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煤炭螺旋輸送機的設計
學 生：
指導老師：
（湖南農業(yè)大學工學院，長沙 410128）
摘 要：本設計主要介紹了螺旋輸送機的選型設計過程,包括有電動機的選型、V帶傳動的設計、減速器的設計計算、螺旋輸送機缸體及配套驅動裝置的選用和螺旋輸送機的安裝與調整四大部分。而主要部分則是減速器部件的設計，輸送缸體內螺旋直徑及螺旋軸轉速的計算和功率計算，求出所需的選型數(shù)據(jù),然后以此選型數(shù)據(jù)為依據(jù),以螺旋輸送機設計手冊為主,以其他相關工具書和資料為輔,選出符合要求的螺旋輸送機的外形及安裝尺寸、長度組合數(shù)據(jù)和主要組成部件的相關尺寸,以及相配套驅動裝置的安裝尺寸及其相關數(shù)據(jù),最終完成該螺旋輸送機的選型設計。
關鍵詞：V帶傳動；減速器；螺旋輸送機；配套驅動裝置；
The Design of The Screw Conveyor Of Coal
Student：Zhou Shengxiong
Tutor：Chen Zhiliang
（College of Engineering,Hunan Agricultural University ,Changsha 410128,China)
Abstract:This design mainly introduces the selection and design process of screw conveyor in which four parts are included:motor selection,the design of V belt transmission ,the design calculation of gear reducer,the selection of screw conveyor and accessory drive cylinder body and the installation and adjustment of screw conveyor.In calculating, the screw diameter in the delivery cylinder and the rotate speed together with the power of spiral shaft will be chiefly concerned, so as to reach a collection of required data for model selection. Based on these data, with screw conveyor design manual as guidance and other related reference books and information as complement, the shape and mounting dimensions, the related data and size of the main components as well as the actuating devices that all conform to the requirements of screw conveyor will be worked out. Finally, the tutor will accomplish the model selection and design process of screw conveyor.
Key words:V belt drive; Gear reducer; Screw conveyor of coal;Form a complete set of device drivers
1 前言
螺旋輸送機是運輸?shù)V產、飼料、糧油、建筑業(yè)中用途較廣的一種輸送設備。從輸送物料的特性要求和結構的不同，螺旋輸送機分為水平螺旋輸送機和垂直式螺旋輸送機、可彎曲螺旋輸送機、螺旋管（滾筒輸送機）輸送機等，主要用于對各種粉狀、顆粒狀和小塊狀等松散物料的水平輸送和垂直提升，不宜輸送易變質、粘性大、易結塊或高溫、怕壓、有較大腐蝕性的特殊材料。旋轉的螺旋葉片將物料推移而進行螺旋輸送機輸送，使物料不與螺旋輸送機葉片一起旋轉的力是物料自身重量和螺旋輸送機機殼對物料的摩擦阻力。螺旋輸送機旋轉軸上焊的螺旋葉片，葉片的面型根據(jù)輸送物料的不同有實體面型、帶式面型、葉片面型等型式。螺旋輸送機的螺旋軸在物料運動方向的終端有止推軸承以隨物料給螺旋的軸向反力，在機長較長時，應加中間吊掛軸承。 螺旋輸送機與其它輸送設備相比，具有整機截面尺寸小、密封性能好、運行平穩(wěn)可靠、可中間多點裝料和卸料及操作安全、維修簡便等優(yōu)點。
1.1 輸送機的歷史和發(fā)展趨勢
在中國古代已經有了高轉筒車和提水的翻車，那時候人們已經有了利用外力代替人工搬運貨物的理念。限于當時生產力的發(fā)展狀況只能限制在水力為動力的條件下；到了17世紀中，開始應用架空索道輸送散狀物料；19世紀中葉，隨著社會工業(yè)革命的發(fā)生和電力的產生，人類進入快速發(fā)展的時代，而各種現(xiàn)代結構的輸送機也相繼出現(xiàn)：1868年在英國出現(xiàn)了帶式輸送機；1887年，在美國出現(xiàn)了螺旋輸送機；1905年，在瑞士出現(xiàn)了鋼帶式輸送機；1906年，在英國和德國出現(xiàn)了管式輸送機。到了二十世紀中期，隨著信息技術的發(fā)展，特別是機械制造、電機、化工和冶金工業(yè)技術進步的影響，輸送機的性能更加完善，鞋機的行業(yè)更加廣泛，逐步由完成車間內部的輸送，發(fā)展到完成企業(yè)內部、企業(yè)之間，甚至城市質檢單物料搬運，成為了物料搬運系統(tǒng)機械化和自動化不可或缺的組成部分。
