【導讀】電動機、減速器和軸承構成。課題對其葉片、主軸、機殼和進出料口的設計計算，距離為10m，室內外均能適應，結構合理，性價比較高的螺旋輸送機。[2]黃學群.運輸機械選型設計手冊[M].北京：化學工業(yè)出版社,.[3]龐美榮,王春維.螺旋輸送機葉片下料的理論計算[J].糧食與飼料工業(yè),[5]張東海.螺旋輸送機的優(yōu)化研究[D].大連：大連理工大學碩士論文,20xx.[7]羅園山.螺旋輸送機葉片下料法[J].糧食加工,20xx:50-51.[10]苑春艷.螺旋輸送機吊軸承的結構分析[J].福建建材,20xx:87-88.LS型螺旋輸送機與GX螺旋輸送機相比結構新穎，技術指標先。方便以及制造成本低等優(yōu)點使其應用廣泛。這個問題武漢食品工業(yè)學院的龐美榮等人經研究分析提出了推薦。大傾角螺旋輸送機替代了由斗升式和水平螺旋輸送機所組成的水泥輸。目前，關于水平或者微傾斜的螺旋輸送機研究比較多，也。這與螺旋輸送機的在運輸物料的時候比水平的螺旋輸送機要復

　　

【正文】 減速器的選擇 所設計的螺旋的工作轉速為 ，選擇的電動機的轉速為1420r/min，中間減速器的減速比 i=1420/=。結合我實習所在公司的情況，決定初選 為擺線針輪減速機，其特點如下： 擺線針輪減速機， 是一種應用行星式傳動原理，采用擺線針齒嚙合的新穎傳動裝置。擺線針輪減速機全部傳動裝置可分為三部分：輸入部分、減速部分、輸出部分。在輸入軸上裝有一個錯位 180176。 的雙偏心套，在偏心套上裝有兩個稱為轉臂的滾柱軸承，形成 H 機構、兩個擺線輪的中心孔即為偏心套上轉臂軸承的滾道，并由擺線輪與針齒輪上一組環(huán)形排列的針齒相嚙合，以組成齒差為一齒的內嚙合減速機構 從而組成 。當輸入軸帶著偏心套轉動一周時，由于擺線輪上齒廓 曲線 的特點及其受針齒輪上針齒限制，擺線輪的運動成為既有公轉又有自轉的平面運動，在輸入軸正轉 一 周時，偏心套亦轉動一周，擺線輪于相反方向轉過一個齒從而得到減速，再借助 W 輸出機構，將擺線輪的低速自轉運動通過銷軸，傳遞給輸出軸，從而獲得較低的輸出轉速。 擺線針輪減速機 的使用條件：① 擺線針輪減速機允許使用在連續(xù)工作制的場合，同時允許正、反兩個方向運轉。 ② 輸入軸的轉速額定轉數為 1500轉 /分，在輸入功率大于 千瓦時建議采用 960 轉 /分的 6 極電機配套 使用。 ③ 臥式安裝擺線針輪減速機的工作位置均為水平位置。在安裝時最大的水平傾斜角一般小于 15176。 。 ④ 擺線針輪減速機的輸出軸不能受較大的軸向力和徑向力，在有較大軸向力和徑向力時須采取其他措施。 27 帶電機 擺線針輪減速機 的 扭矩計算 ： 擺線針輪減速機扭矩 =9550 電機功率 247。 電機功率輸入轉數 速比 使用效率（ 65%75%） 綜合以上擺線針輪減速機的特點，選擇減速機型號為 XWD8115，這是一款臥式帶電機型 ，減速比為 17,其搭配的電機額定為 ，配套型號為XWD317/，其傳動效率 70%，額定輸出功率可達到 ，輸出轉速為 ，滿足要求。 XWD317/軸許用轉矩 245N*m，輸出軸許用徑向力 255 ㎏。 軸承的選型 螺旋輸送機上面主要有三處要用到軸承，首先是連接減速器電動機的頭部需要安裝軸承，再就是螺旋輸送機的末端需要軸承，中間段連接的地方也需要軸承。 頭尾部軸承的選擇 首端軸承是位于物料運移前方的一端，且為止推式如圖 41，以承受物料運動阻力所產生的軸向力。