LS400螺旋输送机设计---毕业设计论文正文

1、LS400螺旋输送机设计前言螺旋输送机俗称绞龙，是一种用于短距离水平或垂直方面输送散体物料的连续性输送机械。在冶金、建材、水泥、电力、煤矿和粮食等行业有广泛的应用。螺旋输送机适用于各种粉末状、颗粒状和小型块状松散物料的水平、倾斜或短距离垂直输送，如煤块、煤灰、矿渣、沙石、水泥和粮食等物料都可适于螺旋输送机输送。其主要特点是：结构简单、外形尺寸小、造价低、密封性好、可实现多点进卸料、对物料有搅拌混合作用，但其输送距离小，叶片和机壳易磨损，能耗较高，对物料破碎作用较强。但应注意，它不宜输送大块的、含纤维性杂质较多的、磨损性很强、易破碎或易粘结的物料，以免造成堵塞和物料的破碎。按安装形式螺旋输送机可

2、分为固定式和移动式，按输送方向或工作转速可分为水平慢速和垂直快速两种，工程实际中较常用的为固定式、水平慢速螺旋输送机。刚性的螺旋体通过头、尾部和中间部位的轴承支承于料槽，形成可实现物料输送的转动构件，螺旋体的运转通过安装于头部的驱动装置实现，进出料口分别开设于料槽尾部上侧和头部下侧。在螺旋输送机的设计、制造以及应用方面，目前我国与国外先进水平相比仍有较大差距，国内在设计制造螺旋输送机过程中存在着很多不足。但随着我国制造技术的不断发展，我们有信心达到甚至超过国外。1 螺旋输送机设计初步的设计思路：以电动机为原动机，通过减速器得到合理的转速，再带动输送机工作。输送机输送长度6m，由一头节（3m）和

3、一尾节（3m）组成，中间通过吊轴承连接。螺旋轴两端轴承放置在料槽外。确定传动方案：考虑到电机转速高，但工作功率并不大，采用联轴器连结电动机输出轴与减速器输入轴以及减速器输出轴与螺旋轴。 其传动方案如图1所示。1-电机 2-联轴器 3-减速器 4-联轴器 5-螺旋输送机图1 螺旋输送机总体方案布局2 传动装置设计计算已知原始参数：1螺旋轴=转速n= 56rmin；2输送量Q（）=52 m3/h。假定输送机长度L=6m。2.1 计算输送机驱动功率根据参考文献1螺旋输送机的驱动功率：P=+ 式中：物料运行时所需要的功率；螺旋输送机空载运转时的驱动功率；倾斜功率。物料运行时所需功率对长度为L的螺旋输送

4、机，其功率为输送量Im、长度L及运行阻力系数的乘积：3螺旋输送机空载运转时的驱动功率功率与螺旋的直径及长度成正比：倾斜功率本设计中，螺旋输送机为水平布置，故螺旋输送机轴所需的总功率为上述各个功率之和：P=+=0.52+0.12=0.64kw。2.2 选择电动机电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机，假定工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时（两班制）。电动机功率选择：1联轴器的传动效率：2每对轴承的传动效率：3圆柱直齿轮的传动效率：传动装置的总效率：（输送机使用两对轴承）=122532 252电机所需的工作功率：=确定电动机转速：已知螺旋轴工作转速：n螺旋轴=56r/min。查

5、机械设计手册P15-4表15-1-1得二级圆柱齿轮减速器传动比i50，故电动机转速的可选范围是：n电=n螺旋轴i=（7.150）56r/min=397.62800 r/min根据容量和转速，由有关手册查出有两种适用的电动机型号，因此有2种传动比方案如表1：表1 电机型号方案电动机型号额定功率KW额定转速r/min重 量Kg总传动比1Y802-41390172Y90S-691021图2 电机安装及外形尺寸表2 电机外形尺寸型号ABCDEFGHKABACADHDBBLY802-412510050194068010165165150170135285Y90S-61401005624508209010