進入二十一世紀輸送機將隨著科學技術的發(fā)展不斷地發(fā)展前進。未來的發(fā)展其實是：第一，大型化，包括大輸送能力、大單機長度和大輸送傾角等幾個方面；第二，擴大輸送機的使用范圍，使其能在高溫、低溫、有腐蝕性、放射性、易燃性物質的環(huán)境中工作，以及能輸送熾熱、易爆、易結團、粘性物料輸送機；第三，使輸送機的結構滿足物料搬運系統(tǒng)自動化控制對單機的要求，如郵局所用的自動分揀包裹的小車式輸送機應能滿足分揀動作的要求等；第四，降低能量消耗以節(jié)約能源；第五，減少各種輸送機在作業(yè)時所產生的粉塵、噪聲和排放的廢氣。
1.2 螺旋輸送機簡介
螺旋輸送機是一種不帶撓性牽引的輸送設備（圖1.2），該螺旋輸送機是燒煤爐的能源（煤粉）供輸裝置，將煤粉通過螺旋輸送機輸送到鋁材成型機里面，給燒煤爐供料。它利用螺旋形狀的旋轉面推移物料來完成輸送工作。工作中，物料像不旋轉的螺母沿軸桿平移，使物料不與螺旋葉片一起旋轉的力是物料自身的重量和機殼與物料的摩擦及物料間的摩擦。它主要用來輸送各種粉塵狀、粒狀、小塊狀的物料，如化工原料、面粉、煤粉、煙塵、水泥、糧食等，在輸送過程中還可對物料進行攪拌、混合、加熱和冷卻等工藝。輸送機是在一定的線路上連續(xù)輸送物料的物料搬運機械，又稱連續(xù)輸送機。輸送機可進行水平、傾斜和垂直的輸送，也可組成空間輸送線路，輸送線路一般是固定的。輸送機輸送能力大，運距長，還可在輸送過程中同時完成若干工藝操作，所以應用十分廣泛。
1.3 螺旋輸送機主要特點
(1）承載能力大、安全可靠；
(2）結構先進，適應性強、阻力小、壽命長、安裝維修方便、保護裝置齊全；
(3）整機體積小、轉速高、確?？焖倬鶆蜉斔?；
(4）密封性好、外殼采用無縫鋼管制作，端部采用法蘭互相連接成一體，剛性好；
(5）料槽封閉、便于輸送易飛揚、熾熱及氣味強烈的物料，減少對環(huán)境的污染；
(6）可以在線路的任一點裝載也可以進行多點裝料和卸料，在輸送過程中也可以進行混合，攪拌或冷卻作業(yè)。
1.4 螺旋輸送機的結構特點
(1）螺旋軸與吊軸承、頭、尾軸聯(lián)接均采用嵌入舌式安裝、拆卸，且安裝與拆卸均不需軸向 移動，維修方便，芯軸長、吊掛少、故障點少；
(2）采用變徑結構，增大吊軸承處容積，避免吊軸承與物料接觸，吊軸承壽命可達兩年以上；
(3）各傳動部位均采用浮動連接方式，吊軸承為萬向節(jié)結構，使螺旋體、吊軸承和尾部總成形成一個整體旋浮體，在一定范圍內可隨輸送阻力自由旋轉避讓，不卡料、不堵料；
(4）頭尾軸承座均在殼體外，所有軸承采用多層密封和配合密封技術，軸承使用壽命長。
1.5 螺旋輸送機的運行原理
由帶有螺旋片的轉動軸在一封閉的料槽內旋轉，使裝入料槽的物料由于本身重力及其對料槽的摩擦力的作用，而不和螺旋一起旋轉，只沿料槽向前移動，實現(xiàn)物料的輸送。
2 擬定設計方案
2.1 傳動方案的擬定
本傳動裝置用于帶動螺旋輸送機的輸送主軸，如圖1所示,選擇電動機為動力源，提供動力，通過帶傳動裝置減速下來，再傳遞到減速機的高速軸上，最后由減速機的低速軸輸出，帶動螺旋輸送軸的運轉。傳動裝置用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。由于螺旋輸送機的扭矩和轉速都很慢，所以采用了帶傳動和二級圓柱直齒輪減速器（展開式）減速，達到所需速度和扭矩，達到工作要求。
圖1 螺旋輸送機方案圖
Fig1 Screw conveyor scheme diagram
傳動路線為：電機——聯(lián)軸器——高速軸——中速軸——低速軸——聯(lián)軸器——螺旋輸送杠。
2.2 工作參數(shù)的擬定
(1)螺旋筒軸上功率P=3.2kw，轉速36 r/min；
(2)工作情況：三班制，單向連續(xù)運轉載荷；
(3)使用折舊期：10年（一年以300天計）；
(4)工作環(huán)境：室外灰塵較大，環(huán)境最高溫度35 ℃；
(5)動力來源：三相交流電壓380 / 220 V；
(6)檢修間隔期：三年大修、二年中修、半年小修；
(7)制造條件及生產批量：一般機械廠單件生產。
3 電動機的選擇
3.1 類型和結構形式的選擇
電動機是最常見的原動件，具有結構簡單、工作可靠、控制簡單和維護容易等優(yōu)點。電動機的選擇主要包括選擇其類型和結構型式、容量（功率）和轉速、確定其具體型號。電動機已經系列化、標準化，設計時應根據(jù)工作載荷、工作要求、工作環(huán)境、安裝要求及尺寸重量的特殊限制等條件進行選擇。工業(yè)上廣泛應用三相交流電動機。從螺旋輸送機中的傳動裝置來看，本次設計選擇Y系列三相異步電動機電磁調速電動機。
3.2 電動機功率的確定
3.2.1 計算電動機所需功率
－帶傳動效率：0.96；
－每對軸承傳動效率：0.99；
－圓柱齒輪的傳動效率：0.96；
－聯(lián)軸器的傳動效率：0.99；
－螺桿的傳動效率：0.96；
說明：
－電機至工作機之間的傳動裝置的總效率。
所以，所選電動機功率定為。
3.2.2 確定電動機轉速
取V帶傳動比 ，二級圓柱齒輪減速器傳動比。
故電動機轉速的可選范圍是：
符合這一范圍的轉速有：、、、。
根據(jù)電動機所需功率和轉速有4種適用的電動機型號`
