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1、第一章 概論 1.1 螺旋輸送機的研究背景與意義 螺旋輸送機是現(xiàn)代化生產(chǎn)不可缺少的重要機械設(shè)備之一。廣泛應(yīng)用于糧食工業(yè)、建筑材料工業(yè)、機械制造業(yè)、交通運輸業(yè)等國民經(jīng)濟各部門中。 螺旋輸送機在農(nóng)業(yè)機械上運用很廣：作為輸送部件或作攪拌、擠壓、揉碎等工序的工作部件；作為固定式或移動式的獨立輸送機具，在打谷場、谷物糧食和飼料倉庫、畜舍等用來運送松散物料[1]。 螺旋輸送機對于減輕繁重的體力勞動，提高生產(chǎn)效率，實現(xiàn)高度機械化，都具有重要的現(xiàn)實意義 [2]。 1.2 螺旋輸送機的特點 螺旋輸送機具有如下特點： （1） 機器構(gòu)件簡單，工作原理為單純的機械運動。 （2） 機器工作性能穩(wěn)定，

2、不易產(chǎn)生故障，即使出現(xiàn)故障，維修也較簡便。 （3） 機器靈活性較高，適應(yīng)多種不同的工作環(huán)境。 （4） 機器可以適應(yīng)密封性能好、運行平穩(wěn)可靠、操作安全等要求。 （5） 輸送物料方便。只需把物料放入進料口。 （6） 輸送方向可逆向。只需改變螺旋軸的旋轉(zhuǎn)方向即可實現(xiàn)雙向運輸。 （7） 螺旋葉片和料槽在工作過程中由于物料的作用易于磨損而影響機器整體使用壽命。 （8） 機器運輸作物，不存在物料對機器的腐蝕作用而影響機器的整體使用壽命。 綜上所述，螺旋輸送機機動性優(yōu)良、制造成本低廉，容易被小農(nóng)經(jīng)濟接受。 1.3 國內(nèi)外關(guān)于螺旋輸送機的研究現(xiàn)狀 螺旋輸送機是一種常見的不具有撓性牽引構(gòu)件的

3、連續(xù)輸送機，現(xiàn)在已經(jīng)成為合理組織成批生產(chǎn)和機械化流水作業(yè)的基礎(chǔ)，是現(xiàn)代化生產(chǎn)和機械化流水作業(yè)的基礎(chǔ)，是現(xiàn)代化生產(chǎn)的重要標(biāo)志之一[3]。在我國現(xiàn)代化的發(fā)展和各工業(yè)部門機械化水平、勞動生產(chǎn)率提高中，螺旋輸送機將發(fā)揮更大的作用。但是其輸送效率卻比較低，現(xiàn)在對于螺旋輸送機存在的輸送效率問題，越來越來受到各界的重視，而且國外也有了很多的研究成果。在國內(nèi)的研究成果相對于國外來比較，研究成功還比較少，還不是很先進 [4]。 第二章 螺旋輸送機工作過程分析 2.1 螺旋輸送機的一般結(jié)構(gòu) 如圖2-1所示為螺旋輸送機的裝配圖。驅(qū)

4、動裝置包括電機、變速器和聯(lián)軸器。電機由工作要求來確定相關(guān)電機參數(shù)繼而確定其型號。變速器通過定傳動比確定型號。 頭部和尾部主體部分基本相同，都有螺旋體和機槽。不同的地方是：頭部有前軸、首端軸承，機器外殼上設(shè)計了卸料口；尾部有尾軸、尾部軸承，機器外殼上設(shè)計有進料口。 物料由進料口進入螺旋輸送機，沿軸向運動從卸料口排出。 圖2-1 螺旋輸送機的結(jié)構(gòu) 1.驅(qū)動裝置 2.頭節(jié)3.標(biāo)準(zhǔn)節(jié) 4.選配節(jié) 5.尾節(jié) 2.2 物料的運動分析和葉片的設(shè)計 2.2.1 物料的運動分析 機器的螺旋體將物料不斷向前推進而進行物料輸送，物料受自身重力和與機器內(nèi)槽壁的相互摩擦力保證了物料持續(xù)向前推進。機器工