6、180175155190135310综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可见第二方案比较适合。因此选定电动机型号为Y90S-6。2.3 减速器的设计计算 运动和动力参数计算由上述可知总传动比 i=16.25，分配传动比： 根据文献3，通常i1=（1.31.5）i2，经计算i1=（4.34.94），取i1=4.8，计算得i2=3.4，其中i1为高速级传动比，i2为低速级传动比。各轴功率、转速、转矩计算如下：将传动装置各轴由高速到低速依次定为轴、轴、轴、轴（螺旋轴）；01，12，23，34依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。各轴转速：轴 n1=n电

7、=910 r/min轴 n2=轴 n3=轴 n4= n3=55.76 r/min各轴输入功率：轴 P1=P电01= 0.7440.990.74KW 011 轴 P2=P112= 0.740.990.960.7KW 1223 轴 P3=P223= 0.70.990.960.67KW 2323 轴 P4=P334= 0.670.990.990.65KW 3412 各轴输入转矩：Td=9550=9550=7.81Nm轴 T1=Td017.810.997.73Nm轴 T2=T1i1127.734.80.990.9635.26 Nm轴 T3=T2i22335.263.40.990.96113.95 Nm

8、 轴 T4=T334113.950.990.99108.3Nm-轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘以1对轴承的传动效率0.99。运动和动力参数结果如表3：表3 运动和动力参数名 称功率P/(KW)转钜T/(Nm)转速(rmin-1)输入输出输入输出电机轴-9101轴9102轴3轴螺旋轴高速级传动齿轮的设计计算（本部分设计主要参考文献2）。1.选择齿轮的类型精度等级，材料及齿数按图1所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）材料的选择：由P191表101选择小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为4

9、5钢（调质），硬度为240。两者硬度相差40HBS。选小齿轮齿数Z1=25,则Z2=Z1u=254.8=120由设计计算公式（10-9a）进行试算，即确定公式的各计算数值初选已知小齿轮传递的转矩T1=7.73Nm由P205表107选取齿宽系数。由P201表106查得材料的弹性影响系数。由P209图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳极限。由P206式（1013）计算应力循环次数。由P206图1019查得接触疲劳寿命系数。计算接触许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由P205式（1012）得： 计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2）计算圆周速度。

10、3）计算齿宽b及模数。4）计算齿宽与齿高之比。5）计算载荷系数K。根据v=/s ，7级精度，由P194图108查得动载系数；直齿轮，；由P193表102查得使用系数=1；由P196表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时由，故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径7）计算模数由P201式（105）得弯曲强度的设计公式为确定计算参数由P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限=380MPa。由P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数。计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ,由式计算载荷系数K。查取齿形系数。由P2

11、00表10-5查得=2.62 6）查取应力校正系数。 由P200表10-5查得=2.164 计算大小齿轮的,并加以比较。 小齿轮的数值大。设计计算对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数，按接触疲劳强度算得的分度圆直径= ，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度。4几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度取。5. 结构设计及润滑方式选择（1）由于小齿轮分度圆直径只有29mm，故设计成齿轮轴。（2）对于大齿轮，其分度圆直径da160mm，故设计为实体结构齿轮

12、。 低速级传动齿轮设计计算（本部分设计主要参考文献2）。1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）选用7级精度（GB1009588）。（3）材料的选择：由P191表101仍选择小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240。两者硬度相差40HBS。（4）选小齿轮齿数Z1=26,则Z2=Z1u=263.4=89由设计计算公式（10-9a）进行试算，即确定公式的各计算数值初选。已知小齿轮传递的转矩。T3=113.95Nm由P205表107选取齿宽系数。由P201表106查得材料的弹性影响系数。由P209图

13、1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳极限。由P206式（1013）计算应力循环次数。由P206图1019查得接触疲劳寿命系数计算接触许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由P205式（1012）得：计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2）计算圆周速度。3）计算齿宽b及模数。4）计算齿宽与齿高之比。5）计算载荷系数K。根据v=/s ，7级精度，由P194图108查得动载系数；直齿轮，；由P193表102查得使用系数=1；由P196表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时=1.431；由，=1.4，故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所

