靜強度的計算安全系數(shù)為
故其安全。
2）危險截面左側
從上式可以看出，與和成正比，而截面左側的和均比其右側大，既然右側安全，那截面左側肯定安全。
（11）軸的剛度校核計算
1）軸的彎曲剛度校核計算
由于此軸為階梯軸，，則需算出其當量直徑，即
(31)
由于載荷作用于兩支承之間，則有L為支承跨距，即，代入系列的尺寸和系列尺寸，有
根據(jù)圖且，則有根據(jù)式得此軸的最大轉角和最大撓度為
根據(jù)軸的材料和表得
由于，因此取
代入上述數(shù)據(jù)有
根據(jù)表，查得
顯然
故滿足軸的彎曲剛度條件。
2）軸的扭轉剛度條件校核計算
由于此軸是階梯軸，根據(jù)式則有其圓軸扭轉角為
由于此軸的材料為鋼材，則有剪切彈性模量；L為階梯軸承受扭矩作用的長度，即；由于此軸的扭矩沒變，則有；
對于精密傳動軸，可取，顯然，故滿足條件。
所以軸徑檢驗合格
4.4 軸承的選型
小齒輪軸上的軸承選用一對GB/T276－6112的深溝球軸承。
大齒輪軸上軸承選用兩對GB/T276－6308的深溝球軸承和一對GB301－8208的推力球軸承。
深溝球軸承結構簡單。主要受徑向載荷，也可承受一定的雙向軸向載荷。高速裝置中可代替推力軸承。摩擦系數(shù)小，極限轉速高，價廉。應用范圍最廣。
推力球軸承只能受單向軸向載荷?；剞D時，因鋼球離心力與保持架摩擦發(fā)熱，故極限轉速較低。套圈可分離。
大軸上深溝球軸承的選擇計算：（見文獻[1]P360）
由于剛開始軸承型號未定，C0r、e、X、Y值都無法確定，必須進行試算。以下采用預選軸承的方法。(軸承預期使用壽命=24000h)
預選6208與6308兩種深溝球軸承方案進行計算，由手冊查得軸承數(shù)據(jù)如下：
表5 軸承數(shù)據(jù)
Table.5Bearing data
方案
軸承型號
Cr/N
C0r/N
D/mm
B/mm
N0/(r/min)
1
2
6208
6308
29500
40800
18000
24000
80
90
18
23
8000
7000
計算步驟與結果列于下表：
表6 計算步驟
Table.6 Calculation steps
計算項目
計算內容
計算結果
6208軸承
6308軸承
Fa/C0r
e
Fa/Fr
X、Y
沖擊載荷系數(shù)fd
當量動載荷P
Fa/C0r=0/ C0r
查表18-7
Fa/Fr=0
查表18-7
查表18-8
P=fd(XFr+YFa) 式(18.5)
=1.2(1×828.88+0)
0
--
Fa/Fr≤e
X=1,Y=0
1.2
994.66N
0
--
Fa/Fr≤e
X=1,Y=0
1.2
994.66N
結論:選用6208和6308深溝球軸承都可以滿足軸承壽命的要求。
故軸承的選擇只要根據(jù)軸的直徑來選擇就可以。這樣就可以符合我設計里面的要求和最終選擇.
4.5 鍵的選型
4.5.1 小齒輪軸與電動機的聯(lián)接，選平鍵。
鍵的校核：
已知軸直徑d=42mm，鍵的尺寸為b×h×l=12×8×63mm,傳遞的扭轉力偶矩Me=49.74N.m,鍵的許用應力[τ]=100Mpa,許用壓強[σbs]=35Mpa.