在這種情況下，螺旋軸的全部長度上都受到拉伸作用，因此，它的工作條件要比軸向壓縮的情況有利 [9]。 圖 41 首端止推軸承 螺旋主軸的軸徑為 75mm，減速器通過軸頭傳輸動力至主軸，如圖 41的中間軸，右端插入螺旋主軸通過螺柱固定連接，主軸的外徑為 75mm，內徑為 63mm。 因為頭尾部軸承既要承受較大的軸向力，也要承受較大的徑向力，結合實習單位的生產經驗，選擇為：頭部是兩個背靠背安裝的圓錐滾子軸承，尾部為雙列調心球軸承。 圓錐滾子軸承的型號選為 32912(GB/T 2971994)，其尺寸如圖 42a 為d=60mm， D=85mm， T=17mm， B=17m， C=14mm，計算系數： e=， Y=， Y0=1，基本額定載荷： Cr=， Cor=。 調心球軸承的型號選為 1212（ GB/T 2811994），其尺寸如圖 43b 為d=60mm， D=110mm， B=22mm，計算系數： e=， Y1=, Y2=， Y0=，基本額定載荷： Cr=， Cor= 28 圖 42a 圓錐滾子軸承尺寸圖 圖 42b 調心球軸承尺寸圖 中間吊軸承的選擇 水 平螺旋輸送機除在兩端裝有軸承外，一般還需要安裝中間軸承。中間軸承從上部懸置在橫向板條上，板條則固定在料槽的凸絳或它的加固角鋼上。因此，這種軸承也稱為懸置軸承。由于螺旋葉片在懸置軸承處應該間斷，所以軸承沿軸線方向的厚度應盡可能地加以限制，以保證前后兩螺旋葉片的間斷盡可能小，否則螺旋中斷距離增加。通常，采用青 銅、減摩鑄鐵、巴氏合金或其他減摩材料制成的滑動軸承，為了減小阻力，也可以采用滾動軸承 —— 球面雙列滾珠軸承 如 圖 4－ 3，滾珠軸承采用可靠的密封裝置，以防止輸送物料時微小顆粒的落入。同時，密封裝置不應使軸承體的直 徑和長度增加很大。在各種情況下，軸承都是用固定在料槽蓋上方的管子內的油杯以潤滑脂進行潤滑 [10]。 幾種典型的鑄造及焊接結構的中間軸承如圖 4－ 3所示。 圖 4－ 3 幾種典型的中間軸承 當輸送磨損性較大的物料時，接近中間軸承前的螺旋面承受的推力較大。所以，最好將該部分的螺旋面加厚。中間軸承的間距是受螺旋軸的垂度限制的，為了避免軸過分的彎曲，在螺旋直徑 D＝ 200300mm 時，取其間距 l＝ ；當螺旋直徑 D 較大時，則取 l＝ ，甚至可取 4m。 經過綜合考慮，選取由青 銅、減摩鑄鐵、巴氏合金 等 減摩材料制成的滑動軸承 ,螺旋直徑 D＝ 250mm，取其間距為最大 l=。 5 主軸的傳動校核 主軸的應力計算 ⑴ 計算主軸所受到的彎矩 物料在機殼內是勻速移動，對主軸的壓力，可將物料近似看成在機殼內是靜止的，物料在圍繞主軸旋轉作離心運動的同時，也受到殼體的摩擦力作用， 29 將物料的自重全部加載在主軸上進行計算，還包括主軸和葉片的自重。主軸全長 10m，中間吊軸承的間距為 ，主軸在豎直方向的受力示意圖如圖 51。 圖 51 主軸豎直方向受力圖 圖 52 物料在機殼中的尺寸截圖 其中 G=G1+G2， G1為殼體中裝滿物料的重量 ， G2為主軸的自重。 計算機殼中物料的總重 G1： 物料在機殼中的截面尺寸如圖 52，不計算螺旋葉片在機殼中所占的體積。 1 0 . 8 1 0 0 0 1 0 0 . 1 5 0 . 2 7 0 . 5 3 . 1 4 0 . 1 3 5 0 . 1 3 5 3 . 1 4 0 . 0 3 7 5 0 . 