14、得的分度圆直径。7）计算模数。由P201式（105）得弯曲强度的设计公式为确定计算参数1）由P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限=380MPa。2）由P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数。3）计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ,由式4）计算载荷系数K。5）查取齿形系数。由P200表10-5查得=2.6； =2.02。6）查取应力校正系数。由P200表10-5查得=1.595；=1.779。7）计算大小齿轮的,并加以比较。大齿轮的数值大。设计计算对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模

15、数，按接触疲劳强度算得的分度圆直径= ，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度。4几何尺寸的计算1）计算分度圆直径 2）计算中心距 3）计算齿轮宽度取。5. 结构设计及润滑方式选择（1）由于两齿轮分度圆直径da160mm，故设计为实体结构齿轮。（2） 12m/s，故采用润滑油池润滑。各轴间的齿轮传动参数见表4。 轴系零件设计表4 齿轮传动参数表参数主动轮从动轮中心距a齿宽B模数m直径d1、d3齿数Z1、Z3直径d2、d4齿数Z2、Z41、2轴2929140140353012、3轴75302551021658075(1)材料的选择及

16、轴颈的确定图3 轴示意图由于该轴为齿轮轴，且齿轮材料为40Cr，故选择材料为40Cr，调质处理，查文文献2P362表15-1得b=625 Mpa， s= 540 Mpa， -1=255 Mpa，-1=200 Mpa。根据文献2公式（15-2）初步计算轴径，由于材料为40Cr钢，由文献2表15-3选取A=100则得 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1。为了使所选择的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑的转矩有一定的变化，故取KA=1.5，则按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003,选用YL3联

17、轴器.，其公称扭矩为25000Nmm。半联轴器的孔径d=14mm，故去d1=14mm，半联轴器长度L=32mm，故取L1=30mm。(2)确定各轴段直径表5 各轴段直径名称依据确定结果（mm）大于轴的最小直径，电机轴径D=24mm，且考虑与联轴器内孔标准直径配合，联轴器为YL3型。14联轴器定位d2= d1+2（0.070.1）d1=14+（1.962.8）=15.9616.8。16考虑轴承d3 d2 选用代号为6008轴承，其内径 d=20 (mm)，其外径 D=42 (mm)，其宽度 B=12 (mm)，安装尺寸damin=25mm。20考虑轴承定位 d4damin。25考虑到齿轮分度圆与

18、轴径相差不大（dad1 ,h=12mm，取2mm，套筒外径D=32mm。27轴肩段 h =（0.070.1）d，取h=3mm30d4d227d7d1（同一对轴承）25（3）各轴段长度的确定L1轴段的长度l1：l1=B6005+2+3+7=17+15+5+7=44mm，轴承的型号为6305，轴承宽度B6005=17mm,2为齿轮断面与箱体内壁的距离，3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离L2轴段的长度l2：l2=B2-2=80-2=78mm, 齿轮宽B2=80mmL3轴段的长度l3：两齿轮间距l3=10mmL4轴段的长度l4：l4=B1-2=30-2=28mm, 齿轮宽B1=30mm。L5轴段的长度

19、l5： l5=B6005+2+3+3=17+15+5+3=40mm，轴承宽度B6005=17mm。 （4） 轴的校核图6 轴的强度计算a= l1+l2-B6305/2-l2/2-2=40+78-39-2=；b= l2/2+l3+l4/2=39+10+14=63mm；c= l4+l5-l4/2-B6305/2=28+42-14-8.5-2=；a+b+c=68.5+63+43.5=175mm。1）计算圆周力和径向力，弯矩图参见图6.(1-1)计算齿轮2的圆周力（1-2）计算齿轮3的圆周力（1-3）计算齿轮2的径向力（1-4）计算齿轮3的径向力 2)求水平平面内的支反力: , , 3）计算水平平面的