5、作時，螺旋體葉片推動物料的力可分解為軸向和徑向，其中徑向分力使物料有繞軸轉(zhuǎn)動的趨勢。而與此同時物料本身的重力有阻止物料向上旋轉(zhuǎn)的趨勢，并且由于內(nèi)壁對物料的摩擦力也阻礙物料的徑向運動。若機殼內(nèi)壁對物料的摩擦力和物料自重一起克服了螺旋葉片推動物料的法向分力，同時螺旋體葉片推動物料的力的軸向分量克服了機殼內(nèi)壁對物料的摩擦力，則所輸送的物料只能軸向移動[5]。 設(shè)螺旋升角為α，螺旋線在展開狀態(tài)時可視為一條斜直線。則旋轉(zhuǎn)螺旋面作用于半徑為r處的物料顆粒A上的力為P合。考慮摩擦力的存在，P合的方向與螺旋線的法向方向并不重合，而是產(chǎn)生φ角夾角。再將此力十字分解為與葉面相切的P切和與葉面垂直的P法，如圖2-

6、2所示。 圖2-2 螺旋面作用于物料顆粒上的力 圖2-3 物料運動速度的分解 為了便于分析輸送物料的受力特性，假設(shè)其中A為一物料顆粒，則A因為受到力P合而在機器中運動，圖2-3為A運動的分析。即A的合成速度為v合分解為圓周速度v側(cè)和軸向速度v軸 。 假設(shè)電機帶動螺旋體以n為轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)穩(wěn)定。分析A的運動狀態(tài)，由圖中ABC圖形可得 （2-1） 因為 （2-2） 所以

7、 （3-3） 圓周速度為 （2-3） 以摩擦系數(shù)μ=tan ρ代入上式，得到圓周速度 （2-4） 綜上，可得物料顆粒的圓周速度計算公式 （2-5） 式中：s——螺旋的螺距(m) n——螺旋的轉(zhuǎn)速(r/min) r——物料顆粒離軸線的半徑(m) μ面——物料與螺旋面的摩擦

8、系數(shù)（其中μ面=tanρ） 把上式對r求導(dǎo)，然后使對r的倒數(shù)為0，當(dāng)在v圓值最大時，r值為 （2-6） 根據(jù)圖2-3可得，物料顆粒根據(jù)上述速度分解，則軸向速度為： （2-7） 圖2-4中的橫軸表示的是半徑大小，縱軸表示的是速度，圖中的曲線表明隨著輸送物料距離螺旋軸的距離變化，輸送物料的速度v圓和v軸也跟隨著變化。且螺旋體的螺距不同曲線的形狀也會有變化。圖中在直線Om以右的半徑r值的輸送物料，輸送物料的圓周速度v圓會

9、根據(jù)半徑的改變而不同，即使在一定的半徑范圍內(nèi)也并不是恒定的。因此，機器在輸送物料的過程中，由于物料間的速度大小及方向都不同，因而產(chǎn)生相對滑動。機槽中輸送的物料，物料距離螺旋軸越遠(yuǎn)物料的圓周速度越小，而物料距離螺旋軸越遠(yuǎn)物料的軸向輸送速度越大。內(nèi)層的物料圓周速度大軸向速度小，這就導(dǎo)致輸送物料過程中內(nèi)層的物料繞軸速度更快，在物料運動的過程中部分物料跨過螺旋軸掉入下一個螺距中，這種物料輸送現(xiàn)象叫做附加料流。附加料流的存在不利于農(nóng)業(yè)生產(chǎn)，降低了機器的輸送效率，增加了輸送成本，損耗更多的能量[6]。 圖2-4 速度隨半徑變化曲線 為了有效解決上述問題帶來的不良影響，如圖2-5葉片形式。這種螺旋

10、體葉片形式能有效的減少附加料流帶來的不良影響。葉片與螺旋軸連接的地方并不是垂直連接，有升角為正α，而葉片外側(cè)有升角負(fù)α，如此的設(shè)計有效的把內(nèi)層的輸送物料向葉片外側(cè)推送，與此同時外緣的物料有向內(nèi)側(cè)移動的趨勢，同時也降低了機槽內(nèi)壁對輸送物料的摩擦力，從而減少了附加料流。有效避免了附加料流降低了機器的輸送效率，增加了輸送成本，損耗更多的能量的弊端。 機器輸送物料時，物料受自身重力、螺旋體葉片的作用力以及機槽內(nèi)壁對物料的摩擦力的綜合作用，物料面并不是以水平形式存在的，物料面與水平面會形成一定的夾角，這個夾角稱為倒塌角（記為φd）。如圖2-6所示，當(dāng)物料轉(zhuǎn)角超過倒塌角時表面的物料由于受力不平衡而向下滑