0 3 7 5 9 . 8 5 0 7 2 . 3 G N N? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?（ ） 主軸和螺旋葉片的自重 G2： 葉片進行簡化計算，葉片寬 ，厚選為6mm，螺距為 250mm， 10m 的螺旋軸總共由 40 個螺旋葉片拉伸焊接。葉片的下料的圓環(huán)的內徑估為 80mm，外徑則為 ，忽略被剪的缺口。將自重放大進行計算校核，可以更好的保證主軸 的強度。主軸厚為 6mm。 2 2 2 22 7 . 8 1 0 0 0 3 . 1 4 0 . 0 3 7 5 0 . 0 3 1 5 1 0 4 0 3 . 1 4 0 . 0 8 3 7 5 0 . 0 4 0 . 0 0 6 9 . 8 1 3 0 5 . 6 G N N? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?（ （ ） （ ） ）12 50 72 .3 13 05 .6 63 78 G G G N? ? ? ? ? 螺旋機在安裝的時候 ,5 米以上的距離時 ,間隔 3 米左右就會在機殼下面安裝一個支座 ,本次設計為間隔 米安裝一個支座 ,整個機殼即可看成是一個剛性的 ,吊軸承是固定在機殼上面的 ,螺旋主軸每一段的彎矩也應該相同 ,所以計算一段的彎矩 ,再求出最大值 ,進行校核。 根據圖 51主軸豎直方向的受力示意圖，可得計算式： 1 2 3 4 5 F F F F F G? ? ? ? ?， 1 2 3 4 5 F F F F? ? ? 解得： 1 2 3 4 5 1 2 7 5 .6 F F F F F N? ? ? ? ? 計算主軸第一段的彎矩，彎矩計算式： *M F S? ，力 F 為所受的豎直方向的力， S為所計算彎矩點至支點的距離。彎矩最大點為中點處，根據圖 51可得計算式： 0 . 2 5 * 0 . 5 * * 0 . 5 * 9 9 6 5 6 0 *M m a x G S N m m?? （ 51） ⑵ 計算主軸所受的扭矩 螺旋傳動物料的過程中受到比較大的扭矩，物料是通過螺旋葉片向前滑移，查閱機械設計手冊 [11]，扭矩的計算公式： 9550* /T P n? （ 52） P為主軸傳動的額定功率， n為主軸的轉速。 9 5 5 0 * 1 . 1 6 / 8 3 . 5 3 * 1 3 2 6 2 0 *T N m N m m?? 30 圖 53 主軸彎扭圖 主軸彎扭圖如圖 53，能更直觀的表現(xiàn)出主軸各點的彎矩和扭矩之間的關系。 主軸的強度校核 主軸的彎矩和扭矩計算出來后，再計算其當量彎矩 Mv。查閱機械設計手冊，當量彎矩的計算式： 2 2 2()Mv Mmax T??? （ 53） 根據彎扭圖，可以看出計算出的當量彎矩， D 點處最大，整個螺旋主軸材料與結構相同，所以只需要校核 D點處的強度即可， D點處有螺旋主軸和中間連接的頭軸，分別進行校核。 主軸旋轉時，切應力按對稱循環(huán)變化，所以取α =1。 根據公式計算解得 D 點處的當量彎矩為： 1 0 0 5 . 3 5 * 1 0 0 5 3 5 0 *M v N m N m m?? 主軸強度進行校核 主軸為空心軸，外徑 D=75mm，內徑 d=63mm，按照計算式： 341 0 * / * (1M v D????（ ) ） （ 54） /dD?? 