20、弯矩对于B点：对于C点：4）求垂直平面的支反力 , , 5）计算垂直平面的弯矩对于B点：对于C点：6）该轴的转矩T=32840 Nmm7）合成弯矩并绘制弯矩图对于B点：对于C点：8）确定危险截面，校核该轴强度。结合图6可看出。安装齿轮2处为危险截面，根据公式，选择最大弯矩进行计算,即此轴为单向运转，扭转切应力可按照脉动循环应力处理，得，W为抗弯截面系数， ，其中d为齿轮2处轴的直径，d=27mm，键槽尺寸b=7mm, 。查参考文献文献2P362表15-1，得该轴的结构满足强度要求。9） 轴上轴承的校核由公式 其中：ft为温度系数：查参考文献机械设计P320表13-4，得ft=1；fd 为载荷系

21、数：查参考文献机械设计P321表13-6，得fd=1.2；C为基本额定动载荷：轴承选择为深沟球轴承6004，查文献5（GB/T276-94），得C=22.2KN；n为轴承工作转速：n r/min；为寿命指数：由文献2P319得，对于球轴承=3；P为当量动载荷：P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承，没有轴向载荷，Fa=0，故X=1，Y=0,见参考文献文献2P321表13-5。所以，P=XFr=Fr。选择两者中的大的：。 所以该轴承符合强度要求。10）键的选择与校核一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。选用圆头（A型）普通平键。（1）大齿轮段l4=28mm.d4=27mm=

22、d。由参考文献2P106表6-1，查得键的截面尺寸：bh=87根据轮毂段取键长：L=l4-3=25mm,属于标准尺寸系列。(1-1)键的校核查参考文献2P106表6-2，得p=(100-120)Mpa。键的工作长度为：l=L-b=25-8=17mm。键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。故选用键87，GB/T 1096-2003，键槽深 。（2）小齿轮段l2=78mm，d2=27mm。由参考文献2P106表6-1，查得键的截面尺寸：bh=87根据轮毂段取键长：L=l2-8=70mm,属于标准尺寸系列。 (2-1)键的校核查参考文献2P106表6-2，得p=(100-120)Mpa。键的工作

23、长度为：l=L-b=70-8=62mm。键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。故选用键87，GB/T 1096-2003，键槽深。3.轴的设计1）轴径的确定图7 轴示意图（1）确定最小直径：选择轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计P362表15-1得b=650 Mpa， s=360 Mpa， -1=270 Mpa，-1=155 Mpa， E=2.15105 Mpa，=60 MPa。根据参考文献2 公式（15-2）初步计算轴径，由于材料为45钢，由参考文献5表6-1-19选取A=120则得输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1。为了使所选择的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取

24、联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑的转矩有一定的变化，故取KA=1.5，则按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003,选用HL2联轴器，其公称扭矩为315000Nmm。半联轴器的孔径d=30mm，故去d1=30mm，半联轴器长度L=82mm，故取L1=80mm。2）各轴段直径的确定名称依据确定结果（mm） 大于轴的最小直径，联轴器选择HL2联轴器型，取d1=30mm。30联轴器定位d2= d1+2（0.070.1）d1=30+（4.26）=34.23635考虑轴承d3 d2 选用代号为6008轴承，轴承内径 d=40 (mm)，轴承外径 D=

25、68 (mm)，轴承宽度 B=15 (mm)40考虑轴承定位d4da=4646h（0.070.1）d4（3.224.6）,取h=4，d446+24。54考虑到齿轮的轴向定位采用套筒，取d6=42。42d7d3（同一对轴承）40表7 轴段直径3) 各轴段长度的确定L1轴段安装联轴器：联轴器选择HL2联轴器型， l1=80mm。L2轴段的长度l2：包括三部分：l2=lS1+e+m。其中lS1部分为联轴器的内端面至轴承端盖的距离，查参考文献机械设计课程设计得lS1=15-20mm,取lS1=20mm。e部分为轴承端盖的厚度，查参考文献机械设计手册P15-12表15-1-5得：地脚螺钉直径df=+12