11、落，然后下層物料逐漸上移，而重復(fù)向下滑落。在物料向下滑落的過程中部分物料跨過螺旋軸掉入下一個螺距中，從而產(chǎn)生附加料流，降低了機器的輸送效率，增加了輸送成本，損耗更多的能量。綜上所述，為保證機器為高效的工作運轉(zhuǎn)而需控制物料面的轉(zhuǎn)角，即 （2-8） 式中：φ0 ——物料的內(nèi)摩擦角（） φd ——物料面的倒塌角（） φ ——物料面的轉(zhuǎn)角（） 圖2-5 彎曲母線螺旋面的形狀及其速度曲線 圖2-6 物料在料槽中的倒塌角 2.2.2 葉片的設(shè)計 為保障機器高效工作螺旋輸

12、送機物料面的轉(zhuǎn)角必須小于物料的倒塌角。而螺旋輸送機物料面的轉(zhuǎn)角不僅與對物料本身的進料量要求有關(guān)，還需考慮螺旋體葉片的螺距大小以及形狀。 生產(chǎn)中對螺旋輸送機進料量的要求直接影響輸送效率。其中進料量用填充系數(shù)ψ表示。 圖2-7表示螺旋體轉(zhuǎn)動而推送物料時，對物料進料量要求不同的情況下機槽內(nèi)物料的存在狀態(tài)。當(dāng)進料量較小時（假設(shè)為ψ=5%），如圖2-7a，物料輸送量較小且物料堆積厚度小，物料圓周速度受物料自身重力和較小的機槽內(nèi)壁摩擦力作用，圓周速度很小，而葉片推力的軸向分力是物料軸向速度很大。這是基本沒有附加料流的現(xiàn)象產(chǎn)生。當(dāng)進料量變大時（假設(shè)ψ=20％），如圖2-7b。物料輸送量變大且物料堆積厚度

13、變大，物料圓周速度受物料自身重力和較大的機槽內(nèi)壁摩擦力作用，圓周速度變大，而軸線方向的機槽對物料的摩擦力增大加大了機器的工作功率，同時增大了附加料流[7]。當(dāng)進料量很大（假設(shè)ψ=50％），如圖2-7c。 物料面接近螺旋軸所在的平面，物料圓周速度受物料自身重力和較大的機槽內(nèi)壁摩擦力作用，圓周速度明顯加大，而軸線方向的輸送速度降低，產(chǎn)生大量附加料流。大大降低了機器的輸送效率，增加了輸送成本，損耗更多的電能，不利于生產(chǎn)。 綜上所述，螺旋輸送機輸送物料的進料量并不是越大越好，基于實際考量，農(nóng)業(yè)輸送物料的填充系數(shù)一般ψ＜45％。填充系數(shù)由輸送物料的性質(zhì)決定,當(dāng)決定輸送了主要的輸送物料后,相應(yīng)的填充系

14、數(shù)也就決定了。 圖2-7 不同填充系數(shù)時物料層堆積情況及其滑移面 (a).ψ=5﹪(b).ψ=20﹪(c).ψ=50﹪ 螺距的大小在物料輸送過程中也影響輸送效率，若確定了填充系數(shù)，當(dāng)螺旋體螺距改變時，機槽內(nèi)的物料面的存在形式也會改變。若改變輸送物料也就是改變填充系數(shù)，會導(dǎo)致輸送物料各個層面的速度變化。因此，得出最合理的葉片螺距尺寸應(yīng)該考慮到葉片與物料之間的摩擦系數(shù)以及相關(guān)摩擦性能，還必須考慮由于物料進料量的不同而造成物料各方向的受力大小不同。 圖2-3中假設(shè)的存在一物料顆粒A，其受到螺旋葉片沿軸向的分力為

15、 （2-9） 為使P軸>0，則要求cos（+）為正，其中必須滿足 （2-10） 綜上可知，葉片上的最小半徑就是螺旋軸的半徑，此時的α（螺旋升角）最大，而葉片對物料的軸向分力P軸最小。根據(jù)以上分析，有以下公式 （2-11） （2-12） 可得螺距的最大許用值。 把k1=d/D代入上式

16、，有 （2-13） 螺距的最大許用值，應(yīng)該使物料的運動狀態(tài)在各方向的分量合理分配。也就是說物料在輸送過程中所具有的軸向速度應(yīng)該盡可能的大從而提高輸送效率，同時應(yīng)使物料的圓周速度盡可能低，以減少附加料流對能量的損耗。由圖3-2可知螺旋葉片螺距的改變會導(dǎo)致速度的分解的結(jié)果不同。若螺旋葉片螺距變大，在物料的軸向輸送速度變大的同時會導(dǎo)致圓周速度不符合要求，從而產(chǎn)生附加料流。若螺旋葉片螺距變小，在物料運行速度分分布合理的同時物料的軸向輸送速度且減小了[8]。 由上文所分析輸送物料在螺旋圓周處的速度分解，