由上面兩個式子解得：σ = MPa。 主軸一般選用碳鋼材質，其 1 65[] MPa?? ? ， 1[]???＜ ，所以主軸大小的選擇合適。 軸承的強度校核 本次設計的螺旋機，中間吊軸承選擇的是滑動軸承，強度很高，就不去校核，主要校核頭尾部的軸承，頭尾部軸承受力示意圖如圖 54。 31 圖 54 頭尾部軸承受力圖 軸承在豎直方向的力已經計算出： F1= F2= N，水平方向所受的力大小即為物料與機殼的摩擦力，查閱相關資料，小麥與鋼板之間的取較大值，為?？偟哪Σ亮椋?1* 0. 3 * 50 72 .3 15 21 .6 9 f G N N?? ? ?， 01 02 F F f??，01 02 FF? 解得： 01 02 F F N?? 頭部軸承的校核 頭部選用兩個背靠背安裝的圓錐滾子軸承，型號 選為 32912(GB/T 2971994)，水平方向的力主要是最外端的圓錐滾子軸承承受，靠近內側的軸承主要起到保持平衡和防止外側軸承滑動的作用；豎直方向的力是兩個軸承同時承受。主軸靜止時，軸承只承受豎直方向的力，而主軸旋轉時，軸承要同時承受豎直方向和水平方向的力，所以只需要校核主軸轉動時外側的軸承即可，即校核其承受的動載荷。外側軸承的水平豎直方向的力的大小分別為： 02 76 0. 85 aF F N?? 20 * rF F F N? ? ? ? / F e? ＞ ， 0. 4 0. 4 * 63 7. 8 1. 8 * 76 0. 85 16 24 .6 5 r r aP F Y F N? ? ? ? ? C KN?＜ 所以頭部軸承選用合適。 尾部軸承的校核 尾部選用雙列調心球軸承，型號選為 1212（ GB/T 2811994），主軸靜止時，軸承只承受豎直方向的力，而主軸旋轉時，軸承要同時承受豎直方向和水平方向的力，所以只需要校核主軸轉動時外側的軸承即可，即校核其承受的動載荷。軸承的水平豎直方向的力的 大小分別為： 01 76 0. 85 aF F N?? 1 rF F N?? ? / F e? ＞ ， 20. 65 0. 65 *1 27 5. 6 5. 3 * 76 0. 85 48 61 .6 5 r r aP F Y F N? ? ? ? ? rrP C KN?＜ 所以尾部軸承選用合適。 6 螺旋輸送機的安裝調試和使用維護 螺旋輸送機的安裝調試 ⑴螺旋機的安裝 機器安裝的正確性，是以后使用情況良好的先決條件 ，螺旋機在使用地點的安裝必須妥善的進行，并滿足技術條件的要求 [12]。 ① 螺旋機安裝基礎至少應在螺旋機正式安裝以前 20天澆灌完成 ,該基礎應能可靠地支承輸送機并保證不同地基過小而發(fā)生螺旋機下沉和額外的變化 ,保 32 證螺旋機在運轉時具有足夠穩(wěn)定性。 ② 螺旋機在安裝以前必須將那些在運輸中或卸箱時粘上的塵垢的機件加以清洗。 ③ 相鄰機殼法蘭石應連接平整、密合，機殼內表面接頭處錯位偏差不超過2mm。 ④ 機殼法蘭間允許墊石棉調整機殼和螺旋長度的積累誤差。 ⑤ 螺旋體外徑與機殼間的間隙應符合表 31 規(guī)定，最小間隙不得少于 表中規(guī)定數值的 60%，需要大間隙，按用戶要求制作。 表 31 螺旋體外徑與機殼間的間隙 螺旋公稱直徑 D 100 160 250 315 400 500 630 800 1000 1250 間隙 10 15 20 ⑵螺旋機的調整 ① 螺旋機各中間懸吊軸承應可靠地固定在