26、=0.03684.5+12=，取df=16mm，轴承端盖螺钉直径d3=（0.40.5）df=6.48mm，取d3=8mm3=。m部分为轴承盖的上口端面至轴承座孔边缘的距离，轴承座孔的宽度L座孔=+C1+C2+(510mm), 为下箱座壁厚，查参考文献机械设计手册P15-12表15-1-5：=8mm,C1、C2为轴承座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边的尺寸，取 C1=20mm,C2=18mm, L座孔=+C1+C2+(510mm)=8+20+18+6=52mm。另外为加工轴承座孔端面方便，轴承座孔的端面应高于箱体，m =L座孔-3-B=52-5-12=35, 其中3=5mm。故l2=20+9.6+35

27、=64.6，取l2=65mm。L3轴段的长度l3：l3应略大于或等于深沟球轴承的宽度，轴承的型号为6008，轴承宽度B=15mm,l3=15mm。L4轴段的长度l4：减速器的内腔宽为 A =150mml4=A-B4-l5+3-12.5=150-75+5-7.5-12.5=60mmL5轴段部位为齿轮定位轴环，其长度为：l5=1.4h=1.44=取l5=。L6轴段为安装齿轮段，其长度略小于齿轮宽度， l6=72B4=75mm。 L7轴段为轴承安装段并加套筒来保证齿轮和轴承的轴向定位，l7=5+2+3 +B6008=5+10+5+15=35mm。4） III轴的校核a= l7-2+=35-7.5-2

28、+37.5=63mm； b=+l5+l4+ =37.5+7.5+60+7.5=;，a+b=63+112.5=。（1）计算齿轮4的圆周力Ft4和径向力Fr4, 参见图8。 (2)求水平平面内的支反力: , ，（3）计算水平平面的弯矩，。图8 轴的强度计算（4）求垂直平面的支反力 , （5）计算垂直平面的弯矩（6）该轴的转矩。T=112350Nmm。(7)合成弯矩并绘制弯矩图(8)确定危险截面，校核该轴强度。结合图3-6可看出。安装齿轮处为 危险截面，根据公式，选择最大弯矩进行计算。即此轴为单向运转，扭转切应力可按照脉动循环应力处理。故得，W为抗弯截面系数， ，其中d为齿轮4处轴的直径，d=46m

29、m,选择键：bh=122mm, 。该轴的结构满足强度要求。5）轴承的校核由公式其中：ft为温度系数：查参考文献机械设计P320表13-4，得ft=1；fd 为载荷系数：查参考文献机械设计P321表13-6，得fd=1.2；C为基本额定动载荷：轴承选择为深沟球轴承6004，查参考文献5（GB/T276-94），得C=22.2KN；n为轴承工作转速：n r/min；为寿命指数：由参考文献机械设计P319得，对于球轴承=3；P为当量动载荷： ,对于此设计中的深沟球轴承，没有轴向载荷，Fa=0，故X=1，Y=0,见参考文献机械设计P321表13-5。所以， 。选择两者中的大的：所以该轴承符合强度要求。

30、6）键的选择与校核（1）齿轮4安装段的键的选择：l6=72mm，d6=42mm。由参考文献2P106表6-1，查得键的截面尺寸：bh=128根据轮毂段取键长：L=l6-2=70mm,属于标准尺寸系列。键的校核：查参考文献2P106表6-2，得p=(100-120)Mpa。键的工作长度为：l=L-b=70-12=58mm。键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。故选用键128，GB/T 1096-2003，键槽深 。（2）与鼓轮连接的联轴器的轴的键的设计与校核：一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮在两支撑点中间，故选用圆头（A型）普通平键。选择联轴器HL2联轴器型：d

31、1=30mm，L=82mm，L1=82mm。由参考文献2P106表6-1，查得键的截面尺寸：bh=87根据连接段取键长：L=L1-10=82-2=80mm,属于标准尺寸系列。查参考文献2P106表6-2，得p=(100-120)Mpa。键的工作长度为：l=L-b=80-8=72mm。键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。故选用键87，GB/T 1096-2003，键槽深。 润滑与密封的设计1）润滑设计由于减速器内的大齿轮传动的圆周速度：其中d2为齿轮2分度圆直径，d2=140mm，n2为齿轮2的转速,n2=910r/min采用润滑油池润滑，润滑油位高度为hs=d大/3+50=142/3+5