首先校核見的剪切強度。將平鍵沿n-n截面分成兩部分，并把n-n以下部分和軸作為一個整體來考慮。因為假設在n-n截面上切應力均勻分布，故n-n截面上的剪力Fs為：
Fs=Aτ=blτ (32)
對軸心取矩，由平衡方程,得
(33)
故有
圖6鍵受力圖
Fig.6 Key by trying to
可見平鍵滿足剪切強度條件。
其次校核鍵的擠壓強度?？紤]鍵在n-n截面以上的部分的平衡，在n-n截面上的剪力Fs= blτ，右側面上的擠壓力為
(34)
投影于水平方向，由平衡方程得
Fs=F 或 (35)
由此求得
故平鍵也滿足擠壓強度要求。
4.5.2大齒輪軸與大齒輪的聯(lián)接，選平鍵。
鍵的校核：
已知軸直徑d=40mm，鍵的尺寸為b×h×l=12×8×28mm,傳遞的扭轉力偶矩Me=214.07N.m,鍵的許用應力[τ]=100Mpa,許用壓強[σbs]=100Mpa.（與鍵有相對滑動的鍵槽經表面硬化處理，[σbs]可提高2~3倍。）
首先校核見的剪切強度。將平鍵沿n-n截面分成兩部分，并把n-n以下部分和軸作為一個整體來考慮。因為假設在n-n截面上切應力均勻分布，故n-n截面上的剪力Fs為：
Fs=Aτ=blτ (36)
圖8鍵受力圖
Fig.8 Key by trying to
對軸心取矩，由平衡方程,得
故有
可見平鍵滿足剪切強度條件。
其次校核鍵的擠壓強度?？紤]鍵在n-n截面以上的部分的平衡，在n-n截面上的剪力Fs= blτ，右側面上的擠壓力為
(37)
投影于水平方向，由平衡方程得
Fs=F 或 (38)
由此求得
式中：T――傳遞轉矩（N.mm）；
ψ――各齒間載荷不均勻系數(shù)，一般取ψ=0.7~0.8，齒數(shù)多時取偏小值；
Z――花鍵的齒數(shù)；故平鍵也滿足擠壓強度要求。
4.5.3 大齒輪軸與螺旋輸送機的聯(lián)接，用花鍵
花鍵聯(lián)接的類型和尺寸通常根據(jù)被聯(lián)接件的結構特點、使用要求和工作條件選擇。為避免鍵齒工作表面壓潰（靜聯(lián)接）或過度磨損（動聯(lián)接），應進行必要的強度校核計算，計算公式如下：
靜聯(lián)接： (39)
動聯(lián)接： (40)
l――齒的工作長度（mm）；
h――鍵齒工作高度（mm）；漸開線形花鍵
dm――平均直徑（mm），dm=d.
該花鍵的許用應力[σp]=120Mpa,許用壓強[P]=10Mpa.T=211.93N.mm,取ψ=0.8,Z=19,l=60mm,h=2mm,dm=38mm.
靜聯(lián)接時：
可見花鍵滿足剪切強度的要求。
動聯(lián)接時：
故花鍵也滿足擠壓強度的要求。
5. 螺旋輸送機機體的設計
5.1 機體主要部件的介紹
水平螺旋輸送機如圖9所示，其構造包括有半圓形的料槽2和在其內安置的裝在軸承3上的、帶螺旋葉片的轉動軸1。螺旋借助于驅動裝置而轉動，物料通過裝載漏斗6裝入料槽內，而在卸料孔8或9處進行卸料。若需要在線路中間處卸料時，則在卸料口處裝設能關閉的閘門。
螺旋軸的葉片大部分都由厚4~8mm的薄鋼板沖壓而成，然后焊接到軸上，并在相互間加以焊接，其厚度的選取，可參考表。對輸送磨損性大和粘性大的物料，螺旋面用扁鋼軋成或用鑄鐵鑄成。
螺旋的葉片一般那是做成標準形式的，即螺旋面的母線是一垂直于螺旋軸線的直線。從圖4-2可看出，當螺距h一定時，由于螺旋外徑D遠大于其內徑d，因而在同一螺旋面上各點的螺旋角顯然是不同的。因為
(41)
(42)
D>d
所以
1---轉軸；2---料槽；3---軸承；4---末端軸承；5---首端軸承；6---裝載漏斗； 7---中間裝載口； 8---中間卸載口；9---末端卸載口；10---驅動裝置
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
圖9水平螺旋輸送機
Fig.9Horizontal screw conveyor
圖10全葉式螺旋葉片展開圖
Fig.10 Full vane spiral leaf expansion plan
全葉式葉片下料鋼板圓周的大小，可用如下方法確定。
（m） (43)
由于螺旋線L和l在平面上是圓心角相同的兩條同心圓弧，若此兩圓弧的直徑為DL和dl,則
由于DL=2b+dl,代人則有：
根據(jù)DL和dl的大小，可以對鋼板圓周進行下料，α的大小為：
輸送機的螺旋可以是右旋(普通的形式)或左旋的，單線、雙線或三線的。實際上一般都是做成單線的，很少用雙線和三線，后者只在卸車機中采用。
a全葉式；b帶式；c葉片式；d齒形
a Leaf type；b draper-type；cVane type；dtooth outline
圖11螺旋葉片形狀
Fig.11 Spiral blade shape
1---管形軸；2---螺旋面；3---襯套；4---圓軸；5---螺釘
1--- The tubular shaft；2--The - helical surface；3--- lining；4--- circular shaft；5--screw
圖12管形螺旋軸各節(jié)段的聯(lián)接
Fig.12 Tubular screw axis each section of the connection
螺旋輸送機輸送物料時，螺旋在一定的轉數(shù)之前，對物料顆粒運動的影響并不顯著。但是，當超過一定的轉數(shù)時，物料顆粒便開始產生垂直于輸送方向沿徑向的跳躍，不僅擾動飛揚，而且沖撞劇烈，磨損增加。若轉速太低則運輸量不大。因此，螺旋轉速根據(jù)輸送量和物料的特性而定，應在保證一定輸送量的條件下，不使物料受太大的力而被拋起，以致降低輸送效率，所以實際轉速與最大轉速之間有一定的關系，即：
(44)
即：
螺旋輸送機的最大輸送能力見表4－2