表1 電動機各參數(shù)
Table 1 The motor parameter
電機型號
額定功率
滿載轉速
額定轉矩
最大轉矩
質量
Y160M1-8
4
720
2.0
2.0
118
Y132M1-6
4
960
2.0
2.0
73
Y112M-4
4
1440
2.2
2.2
43
Y112M-2
4
2890
2.2
2.2
45
因此綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y112M-4。
4 V帶的設計
由上述所得數(shù)據(jù)可知，該V帶所需傳遞的功率 為3.75Kw，小帶輪的轉速 為1440 n/min，大帶輪的轉速 為411.43 n/min，傳動比為3.5。
4.1 確定計算功率
根據(jù)給定工作參數(shù)，取工況情況系數(shù)：，則計算功率為：
4.2 V帶的帶型確定與帶速的驗算
4.2.1 確定帶輪的基準直徑
根據(jù)所求和小帶輪轉速，結合參考文獻《機械設計》圖8-11選取普通V帶的帶型為A型，初取小帶輪的基準直徑為，則大帶輪的直徑，使帶輪基準直徑尺寸標準化，根據(jù)參考文獻《機械設計》表8-8取。
4.2.2 驗算帶速V
由已知小帶輪基準直徑及其轉速，則V帶的帶速為：
經驗算帶速滿足的要求。
4.2.3 確定中心距a，并選擇V帶的基準長度
（1）根據(jù)帶傳動總體尺寸的限制條件或要求的中心距，結合下式初步選定中心距。
（1）
則初選中心距。
（2）計算相應的帶長。
由參考文獻《機械設計》書表8-2 選定V帶基準長度。
（3）計算中心距a及其變動范圍。
傳動的實際中心距為：
考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產生的補充張緊的需要，常給出中心距的變動范圍
則中心距的變動范圍為。
4.2.4 驗算小帶輪上的包角
由參考文獻《機械設計》書式（8-7）可知，小帶輪上的包角小于大帶輪上的包角。又由式(8-6)可知，小帶輪上的總摩擦力相應地小于大帶輪上的總摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生。為了提高帶傳動的工作能力，應使
4.2.5 確定帶的根數(shù)Z
由小帶輪的直徑、轉速、帶型及傳動比由《機械設計》書表8-4a和表8-4b分別查得單根帶的基本功率和額定功率增量；再查表8-5和8-2得包角修正系數(shù)和帶長修正系數(shù)，于是有
取。為了使各根V帶受力均勻，帶的根數(shù)不宜過多，一般應少于10根。否則，應選擇橫截面積較大的帶型，以減少帶的根數(shù)。
4.2.6 確定帶的初拉力與壓軸力
（1）確定帶的初拉力
由參考文獻《機械設計》書表8-3得A型帶的單位長度質量為，由式（8-6），并計入離心力和包角的影響，可得單根V帶所需的最小初拉力為：
應使該帶的實際初拉力，對于新安裝的V帶，初拉力應為；對于運轉后的V帶，初拉力應為，此處為新安裝V帶，故初拉。
（2）確定壓軸力
為了設計帶輪的軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力,根據(jù)式（8-28），可知：
式中，為小帶輪的包角。
4.3 V帶輪的設計
4.3.1 V帶輪的材料
常用的帶輪材料為HT150或HT200；轉速較高時可以采用鑄鋼或用鋼板沖壓后焊接而成；小功率時可采用鑄鋁或塑料。此處大小帶輪均為A型V帶輪，結合帶輪運轉速度以及其功率，該帶輪材料選用HT150，且為鑄造而成，在鑄造的帶輪的輪緣、腹板及輪轂上不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣泡產生。
4.3.2 V帶輪的結構尺寸
V帶輪的結構形式與基準直徑有關。當帶輪基準直徑為（為安裝帶輪的軸的直徑，mm），可采用實心式；當時，可采用腹板式；當，同時時，可采用孔板式；當時，可采用輪輻式。
對于小帶輪：即為電動機的機軸直徑，已知電動機為Y112M型，則，又，故小帶輪采用腹板式結構；
對于大帶輪：，故大帶輪采用輪輻式結構。
兩帶輪結構示意圖如圖所示：
圖2 大小帶輪示意圖
Fig2 Schematic diagram of size pulleys
5 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
5.1 計算傳動裝置的動力參數(shù)
總傳動比：
分配傳動比：
因為整個傳動裝置分為三級，所以各級平均傳動比為：
故取則，減速器總傳動比為：,且有，取
則有：
注：為帶輪傳動比，為高速級傳動比，為低速級傳動比。
將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸，——依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。
（1）各軸轉速：
（2）各軸輸入功率：
（3）各軸輸入轉矩：
6 減速器的設計與計算
6.1 減速器結構設計
6.1.1 機體結構
減速器機體是用以支撐和固定軸系的零件，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。機體材料用灰口鑄鐵（HT150或HT200）制造，機體的結構用剖分式機體，且減速器選用展開式二級圓柱齒輪減速器。
6.1.2 鑄鐵減速器箱體主要結構尺寸
查閱參考文獻《機械設計課程設計手冊》書表11-1以及圖（11-1、11-2）鑄鐵減速器箱體主要結構尺寸。
6.1.3 減速器中各軸運動及動力參數(shù)計算