32、0=71+50=121,取 hs=125mm,飞溅出的润滑油可润滑其他齿轮。滚动轴承采用油润滑。同时箱盖凸缘面在箱盖接合面与内壁相接的边缘处制出倒棱，以便于润滑油流入油沟润滑轴承。也可达到散热降温的功能。油沟距内壁的距离a=6mm,深度c=4mm,宽度b=6mm.2）密封设计（1）高速轴轴颈的圆周速度为：故高速轴轴颈采用接触式毡圈密封。（2）低速轴轴颈的圆周速度为：故低速轴轴颈采用接触式毡圈密封。2.3.6. 箱体的设计一般使用情况下，为制造和加工方便，采用铸造箱体，材料为铸铁。箱体结构采用剖分式，剖分面选择在轴线所在的水平面上。为了保证箱体轴承座处有足够的壁厚，在外壁轴承盖的附近加支撑肋。为

33、了提高箱体轴承座孔处的连接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近，（但不要与端盖螺钉孔及箱内导油沟发生干涉），为此，轴承座孔附近做出凸台，使凸台高度有足够的扳手空间。箱体中心的高度为： da4为齿轮4的齿顶圆直径，da2=222mm,H=da4/2+60=260/2+60=190mm,取箱体中心高度为：H=200mm，其中 da4为齿轮4的齿顶圆直径，da2=260mm。取箱体壁厚=8mm，见下一节。1）箱盖顶部外表面轮廓的确定以R=Ra4+1+1为半径做出箱盖顶部的部分轮廓。其中Ra4为齿轮4的齿顶圆半径，1为上箱盖的厚度，1为齿轮4顶圆与箱体内部的距离。2）齿轮1处的箱盖顶部外表面轮廓的确定保

34、证小齿轮轴承处螺栓附近有足够的扳手空间，同时也要使小齿轮轴承孔凸台能在此轮廓内。3）底座凸缘厚度上下箱体的连接凸缘应较箱壁厚些，宽度要有足够的扳手空间。上下箱体连接螺栓的距离不大于150mm，但要保证有足够的扳手空间。为了保证箱体底座的刚度，取底座凸缘厚度为2.5。为箱座壁厚。箱体结构尺寸如下（参考参考文献3P163表12.1）：表8 箱体结构尺寸名称符号推荐尺寸选取值（mm）箱座壁厚+388箱盖壁厚1+388箱盖凸缘厚度b1112箱座凸缘厚度b112箱座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df+1218地脚螺钉数目na250时，n=44轴承旁连接螺栓直径d1 df14盖与座连接螺栓直径d2(0.5

35、0.6) df10连接螺栓d2的间距l150200依结构而定轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5) df8检查孔盖螺钉直径d4 df6定位销直径d d28Df至外箱壁距离C1f24d1至外箱壁距离C1120d2至外箱壁距离C1216Df至凸缘边缘距离C2f22D2至凸缘边缘距离C2214轴承旁凸台半径R1C214凸台高度h根据低级轴承座外径确定外箱壁至轴承端面的距离l1C1+C2+(510)35齿轮顶圆与内壁间的距离110齿轮端圆与内壁间的距离210箱盖、箱座肋板厚m1、mm1117轴承端盖外径D2D+(55.5) d3,D-轴承外径参考文献机械设计基础课程设计P172表12.11输入轴端：85

36、中间轴端：105中间轴端：110轴承旁连接螺栓距离s一般去s=D2. 减速器附件设计及说明1）窥视孔和窥视孔盖由参考文献3P166得：图9 窥视孔盖结构图 表9 窥视孔盖尺寸ABA1B1A2B2hR螺钉dL个数150160120130135145310M8154通气器。参考文献2P170得：选用M161.5型。表10 通气器机构尺寸dDD1SLLad1M101131016823M121814191024M162217231225M2030222815463）吊环螺钉、吊耳及吊钩。由参考文献2P171得：表11 吊耳和吊钩结构尺寸C3=(45) 1，C4=(1.31.5)C3，b=(1.82.5