17、v圓≤v軸，通過計算得 （2-14） （2-15） 又因為此時2r=D（螺旋圓周處），故得求螺距的條件為 （2-16） 綜上分析可得：進料量較小則螺距選取較小值，進料量較大則螺距選取較大值。 若螺旋體的轉(zhuǎn)速低于一定值，則轉(zhuǎn)速在該值內(nèi)的改變對物料的運動并沒有明顯的影響。如果轉(zhuǎn)速超過這一定值，葉片對物料產(chǎn)生過大的切向力而導(dǎo)致物料被拋起，使物料產(chǎn)生徑向跳

18、躍，由此降低輸送效率。所以，在實踐生產(chǎn)中，螺旋的最大許用轉(zhuǎn)速如下： （2-17） 式中:D -- 螺旋直徑（m）。 A -- 物料特性系數(shù)。 第三章 螺旋輸送機的相關(guān)設(shè)計計算 3.1 螺旋輸送機的主要構(gòu)件 3.1.1 螺旋體 螺旋體包含螺旋葉片和螺旋軸。它在整個機器中起著至關(guān)重要的作用，物料的不斷向前推進就是螺旋體的功勞。物料受自身重力和與機器內(nèi)槽壁的相互摩擦力保證了物料持續(xù)向前推進。 （1）螺旋葉片 螺旋葉片為

19、適應(yīng)當(dāng)今多元化的要求而形式多樣。根據(jù)輸送要求，此設(shè)計采用滿面式螺旋葉片。圖3-1所示為滿面式螺旋葉片。之所以稱為滿面氏是因為螺旋葉片是連續(xù)的曲面形式，其一側(cè)與螺旋軸密切粘合。滿面式螺旋葉片制造易于批量化生產(chǎn)從而成本低廉、輸送能力強，特別適合輸送五谷等細(xì)小顆粒的農(nóng)作物，是此設(shè)計最合理的葉片形式[9]。 圖3-1螺旋面(滿面式)的形狀 此設(shè)計的螺旋葉片采用正螺旋面葉片。正螺旋面葉片的母線始終垂直于螺旋軸。 圖3-2 滿面式螺旋葉片的展開圖 圖3-2，取螺旋體外徑D=400mm，則由螺旋軸直徑

20、 （3-1） 綜合實際，其中0.2為指定系數(shù)，可得螺旋軸直徑d=90mm. 用s表示螺旋葉片的螺距，并在此處采用標(biāo)準(zhǔn)值。有 s=k*D （3-2） 其中系數(shù)k=0.8，帶入上式得s=320mm 用α表示螺旋升角，螺旋升角是指螺旋軸向與螺旋葉片上某點的法線之間的夾角。 α 公式如下 ： （3-3） 其中：s——螺距（m） D1——該點距離軸心距離的兩倍（m） 綜上，螺旋

21、體的α外為14.3。α內(nèi)為51.8。 由于外徑（D）大于內(nèi)徑（d），就有α內(nèi)>α外。 由于螺旋體的葉片在工作時長時間與物料（五谷）相互摩擦而易于磨損，且物料因為受重力作用而多作用于葉片外緣，從而導(dǎo)致葉片的外緣磨損較重，為了保證機器合理的使用壽命，取葉片厚度6mm，并需要保證葉片的質(zhì)量，葉片需進行熱處理，從而使葉片表面硬化，性能更優(yōu)越。 （2） 螺旋軸 機器螺旋體的軸用鋼管制造。由于軸體在負(fù)載相同的情況下，選擇空心鋼管比較科學(xué)且經(jīng)濟、減輕自重的同時又節(jié)省材料，而且兩個構(gòu)件之間的連接也容易實現(xiàn)。綜合實際情況的考量，螺旋體應(yīng)制成4m的節(jié)段，使用時按實際要求將所需節(jié)段數(shù)連接起來，選取螺旋軸直徑