由上所述，各軸運動及動力參數(shù)見下表：
表2 軸的參數(shù)
Table 2 The parameters of the shaft
軸名
功率P（KW）
轉矩T（）
轉速r/min
I軸
3.6
83.56
411.43
II軸
3.42
317.67
102.86
III軸
3.25
875.56
36.09
6.1.4 齒輪傳動的設計與計算
直齒圓柱齒輪具有不產生軸向力的優(yōu)點，但傳動平穩(wěn)性較差，在減速器中圓周速度不大的情況下才有直齒輪。
1、高速級傳動--I-II軸高速傳動嚙合的兩直齒輪（傳動比為4）
（1）選擇齒輪材料及精度等級和齒數(shù)
1）參見參考文獻《機械設計》書圖10-23所示的傳動方案，選用二級直齒圓柱齒輪傳動；
2）輸送機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）；
3）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調質），硬度為280 HBS； 大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240 HBS，二者材料硬度差為40 HBS。
4）標準齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)
為了避免產生根切現(xiàn)象，據(jù)參考文獻《機械原理》式（10-19）可知：
（2）
已知外嚙合漸開線標準直齒圓柱齒輪，有，易知：
故選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。
（2）按齒面接觸強度設計
據(jù)參考文獻《機械設計》，由設計計算公式（10-9a）進行計算，即
（3）
1）確定公式內的各計算數(shù)值
①試選載荷系數(shù)。
②計算各級齒輪副中大小齒輪傳遞的轉矩
③據(jù)參考文獻《機械設計》表10-7選取齒寬系數(shù)。
④據(jù)參考文獻《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 。
⑤據(jù)參考文獻《機械設計》圖10-21d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據(jù)參考文獻《機械設計》式（10-13）計算應力循環(huán)次數(shù)。
小齒輪：
大齒輪：
⑦據(jù)參考文獻《機械設計》圖10-19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)，據(jù)參考文獻《機械設計》，由式（10-12） 得：
2）計算
①試算齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。
②計算圓周速度v。
③計算齒寬b。
④計算齒寬和齒高之比。
模數(shù)
齒高
故：
⑤計算載荷系數(shù)。
由已知，7級精度，據(jù)參考文獻《機械設計》書圖10-8 查得動載系數(shù)；對于直齒輪，；
據(jù)參考文獻《機械設計》表10-2查得使用系數(shù)；
據(jù)參考文獻《機械設計》表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非 對稱布置時，。
由，查參考文獻《機械設計》圖10-13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，據(jù)參考文獻《機械 設計》式（10-10a)得
⑦計算模數(shù)m。
（2）按齒根彎曲強度設計
據(jù)參考文獻《機械設計》式（10-5）得彎曲強度的設計公式為
（4）
1）確定公式內的各計算數(shù)值
①據(jù)參考文獻《機械設計》書圖10-20C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據(jù)參考文獻《機械設計》書圖10-18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)，據(jù)參考文獻《機械設計》式（10-12）得
④計算載荷系數(shù)。
⑤查取齒形系數(shù)與應力校正系數(shù)。
據(jù)參考文獻《機械設計》書表10-5查得 ,； ，。
⑥計算大、小齒輪的，并加以比較。
；
易知大齒輪的數(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)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可選取彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為了標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算得小齒輪齒數(shù)
大齒輪齒數(shù)。
這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲 疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。
（3）幾何尺寸計算
1）計算分度圓直徑
2）計算中心距
3）計算齒輪寬度
故取，小齒輪寬度相對大一點，取。
（4）齒輪結構設計
以大齒輪為例，因齒輪齒頂圓直徑介于,故選用腹板式結構。