37、)1，R=C4，r13，r3，1:箱盖壁厚。取C3=35mm， C4=50mm， b=16mm， R=50mm， r1=7mm， r，（1=8mm）。4）启盖螺钉启盖螺钉的直径一般等于凸缘联接螺栓的直径，螺纹有效长度大于凸缘厚度，如图10。图10 启盖螺钉与定位销示意图5）定位销定位销有圆柱形和圆锥形两种结构，一般取圆锥销。如图10。6）油标油标用来指示油面高度，常见的有油尺、圆形油标、长形油标等。一般采用带有螺纹部分的油尺如图11所示。油尺安装位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出，不能太高以免与吊耳相干涉，箱座油尺座孔的倾斜位置应便于加工和使用。图11 油标与放油孔及螺塞示意图7）放油孔及

38、螺塞参考文献3P166，选用：螺塞 M181.5 JB/ZQ 4550-86，油圈 2518 ZB 71-62。3 输送机的设计计算3.1 输送机的分类.1按螺旋输送机驱动方式分类（1）C1制法螺旋输送机长度小于35m，单端驱动。（2）C2制法螺旋输送机长度大于35m，双端驱动。按螺旋输送机中间吊轴承种类分类（1）M1为滚动吊轴承。采用80000型密封轴承，轴承上另有防尘密封结构，常用在不易加油、不加油或油对物料有污染的地方，密封效果好，吊轴承寿命长。（2）M2为滑动吊轴承。设有防尘密封装置，有铸铜瓦，合金耐磨铸铁瓦，铜基石墨少油润滑瓦，常用在输送物料温度比较高或输送液状物料。本设计已知条件：

39、1）输送物料为小麦，含有一定量的粉尘；2）螺旋轴转速为56r/min，输入转矩108.3Nm；3）输送量为Q=52 m3/h；3）输送机长6m，包含一头节（3m）和一尾节（3m），中间需安装一吊轴承。故选用C1制法。3.2 螺距s的计算其中Iv=Q=52 m3/h，=0.45，D=400mm=，n=56r/min。故取S=274mm。3.3 螺旋轴的选型根据参考文献17，一般轴径计算公式为：d=（0.20.35）D=（0.20.35）X400=80140mm查参考文献31，螺旋轴选定为外径为89mm、壁厚12mm的无缝钢管。3.4 输送机驱动端设计计算3.4.1 前轴设计计算前轴用来传递减速器

40、输出转矩，由螺旋输送机的的工作原理可知，该轴需要承受一定的轴向力，故前轴结构设计如图12所示。图12 前轴结构图（1）尺寸设计如下：L1段需与联轴器配合，考虑减速器输出轴与联轴器配合段的尺寸，选用HL2联轴器 GB 5014-95。故设计L1=80mm，d1=30mm。L5段与螺旋轴配合，而螺旋轴的内径为77mm，故取d5=80mm；根据经验取L6=30mm，L7=60mm，螺旋轴与前轴的配合段总长为120mm，故L5=120+150=270mm，其中150mm是考虑到螺旋轴端面与机壳内壁的距离、机壳厚度以及机壳外壁与驱动端轴承座端面的间距而根据实际情况确定的。L2段与L4段将安装两圆锥滚子轴

41、承以平衡轴向力。取d4=d3+10=90mm,选用圆锥滚子轴承32018 GB/T 297-94（成对使用），d2=d4=90mm，根据该轴承的尺寸和实际情况分别取l2=96mm，l4=l2+50=46mm，其中50mm是考虑透盖的厚度而选定的。d3=d2+2（0.070.1）d2，取d3=100mm，l31.4（0.070.1）d2=8.82，取l3=18mm。本设计中主要由驱动端克服螺旋轴的轴向力，故使用一对圆锥滚子轴承32018。由于本设计中输送机的功率、转速、螺旋轴的轴向力相对较小，故使用一对32018完全可以满足设计要求。前轴具体结构尺寸如图13所示。图13 头轴结构尺寸（2）前轴右