22、90mm，厚度10mm。為保證機器工作的可靠性，軸與軸之間的的連接需要強化，聯(lián)接要求如圖3-3所示。 圖3-3螺旋輸送軸的聯(lián)接 如上圖在聯(lián)接處的鋼管內(nèi)需要放入一段直徑為70mm的實心的鐵棒以加固螺旋軸，然后再在鋼管連接處增加一個適當(dāng)大小的套筒，然后用螺栓緊固。 綜合考量，此設(shè)計的軸選擇空心鋼管比較科學(xué)且經(jīng)濟、減輕自重的同時又節(jié)省材料，而且兩個構(gòu)件之間的連接也容易實現(xiàn)。且用45號鋼作材料，此設(shè)計中的螺旋體選用三段長4m的節(jié)段。 3.1.2 軸承 軸承是螺旋輸送機中的重要零部件。它能保證螺旋體盡可能減小阻力的旋轉(zhuǎn)，減少電機的工作功率，增強機器工作效率。 螺旋輸送機中所使用的軸承有三種，

23、頭部軸承、尾部軸承和中間懸掛軸承。 頭部軸承安裝于螺旋輸送機的靠近電機的一端。頭部軸承要同時承受徑向載荷和軸向載荷，因此頭部軸承應(yīng)采用圓錐滾子軸承。螺旋軸因為圓錐滾子軸承得安裝而能夠承受拉力，避免螺旋軸因為過長且高速旋轉(zhuǎn)而容易發(fā)生撓曲[10]。此設(shè)計軸承內(nèi)徑90mm，外徑190mm，根據(jù)GB/T 297-1994查表選取軸承代號30318。結(jié)構(gòu)如圖3-4。 圖3-4頭部軸承 尾部軸承主要承受徑向載荷和少量的軸向載荷，應(yīng)該采用調(diào)心球面軸承。螺旋軸因為調(diào)心球面軸承的安裝而能夠承受拉力，避免螺旋軸因為過長、軸向壓力的存在且高速旋轉(zhuǎn)而發(fā)生撓曲。此設(shè)計軸承內(nèi)徑90mm，外徑190mm，根據(jù)G

24、B/T 281-1994查表選取軸承代號1318。尾部軸承的結(jié)構(gòu)如圖3-5所示。 圖3-5 尾部軸承 由于螺旋輸送機的螺旋體過長且高速旋轉(zhuǎn)而容易發(fā)生彎曲，為了避免上訴不良影響，每隔2m左右應(yīng)合理安裝一個軸承對螺旋軸進行緊固。在中間懸掛軸承處，葉片遇到固定中間軸承的支架，因此不可避免的需要截斷，為了避免物料在此處不連續(xù)的向前推進，中間軸承的尺寸應(yīng)使葉片分開的距離可能的小，保障機器的工作效率。中間懸掛軸承適宜采用滑動軸承，軸承需要設(shè)計有潤滑油杯，以便進行潤滑[11]?；瑒虞S承半徑35mm。如圖3-6. 圖3-6 滑動軸承 3.1.3 機槽 螺旋輸送機的機槽根據(jù)外形的有U字 型和圓筒型

25、。U字型槽體在農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中的運用是比較普遍的，U字型機槽特征為兩側(cè)壁平行且與底部半圓相切，上端邊沿焊有外緣水平鋼板，用以適當(dāng)密封機體以及增加機槽的強度，也起到固定螺旋軸上的懸掛軸承的作用。機槽具有一定的長度，每節(jié)需要設(shè)置支架支撐機體防止因重力變形而發(fā)生故障[12]。 圖3-7螺旋輸送機機槽形式 此設(shè)計機器的機槽采用最常用的U字型，又基于實際情況，農(nóng)作物（主要是五谷等粉末或細(xì)顆粒裝物料）運輸距離較長，這就要求機槽具有一定的長度?？紤]到制造安裝方便的實際應(yīng)用，機槽分為三節(jié)4、4、4m，且每節(jié)需要設(shè)置支架支撐機體防止因重力變形而發(fā)生故障。 3.2 輸送量計算 假設(shè)螺旋體軸向投影面積為A，物

26、料輸送速度為v，機槽的填充系數(shù)為。 由和 (m/s)得出 （3-4） 和 （3-5） 式中：Iv --容積輸送量(/h) --質(zhì)量輸送量() ρ --堆積密度(t/) --螺旋體直徑() --螺距(m) n --螺旋輸送機轉(zhuǎn)速，r/min 假定輸送物料為面粉，則查表JB/T 7679-95可知ψ=0.33，ρ=0.59代入上式可得： 3.3 螺旋輸送機驅(qū)動功率 螺旋輸送機的驅(qū)動功率為