2、低速級傳動--II-III軸低速傳動嚙合的兩直齒輪（傳動比為2.9）
（1）選擇齒輪材料及精度等級和齒數(shù)
1）輸送機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）；
2）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調質），硬度為280 HBS， 大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240 HBS，二者材料硬度差為40 HBS；
3）標準齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)。
為了避免產生根切現(xiàn)象，據(jù)參考文獻《機械原理》式（10-19）可知：
已知外嚙合漸開線標準直齒圓柱齒輪，有，易知：
故選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。
（2）按齒面接觸強度設計
據(jù)參考文獻《機械設計》，由設計計算公式（10-9a）進行計算，即
1）確定公式內的各計算數(shù)值
①試選載荷系數(shù)。
②計算各級齒輪副中大小齒輪傳遞的轉矩
③據(jù)參考文獻《機械設計》表10-7選取齒寬系數(shù)。
④據(jù)參考文獻《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 。
⑤據(jù)參考文獻《機械設計》圖10-21d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據(jù)參考文獻《機械設計》式（10-13）計算大小齒輪應力循環(huán)次 數(shù)。
⑦據(jù)參考文獻《機械設計》圖10-19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)，據(jù)參考文獻《機械設計》，由式 （10-12）得：
2）計算
①試算齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。
②計算圓周速度v。
③計算齒寬b。
④計算齒寬和齒高之比。
模數(shù)
齒高
故 ：
⑤計算載荷系數(shù)。
由已知，7級精度，據(jù)參考文獻《機械設計》書圖10-8查 得動載系數(shù)；直齒輪，；
據(jù)參考文獻《機械設計》表10-2查得使用系數(shù)；
據(jù)參考文獻《機械設計》表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對 稱布置時，。
由，查參考文獻《機械設計》圖10-13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，據(jù)參考文獻《機 械設計》式（10-10a)得
⑦計算模數(shù)m。
（3)按齒根彎曲強度設計
據(jù)參考文獻《機械設計》式（10-5）得彎曲強度的設計公式為
1) 確定公式內的各計算數(shù)值
①據(jù)參考文獻《機械設計》書圖10-20C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據(jù)參考文獻《機械設計》書圖10-18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)，據(jù)參考文獻《機械設計》式（10-12）得
④計算載荷系數(shù)。
⑤查取齒形系數(shù)與應力校正系數(shù)。
據(jù)參考文獻《機械設計》書表10-5查得 ,； ，。
⑥計算大、小齒輪的，并加以比較。
；
易知大齒輪的數(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)大于由齒根彎曲疲勞 強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘 積)有關，可選取彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為了標準值 ，按接觸強度算得的分度圓直徑，算得小齒輪齒數(shù)
對其取整，故，所以大齒輪齒數(shù)。
這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞 強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。
（4)幾何尺寸計算
1）計算分度圓直徑
2）計算中心距
3）計算齒輪寬度
取，小齒輪相對齒寬大一點，。
6.1.5 軸的設計計算
（1）初步確定軸的最小直徑
據(jù)參考文獻《機械設計》書式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調質處理。據(jù)表15-3，取，。
高速軸I軸，
考慮到所選電動機Y-112M輸出軸直徑，且由于聯(lián)軸器、鍵槽的影響，并對其標準化，取。高速軸I軸一端與聯(lián)軸器相連，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。
聯(lián)軸器的計算轉矩，據(jù)參考文獻《機械設計》表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則：
