无轴螺旋输送机设计要点

如果螺旋直径超过600mm，叶片厚度大于14mm，还是采用铸造或者热压成型叶片最好，因为螺旋是不可展的曲面，下料尺寸就没有精确的公式，另外还要考虑外径及内径。

可以到化工版《机械设计BA手册》上查一下，螺旋展开的近似计算公式，应该在第一册。然后一定要注意先下一两件，试制调整一下尺寸在批量制作。

螺旋输送机可采用右螺旋也可采用左螺旋，这由如何形成螺旋叶片来确定。面对螺旋叶片如果在螺旋叶片的边缘顺右臂倾斜则为右螺旋；顺左臂倾斜则为左螺旋。

标准螺距单头螺旋——输送机螺旋的螺距等于螺旋的直径，称为标准螺距。这种螺旋对物料有广泛的适应性，经常被采用。

短螺距单——旋螺距减少到2/3直径称为短螺距。推荐用于倾角超过20度的倾斜输送机，甚至可垂直使用。也可用于螺旋给料机。较短的螺距可防止流态化的物料产生自流。

标准螺距双头螺旋——可使物料平稳的输送及有规律地流动，对于一定类型的物料可保证均匀一致的输送。

短螺距双头螺旋——这种螺旋可使具有流态性质的物料平稳并有规律地流动。

长螺距单头螺旋——一般用来搅动流态化的物料或者快速输送流动性极好的物料。

扩展资料：

螺旋输送机的螺旋叶片有实体螺旋面、带式螺旋面及叶片螺旋面三种。实体螺旋叶片适用于松散性物料，这种叶片属于固定装置，不能随意调整；带式螺旋面的螺旋节距与螺旋叶片直径相同，适用于输送粉状及小块物料。

叶片式螺旋面应用较少，主要用于输送粘度较大和可压缩性物料，在输送过程中，同时完成搅拌、混合等工序，并可控制物料的流动。

所以，在选取螺旋输送机叶片时，应考虑到应用的行业、输送的物料、对叶片工艺等方面的要求。

参考资料来源：百度百科——螺旋输送机

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

(1)输送能力：螺旋输送机的输送能力是指单位时间内输送的物料量。在输送散状物料时，以每小时输送物料的质量或体积计算。

(2)输送速度：提高输送速度可以提高输送能力。但高速运转的螺旋输送机需注意振动、噪声和启动、停止等问题。对于以管式螺旋输送机为例，输送速度不宜过大，以防止增大动力载荷。同时进行工艺操作的其他输送机，输送速度应按生产工艺要求确定。如果物料的磨啄性较大，螺旋输送机的转速就不宜过高，否则会导致叶片过早磨损。

(3)构件尺寸：螺旋输送机的构件尺寸包括管体直径或者槽体宽度、螺旋叶片宽度和厚度、出料口大小、管道直径和进料口大小等。这些构件尺寸都直接影响螺旋输送机的输送能力。

(4)输送长度和倾角：输送距离长度和倾角大小直接影响螺旋输送机的总阻力和所需要的电机功率。槽式螺旋输送机一般输送角度不会大于10°，而管式螺旋输送机可以水平放置也可以倾斜放置，倾斜角度不会大于90°。输送距离关系着电机的选用，如果输送距离过大就需要加大电机功率并加装减速机。

螺旋输送机的主要设计参数是根据用户的实际输送距离等数据进行科学计算而确定的。而且根据用户要求的输送量等数据而确定的管式螺旋输送机，理论计算数据一定要高于实际要求在实际企业生产中才不会出现输送量过小的情况。在进行设计的时候要还要考虑用户场地的空间还有安放的问题，如螺旋输送机是否需要安装平台，根据用户场地大小是适合选用管式还是槽式等相关问题都需要设计及销售人员进行考虑。

2.输送倾角和长度的确定：输送倾角大小和线路长度直接影响到输送机的总阻力和所需要的功率。如今的输送机类型有很多种，有的是带有一定的倾角，也有直接平行给料的，所以在未螺旋输送机选型时必须说明使用条件。

3.构件尺寸的选择：输送机的构件尺寸一般包括输送带宽度、管道直径、料斗容积、板条宽度和容器大小等，这些构件尺寸都会直接影响到螺旋输送机的输送能力。

4.输送速度和每小时的输送量是由电机确定的，螺旋输送机的电机一般可以选用普通电机或者可调速的调速电机。

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

螺旋输送机选型过程中，要结合自身输送物料的特性，输送量要求，工况环境等条件来选择合适的螺旋输送机型号、材质，不应该单凭价格来选择输送机，也不能追求大输送量而忽略实际需求，造成浪费：

螺旋输送机选型注意要点:

  1、输送能力：螺旋输送机的输送能力是指单位时间内输送的物料量。在输送散状物料时，以每小时输送物料的质量或体积计算；在输送成件物品时，以每小时输送的件数计算。在与直线振动筛，旋振筛，超声波振动筛等振动筛设备配套时，要计算振动筛的进料量，控制输送量。多数的输送机在设计生产前就要考虑是否与其他的生产设备配套使用，以便于合理的设计输送机的型号。

  2、输送长度和倾角：输送线路长度和倾角大小直接影响输送机的总阻力和所需要的功率。现在输送机有许多的类型，有直接平行给料的，有的是带有一定的倾斜角，所以在螺旋输送机选型时要说明这些使用条件。

  3、输送速度：输送速度可以直接影响输送能力。在以输送带作牵引件且输送长度较大时，输送速度日趋增大。但高速运转的输送机需留意振动、噪声和启动、制动等题目。对于以链条作为牵引件的输送机，输送速度不宜过大，以防止增大动力载荷。同时进行工艺操纵的给料机，输送速度应按出产工艺要求确定。

  4、构件尺寸：输送机的构件尺寸包括输送机直径尺寸、料斗容积、叶片螺距和容器大小等。这些构件尺寸都直接影响螺旋输送机的输送能力。

  5、在进料口是否添加料斗，以及进料斗的尺寸大小。

  6、螺旋输送机电机可以选用可调速的调速电机和普通电机，控制输送速度和每小时的输送量，有特别需求可以提出，例如防爆及品牌等。

选型计算方法：

（1）输送量计算：Q=47D2ntψρC（t/h）

    式中：D－螺旋直径（m）  n—螺旋轴转速（r/min）  t—螺距（m）  ρ—物料松散密度（t/m3）  ψ—物料填充系数  C—倾角系数（水平时取C=1）

  对于基本无磨损的物料（面粉、谷物等）取ψ=0.45；对于较小磨损的物料（砂、水泥等）取ψ=0.33；对于较大磨损的物料（矿渣等）取ψ=0.15

（2）功率计算: P=P0/（0.8~0.9）（kW）    P0=Q（ω0L＋H）/367＋DL/20（kW）

  式中：D－螺旋直径（m）     Q—输送量（t/h）  ω0—阻力系数   L—输送长度（m）   H—倾斜布置时垂直高度（m）

（3）最小螺旋直径与物料粒度的关系

对输送块状物料，未分选物料：D≥（8~10）d    d—物料平均块度（㎜）   分选物料：D≥（4~6）dK     dK—物料最大块。

友情提示：螺旋输送机购买一定要选择正规的生产厂家，产品质量和售后服务才能有保障。