27、： （3-6） 式中：--機器輸送物料所需的功率(kw) --機器空載時所需的驅(qū)動功率（kw） 3.3.1 輸送物料所需功率 若螺旋輸送機長度為L，其功率為的計算公式如下： （3-7） 式中：--機器輸送物料所需的功率(kw)； --機器輸送量; (據(jù)式3-5可得=50) --運行阻力系數(shù)； 計算得： （kw） （3-8）

28、 3.3.2 螺旋輸送機空載轉(zhuǎn)動的驅(qū)動功率 功率的計算公式如下： (kw) 式中： --螺旋輸送機空載的驅(qū)動功率(kw) 所以輸送機的驅(qū)動功率為機器輸送物料所需的功率與機器空載時所需的驅(qū)動功率之和，計算如下： (kw) 3.4 電動機功率計算及其選用 （3-9） 式中：--驅(qū)動裝置總效率 --功率儲備系數(shù) --輸送機的驅(qū)動功率 上式中取，取，并代入上式得： （kw） 螺旋輸送機驅(qū)動電機已經(jīng)系列化，相關(guān)工廠已經(jīng)成批生產(chǎn)電機。此設(shè)計所選用的驅(qū)動電機根據(jù)相關(guān)的物料輸送

29、要求以及相關(guān)參數(shù)要求，最終選用Y112M-4型電機。 表3-1 電動機參數(shù) 電動機型號 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 極數(shù) 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 Y112M-4 2.2kw 1484 r/min 4 2.2kw 2.2kw 3.5 螺旋體軸的校核 許用彎曲應(yīng)力計算、許用切應(yīng)力計算、安全系數(shù)校核計算是軸的強度校核常用的三種校核方法。這三種方法運用靈活。在此設(shè)計中按許用彎曲應(yīng)力計算就可以足夠可靠。因此此處螺旋體螺旋軸的校核采用許用彎曲應(yīng)力計算的方法來進行校核[13]。 每節(jié)螺旋軸的長度為4000mm，采用45鋼制造，密度7.85g/cm，螺旋軸的校核計算如下： 由式（4-5）

30、結(jié)果可知，機器輸送物料所需的功率=1.3（kw）。所以可得： =9.5510=1310Nmm 式中：螺旋軸所承受的轉(zhuǎn)矩 螺旋軸采用密度為7.85g/cm的45號鋼制造，軸外徑為90mm內(nèi)徑為70mm的空心鋼管，長度為10m。從而可計算螺旋軸的重量G： G=mg=g=7.85100012（0.09- 0.07）9.8 G =773.4N 螺旋葉片的厚度為6mm，則螺旋葉片的重量大約為： G=mg=g=7.850.3610=133N 則7個螺旋葉片的總重量為 133N*7=931N。 由表3-2查得： 許用應(yīng)力：

31、 應(yīng)力校正系數(shù)： =0.571 表3-2 轉(zhuǎn)軸的彎曲應(yīng)力 當(dāng)量轉(zhuǎn)矩 =0.571110000=62800N.mm 當(dāng)量彎矩 M==1412042N.mm 軸徑 d==62.4mm 綜上所述螺旋軸的軸徑符合要求。 3.6 聯(lián)軸器的選用 用來連接兩個機構(gòu)并使其共同旋轉(zhuǎn)以傳遞扭矩的機械零件。在負(fù)載較大、效率要求較高的物料輸送中，聯(lián)軸器還可以起到緩沖、減振和提高軸系性能的效果。聯(lián)軸器連接主動軸和從動軸。聯(lián)軸器已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，根據(jù)電力機的綜合因素和耦合載荷類別，轉(zhuǎn)速，工作環(huán)境，選擇品種根據(jù)耦合耦合，支持諸如耦合型選擇的影響因素；根據(jù)相關(guān)工作要求及其

32、工作參數(shù)，最后確定聯(lián)軸器的型號為CH3-70[14]。 具體選擇時可考慮以下幾點： （1） 能否適應(yīng)相關(guān)工作環(huán)境。隨著農(nóng)業(yè)產(chǎn)業(yè)化的持續(xù)推進，農(nóng)作物的輸送量持續(xù)增長，無論寒冷的東北，還是炎熱的南方，都需要機器高效的工作。 （2） 能否承受相關(guān)電機所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩。聯(lián)軸器需要承受最大載荷下所需的轉(zhuǎn)矩，以保證正常的工作。 （3） 兩軸相對位移的大小和方向。 （4）聯(lián)軸器工作的可靠性。為降低農(nóng)業(yè)輸送成本，必須要求機器壽命盡可能的長，在惡劣的條件下任能高效工作。 （5）聯(lián)軸器本身的成本。在能合理使用的前提下盡可能的廉價。 聯(lián)軸器形式如下： 圖3-8 聯(lián)軸器形式 3.7螺旋體轉(zhuǎn)速的校核