按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準或機械設計手冊，選用GYH3型凸緣聯(lián)軸器，公稱轉矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為。
中速軸II軸，對其標準化，取。
低速軸III軸，對其標準化，取。
低速軸III軸輸出端與聯(lián)軸器相連，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。
聯(lián)軸器的計算轉矩，據(jù)參考文獻《機械設計》表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則：
按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準或機械設計手冊，選用GYS7型凸緣聯(lián)軸器，公稱轉矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為。
GYS7型凸緣聯(lián)軸器的輸出端與輸送缸體的輸入端的連接軸相連接，取名該連接軸為A軸，輸送缸體輸出端的固定軸為B軸，A軸、B軸分別位于輸送缸體重螺旋軸的兩端，其承受轉矩等同于低速軸，故可知A軸、B軸的最小軸段直徑為。
（2）初步選擇軸承
I軸高速軸選軸承為7207C；
II軸中間軸選軸承為7208C；
III軸低速軸選軸承為7213C；
A軸輸出端選取的軸承為7220C；
B軸選取的軸承同A軸為7220C。
各軸承參數(shù)見下表：
表3 軸承參數(shù)
Table 3 Bearing parameters
軸承代號
基本尺寸/mm
安裝尺寸/mm
基本額定/
d
D
B
動載荷
靜載荷
7207C
35
72
17
42
65
30.5
20.0
7208C
40
80
18
47
73
36.8
25.8
7213C
65
120
23
74
111
69.8
55.2
7220C
100
180
34
112
168
148
128
（3）確定軸上零件的位置和定位方式：
I軸：由于高速軸轉速高，傳動載荷不大時，為保證傳動平穩(wěn)，提高傳動效率，將高速軸取為齒輪軸，使用角接觸球軸承承載，一軸端連接電動機，采用剛性聯(lián)軸器，對中性好。
II軸：低速嚙合、高速嚙合均用鍛造齒輪，低速嚙合齒輪左端用甩油環(huán)定位，右端用軸肩定位，高速嚙合齒輪左端用軸肩，右端用甩油環(huán)定位，兩端使 用角接觸球軸承承載。
III軸：采用鍛造齒輪，齒輪左端用甩油環(huán)定位，右端用軸肩定位，為減輕軸的重量采 用中軸頸，使用角接觸球軸承承載，右端連接單排滾子鏈。
A軸：輸入端連接GYS7型凸緣聯(lián)軸器，其輸出端與螺旋軸焊接為統(tǒng)一的整體。
B軸：輸入端與螺旋軸焊接為統(tǒng)一整體，輸出端用滾動軸承座固定。
（4）高速軸I軸的結構設計
1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑：
a)由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑 尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為28mm。
b)考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達3.5mm，所以 該段直徑選為35mm，該段安裝軸承，故選7207C型軸承。
c)該段軸前一段需要安裝軸承，考慮到定位軸肩高度應達3.5mm， 即該段直徑定為42mm。
d)該段軸為齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標準化，定為 46mm。
e)為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達6mm，所以該段直徑 選為58mm。
f)軸肩固定軸承，取該段直徑為48mm。
g)該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。
2)各段長度的確定：
各段長度的確定從左到右分述如下：
a) 該段軸連接聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為，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，故該段的長度應比略短一些，現(xiàn)取為。
b) 該段安裝軸承，且軸承選型為7207C，其軸承寬，則可取。
c) 該段為安裝軸承端與安裝齒輪段的銜接段，無實際作用，故可取。
d) 該段安裝齒輪，齒輪的輪轂寬度，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短語輪轂寬度，故定該段長度為。
e) 該段軸肩，選定其長度。
f) 該段與c段作用相同，但考慮到軸在減速器箱體上軸承座的配合，故取。
g) 該段與b段等同，取。
（5）中間軸II軸的結構設計
1）擬定軸上零件的裝配方案軸的各段直徑：
a)I段軸用于安裝軸承7208C，故取直徑為。
b)II段該段軸要安裝小齒輪，考慮到軸肩要有的圓角，經度 計 算，直徑定為。
c)III段為軸肩，相比較II段,取軸肩高度為,故該段直徑為 。
d)IV段安裝大齒輪直徑與II段相同，直徑為。
e)V段安裝軸承，與I段相同直徑為。