33、 據(jù)式（2-17）中螺旋的最大許用轉(zhuǎn)速： n= 式中 A——綜合特性系數(shù) 數(shù)據(jù)代入得： ==75/=119 綜上所述，螺旋體的轉(zhuǎn)速符合設(shè)計要求。 第四章 減速器的設(shè)計及其計算 4.1 傳動方案的設(shè)計 根據(jù)設(shè)計參數(shù)，減速器采用三級圓錐-圓柱齒輪傳動，減速器布置型式見圖 4-1。 圖4-1減速器布置示意圖 4.1.1 總傳動比及傳動比分配 （1）驅(qū)動鏈輪轉(zhuǎn)速的計算 利用下式計算鏈輪轉(zhuǎn)速： (4-1) 式中：—鏈輪轉(zhuǎn)速，r/min； —圓環(huán)鏈鏈速，m/s。； —鏈輪齒數(shù)，； —鏈

34、輪節(jié)距，mm； （4-2） 式中： —鏈輪節(jié)圓直徑，mm。 計算鏈輪節(jié)圓直徑： （4-3） 式中 ： —圓環(huán)鏈節(jié)距，mm。?。? —圓環(huán)鏈直徑，mm。?。? —鏈輪節(jié)距角，。 代入式（4-3）得： 近似 代入式（4-2）得： 鏈輪轉(zhuǎn)速： 總傳動比： （2）傳動比分配： 減速器為三級展開式，其中 ，，。 （3）傳動比誤差： 傳動比分配符合要求。 4.1.2 運動參數(shù)的計算 從減速器的高速軸開始各軸命名為Ⅰ軸、Ⅱ軸

35、、Ⅲ軸、Ⅳ軸。 （1）轉(zhuǎn)速計算 （2）功率計算 （3）扭矩計算 4.2 傳動部弧齒錐齒輪設(shè)計計算 已知參數(shù)： （1）選材料、熱處理方法、定精度等級。 選小齒輪 20GrMnTi HRC58～62 大齒輪 20MnVB HRC56～62 大 小齒輪均采用滲碳淬火 許用接觸應(yīng)力 接觸疲勞極限 N/mm2 N/mm2 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =6014841(530016)=2.14109次 =2.14109 次 =2.14109/2.5=0.85108 次 =0.85108 次 式中

36、: —齒輪轉(zhuǎn)速, －齒輪每轉(zhuǎn)一圈時同一齒面的嚙合次數(shù) －齒輪的工作壽命,h 取 =1 則 =16001/1 =15501/1 則 =1550 N/mm2 （2）齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算 選用弧齒錐齒輪，即 （4-4） 載荷系數(shù),取 齒寬系數(shù),取 計算小輪大端分度圓直徑 （3）主要幾何尺寸計算 齒數(shù)， 取 實際齒數(shù)比 分錐角 大端模數(shù) 按標(biāo)準(zhǔn)取 分度圓直徑 變位系數(shù) 錐矩 齒寬 取 大端齒頂高 大端齒高

37、 大端齒根高 大端齒頂圓直徑: 齒根角 齒頂角 頂錐角 根錐角 外錐高 取 支撐端距H 弧齒厚 中點錐距 (mm) 銑刀盤名義直徑(mm) 取 則 則 當(dāng)量齒數(shù)， 端面重合度 取 則 齒線重合度 取 總重合度 4.3 中速級斜齒圓柱齒輪設(shè)計計算 已知參數(shù)： （1）選材料。 小齒輪 20GrMnTi HRC58～62 大齒輪 20MnVB HRC56

38、～62 （2）初步確定主要參數(shù) 1）中心距a（mm）。 取N/mm2 N/mm2 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 取 則 取K=2.7 圓整取 2)初步確定模數(shù)mn，齒數(shù)z，螺旋角β，分度圓直徑d，齒寬b。 取 取 則 中心距 取螺旋角 代入得 圓整后取 分度圓螺旋角 分度圓直徑（mm）。 齒寬,mm 圓整取 取 3)初定變位系數(shù) 當(dāng)量齒數(shù) 變位系數(shù)： 4）確定其他參數(shù) 齒頂高 齒根高