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度：
a) I軸段軸承安裝軸承和擋油環(huán)，軸承7208C寬度，該段選為。
b) II軸段安裝小齒輪，小齒輪輪轂寬度為，考慮到齒輪齒寬的影響，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取該軸段長度為。
c) III軸段為定位軸肩，定該軸段長度。
d) IV軸段用于安裝大齒輪，大齒輪輪轂寬度為，考慮到齒輪齒寬的影響，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取該軸段長度為。
e) V段用于安裝軸承與擋油環(huán)，長度與I相同，為。
(6)低速軸III軸的結構設計
1）擬定軸上零件的裝配方案軸的各段直徑
a) I段軸用于安裝軸承7213C，故取直徑為。
b) II段該段軸要安裝大齒輪，考慮到軸肩要有的圓角，取軸肩高度為，經強度計算，將該軸段直徑定為。
c) III段為定位軸肩，取軸肩高度為，則該軸段直徑為。
d) IV段直徑與II段相同，直徑為。
e) V段安裝軸承，與I段相同直徑為。
f) VI段直徑。
g) VII軸段與聯(lián)軸器相連接，從上可知，選取GYS7型聯(lián)軸器，軸孔直徑為，故取該軸段直徑為。
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度
a) I段軸承安裝軸承和擋油環(huán)，7213C寬度，該段長度選。
b) II段軸與大齒輪相配合，且大齒輪輪轂寬度為，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故去該軸段長度為。
c) III段為定位軸肩，取該軸肩長度。
d) IV段同II段，軸段直徑相同，則可取該軸段長度為。
e) V段用于安裝軸承與擋油環(huán)，長度與I相同，為。
f) VI長度為。
g) VII長度與聯(lián)軸器有關，且聯(lián)軸器為GYS7型凸緣聯(lián)軸器，聯(lián)軸器連接轂孔長度為，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故該段的長度應比輪轂長度稍短一些，則取該軸段長度為。
（7）A軸的結構設計
1）A軸軸徑的確定
a)該軸段與凸緣聯(lián)軸器GYS7相連接，且該聯(lián)軸器的孔徑為， 故該段軸徑為。
b)該軸段與軸承7220C相配合，通過查表可知該軸承的孔徑為 ，則可確定該段軸徑為。
c)此段需有一軸肩，以固定軸承與軸的配合，另一端與螺旋軸焊接， 螺旋軸外徑為，則可取該段軸徑為。
2）A軸各軸段長度的確定
a)凸緣聯(lián)軸器GYS7的轂孔長度為，為保證軸端擋圈只壓在 半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故該段的長度應比輪轂長度稍短一 些，則取該軸段長度為。
b)該軸段需與滾動軸承座間接配合，軸上分別有軸段端蓋、軸段擋 圈、角接觸軸承，通過設計計算，取該段長度為。
c)該段為軸肩段，且一端與螺旋軸焊接，故可取該段長度為。
（8）B軸的結構設計
1）B軸軸徑的確定
a)該軸段的一端與螺旋軸相焊接，一端固定軸承座，故需一軸肩， 同A軸，可取該段軸徑為。
b)該軸段為B軸的輸出端，為固定軸承與傳動螺旋軸用，且知軸承 孔徑為，則可知該段軸徑為。
2）B軸各段長度的確定
a)該軸段為軸肩，同A軸，取該段長度為。
b)該軸段與與軸段擋圈，軸承相配合，且擋圈與軸承的長度均已確 定，則可定該軸段長度為。
6.1.6 箱體內鍵聯(lián)接的選擇
參照上述得到的軸所承受的轉矩以及軸與齒輪配合處的公稱直徑，據(jù)參考《機械設計課程設計手冊》表4-1可選擇出各軸所要求的連接鍵，且四個齒輪與相應軸配合，故需選擇4個連接鍵，從上述材料可知，四個鍵所承受的轉矩分別為，，，，且各軸與齒輪配合段的公稱直徑分別為，，，。
各軸內連接鍵的選擇如下表：
表4 連接鍵參數(shù)
Table 4 Connecting key parameters
代號
直徑
（mm）
工作長度
（mm）
工作高度
（mm）
轉矩
（N·m）
極限應力
（MPa）
高速軸
14×9×50（圓頭）
46
36
4.5
83.56
62
中間軸
14×9×45（圓頭）
46
31
4.5
317.67
60
低速軸
20×12×80（圓頭）
70
66
6
875.56
72
A軸
20×12×80（圓頭）
70
66
6
875.56
72
由于鍵采用靜聯(lián)接，材料鋼，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。
6.1.7 減速器附件的選擇
(1)通氣器：
由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5。
(2)油面指示器：
選用游標尺M16。
(3)起吊裝置：
采用箱蓋吊耳、箱座吊耳。
(4)放油螺塞：
選用外六角油塞及墊片M12×1.5。
7 螺旋輸送機的設計
螺旋輸送機的具體設計包括：
①根據(jù)輸送條件和要求選擇合適類型的螺旋輸送機；
②根據(jù)具體輸送要求計算螺旋直徑，選擇螺旋類型和布置形式；
③根據(jù)設計手冊選擇合適參數(shù)，確定輸送機的外形和尺寸；
④確定螺旋輸送機的外形和尺寸；
⑤確定螺旋輸送機長度組合及各節(jié)重量。
7.1 螺旋輸送機的選型
設計螺旋輸送機的系統(tǒng)時，要注意以下問題：
①合理的轉載方式，提出給料裝置和卸料裝置的要求。
②輸送機線路上輸送機之間的相互關系。啟動順序是受料的輸送機先驅動， 停車順序是給料的輸送機先停機，當各螺旋輸送機的參數(shù)（如長度、驅動裝置） 不同時，通過這一關系可以提出啟動時間和停機時間的要求。
③對于粉塵大的情況，要考慮采用合理的密封輸送或者設置必要的除塵設備。
④ 零部件的標準化和通用化及易損件的供貨可能性。
A) 根據(jù)設計要求（輸送物料為干燥煤碳），可選擇螺旋輸送機，水 平輸送，如圖3所示：
圖2 螺旋輸送機簡易傳送圖
Fig2 Simple transfer diagram of screw conveyor
B）選擇螺旋輸送機的布置形式
水平螺旋輸送機根據(jù)螺旋軸的旋轉方向，以及裝料口與卸料口 位置等的不同，有4種常見的布置形式，如圖4所示：
圖3 物料傳送示意圖
Fig3 The diagram of Material transfer
根據(jù)實際的輸送要求選擇第一種布置形式。
C）螺旋軸由螺旋葉片與無縫鋼軸組成
（1）制造方法
螺旋葉片一般由鋼板沖壓而成，然后焊接在無縫鋼管上，且在各 葉片間加以焊接。
（2）螺旋的旋向、頭數(shù)與母線
螺旋軸上螺旋葉片的旋向有左旋和右旋之分，物料的輸送方向是由螺 旋葉片的旋向與螺旋軸的轉向所確定的。螺旋頭數(shù)分為單頭、雙頭和三頭,多頭螺 旋主要用于需要完成攪拌及混合作業(yè)的輸送裝置中。螺旋面的母線通常采用垂直 于螺旋軸線的直線，這種螺旋葉片形式的螺旋稱為標準形式螺旋。
（3）螺旋葉片的形狀
螺旋葉片有實體式、帶式、葉片式、齒輪式四種，如下圖所示，應根據(jù)被輸 送物料的種類、特性進行選用。實體式螺旋式是最常用的形式，適用于流動性好 的、干燥的、小顆粒或粉狀的物料；帶式螺旋適用于塊狀物料或具有一定粘性的 物料；葉片式與齒形式螺旋適用于易壓實擠緊的物料。如水平螺旋輸送機需對物 料進行攪拌、松散等要求的，應考慮選用葉片式和吃形式螺旋葉片輸送機。
下圖為螺旋面的形狀：
a)實體式；b)帶式；c)葉片式；d)齒形式
圖4 螺旋面形狀
Fig4 The shape of helical surface
根據(jù)已知條件及設計要求，此處選擇水平螺旋輸送機，實體式螺旋面的右旋單頭螺旋。
7.2 螺旋輸送部件的設計
7.2.1 螺旋輸送機的主要參數(shù)計算
已知參數(shù)：
物料容重：； 物料溫度：；
輸送量： ； 水平輸送長度：；
煤粉密度：。
7.2.2 螺旋直徑的確定
螺旋葉片直徑是螺旋輸送機的重要參數(shù)。直接關系到輸送機的生產量和結構尺寸。可根據(jù)螺旋輸送機的生產能力、輸送物料類型、結構和布置形式確定螺旋葉片直徑，根據(jù)參考文獻《輸送機械手冊第2 冊》計算公式：
（5）
式中：—螺旋輸送機輸送量，；
—螺旋直徑，；
—物料特性系數(shù)，常用物料的K值見下表：
—填充系數(shù)；
—物料密度，；
—傾角系數(shù)。
表5 物料屬性與相關參數(shù)
Table 5 Material properties and the related parameters
物料密度
典型例子
填充系數(shù)
螺旋面式
特性系數(shù)
綜合系數(shù)
粉狀
面粉、石墨
0.35-0.40
實體
0.0415
75
粉狀
水泥、石膏
0.25-0.30
實體
0.0565
35
粉狀
谷物、木屑
0.25-0.35
實體
0.0490
50
粉狀
型砂、爐渣
0.25-0.30
實體
0.0600
30
（1）填充系數(shù)及物料特性系數(shù)的確定
物料在料槽中的填充系數(shù)對物料的輸送和能量的消耗有很大的影響。 當填充系數(shù)較小時，物料堆積高度較低，大部分物料靠近螺旋軸外側，因而具有 較高的軸向速度和較低的圓周速度。物料在輸送方向上的運動要比圓周方向顯著 得多。運動的滑移面幾乎平行于輸送方向。這是垂直于輸送機方向的附加物料流 減弱，能量消耗降低；相反，當填充系數(shù)較高時，物料運動的滑移面很陡。其在 圓周方向的運動將比輸送方向的運動強。這將導致輸送速度的降低和附加能量的 消耗。因而，填充系數(shù)適當取小值，較有利于輸送物料。據(jù)螺旋輸送機的螺旋面 為實體型螺旋面，且輸送物料為煤粉，據(jù)表5，易知的取值為，故取 ；物料特性系數(shù)。
（2）傾角系數(shù)的確定
因螺旋輸送機為水平輸送型輸送機，故傾角為0，則據(jù)下表可知：
表6 傾斜系數(shù)
Table 6 Slope coefficient
傾斜角/
0
C
1.0
0.9
0.8
0.7
0.65
0.5
根據(jù)已知參數(shù)，結合該表，可知傾斜系數(shù)為：
（3）螺旋直徑以及螺旋軸直徑的計算
軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛鋼，有 的則直接用圓鋼。由于碳鋼相對合金鋼廉價，對應力集中的敏感性低，且也可以 用熱處理或者化學處理的辦法來提高其剛度、耐磨性，以及抗疲勞強度，故采用 碳鋼來制造軸，而碳鋼軸最常用的的是45鋼。
a) 螺旋直徑的計算
根據(jù)上述公式可知：
由螺旋直徑應圓整到標準系列，標準系列為：，，， ，，，，，，，，。故經圓 整，且標準化后，取。
對所確定的螺旋直徑還應按所輸送物料的塊度進行校核：
對于未分選的物料，要求：
對于分選的物料，要求：
式中：—物料的平均塊度；—物料的最大塊度。
b) 螺旋軸直徑的計算
螺旋軸直徑與螺旋直徑有著直接的聯(lián)系，且一般螺旋軸外徑