39、 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 斷面重合度 取 得： 縱向重合度 總重合度 (4)接觸強度的校核 分度圓上的圓周力 使用系數(shù) ,取 動載系數(shù), 取 齒向載荷分布系數(shù), 取 齒向載荷分配系數(shù), 取 彈性系數(shù), 取 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ,取 重合度系數(shù) 螺旋角 計算接觸應(yīng)力 壽命系數(shù) =60598.151(530016) =8.61108次 取 最小安全系數(shù) . 取 潤滑劑系數(shù),取 速度系數(shù),取 大小齒輪的齒面粗糙度取為： 取 大小齒面都是硬齒

40、面取 尺寸系數(shù)取 許用接觸應(yīng)力 接觸強度判斷 接觸強度校核通過 齒根彎曲強度校核強度條件 計算齒根應(yīng)力 （4-5） 式中：彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù) 取 齒向載荷分布系數(shù),取 齒形系數(shù),取 應(yīng)力修正系數(shù),取 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) 取 4.4 園環(huán)鏈鏈輪的設(shè)計計算 設(shè)計選用φ38137高強度圓環(huán)鏈，鏈輪齒數(shù)選。其基本幾何尺寸計算如下： 節(jié)圓直徑 取 頂圓直徑 鏈輪立環(huán)的立槽直徑 （4-6） 式中，圓環(huán)鏈最大外寬，取

41、代入式（4-6）： 鏈輪立環(huán)立槽寬度 對38137鏈條： 齒根圓弧半徑,mm 鏈輪中心至鏈窩底平面的距離,mm 圓整?。? 鏈窩長度 取 鏈窩中心距,mm 取 短齒厚度 齒形圓弧半徑,mm 立環(huán)槽圓弧半徑 短齒根部圓弧半徑，mm 鏈輪的制造應(yīng)按照規(guī)定程序批準(zhǔn)的圖樣和文件制造。 第五章 螺旋輸送機總體尺寸設(shè)計 5.1 輸送機外形及安裝尺寸 圖5-1螺旋輸送機 圖中具體尺寸見表5-1 表5-1 輸送機總體尺寸 代號 H h1 l C3 B

42、 F P Q T1 T2 X d e 尺寸 355 224 4000 400 530 100 100 430 300 280 400 90 180 5.2 附件尺寸 5.2.1 進料口 進料口形狀見圖5-2，圖中具體尺寸見表5-2 圖5-2進料口 表5-2進料口尺寸 代號 A*A’ B*B’ C*C’ δ n d 質(zhì)量（kg） 尺寸 400*400 500*500 456*456 4 8 12 5.0 5.2.2 出料口 出料口形狀見圖5-3，尺寸見表5-3。 圖5-3出料口 表5-3出料口尺寸

43、 代號 A*A’ B*B’ C*C’ δ R n d 質(zhì)量（kg） 尺寸 400*400 500*500 456*456 4 216.5 8 12 8 結(jié)論 本設(shè)計的螺旋輸送機主要由電動機、減速器、螺旋體、機槽、機架和軸承組成。其中，螺旋體由軸和葉片組成，是輸送物料的核心部件。減速器采用四行星太陽輪浮動結(jié)構(gòu)，減小了結(jié)構(gòu)尺寸，同時提高整個工作面的輸送量，提高了效率。在設(shè)計過程中，對傳動部的軸、傳動齒輪和軸承等部件進行了設(shè)計計算、強度校核,并完成了相關(guān)的繪圖工作。 通過對專業(yè)知識的進一步學(xué)習(xí)，加深了對螺旋輸送機的結(jié)構(gòu)以及工作原理的了解。由它的結(jié)構(gòu)決

44、定的驅(qū)動方式為單端驅(qū)動。通過進行相關(guān)數(shù)據(jù)的分析，從而確定輸送機重要部分的尺寸，然后畫出圖形，完成此次設(shè)計。 參考文獻 [1] 王文麗.螺旋輸送機在糧食鋼板倉中的改進應(yīng)用[J].安陽大正鋼板倉有限責(zé)任公司，2014. [2] 劉海軍.螺旋輸送機參數(shù)設(shè)計系統(tǒng)的開發(fā)[J].東北農(nóng)業(yè)大學(xué)，2012. [3] 孫志才.螺旋輸送機封閉式拼接支承裝置設(shè)計.吉林鐵道職業(yè)技術(shù)學(xué)院，2014. [4] 黃淑琴. 螺旋輸送機新型聯(lián)軸節(jié)的設(shè)計與計算.泰州職業(yè)技術(shù)學(xué)院，2014. [5] 機械設(shè)計學(xué)會. 機械設(shè)計手冊.機械

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