42、端两螺栓的设计计算与校核该螺栓主要传递转矩，转矩T=108.3Nm。选用两d=M20、公称长度l=120mm、性能等级为8.8的螺栓，其抗拉强度极限B=800MPa,屈服极限s=640MPa。两螺栓轴线相互垂直，轴线相距60mm。由参考文献2P85强度校核如下：螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为其中F=2T/d,d=80mm,d0=20,Lmin=89-80=9mm,故螺栓杆的剪切强度条件为代人数据得：结论：选用的两螺栓完全满足设计要求。.2 驱动端其它零部件设计驱动端轴承座、两透盖的设计在参考文献【机械设计手册】的基础上，根据实际情况确定其尺寸，其中轴承座选用HT200材料，两透盖为HT150材料

43、，驱动端轴承装配如图14。3.5螺旋体设计螺旋体是螺旋输送机实现物料输送的主要构件，它由螺旋叶片和螺旋轴两部分构成。常用叶片有满面式(实体式)和带式两种形式。按叶片在轴上的盘绕方向不同可分为右旋和左旋两种(逆时针盘绕为左旋，顺时针盘绕为右旋)。螺旋体输送物料方向由叶片旋向和轴的旋转方向决定，具体确定时，先确定叶片旋向，然后按左旋用右手、右旋用左手的原则，四指弯曲方向为轴旋转方向，大拇指伸直方向即为输送物料方向。同一螺旋体上如有两种旋向的叶片，可同时实现两个不同方向物料的输送。1轴承座，2、3透盖，4、5、6螺栓、螺母、垫片，7、11密封圈，8圆锥滚子轴承，9调整垫片，10油杯。图14 驱动端轴

44、承装配.1 螺旋叶片的设计计算（a） 螺旋叶片的常见形式如图15所示。（b）（c）（d）a-满面式，b-带式，c-月牙式，d-橹桨式()图15 螺旋叶片的常见形式本设计根据实际情况，选择满面式，螺旋叶片采用简易制造法，即用厚的薄钢板（Q235）冲压成带缺口的圆环，将圆环拉制成一个螺距的叶片，然后将若干个单独的叶片经焊接于螺旋轴形成一个完整的螺旋叶片。为便于出料，出料段的螺旋方向与其它部分的螺旋方向相反。螺距公差不超过6mm。螺旋叶片与下料槽内壁的间隙为10mm。.2 螺旋轴结构设计螺旋轴已选定为外径为89mm，壁厚为12mm的不锈钢，与前（尾）轴通过螺栓连接。根据前（尾）轴的结构尺寸，将连接段

45、距端面120mm的部分的内径加工为80mm，并分别在距离端面30mm、90mm处加工两轴线相互垂直、直径为20mm的孔，以和前（尾）轴配合。其它部分不用加工。螺旋轴与中间轴通过联轴器联结，故在该端焊接一半联轴器。3.6 中间吊轴承的设计计算安装中间吊轴承主要是为了防止因螺旋体过长、螺旋轴刚度不足而导致叶片与料槽发生摩擦，根据国家标准，螺旋输送机料槽内的螺旋体几何轴线下的中间轴承面积，不超过螺旋几何轴线下料槽有效面积的25%。且中间轴承的宽度不超过100mm。考虑到输送物料小麦含有一定的粉尘，螺旋转速较低，故选用整体滑动轴承，采用回宫式密封结构。3.6.1 中间轴的设计计算中间轴安装在中间吊轴承

46、上，中间轴两端各通过一半联轴器与螺旋轴连接，主要传递转矩。中间轴结构设计如图16所示。图16 中间轴示意图 各部分的尺寸确定如下：根据实际连接情况，中间轴的最小直径应不小于80mm，否则将无法安装轴承，故取d1=80mm。中间轴两端的凸台用来有半联轴器配合并传递转矩，根据半联轴器的结构确定L4=32mm，L1=。凸台通过螺栓与半联轴器保持连接，选用M10X120的螺栓，d2=13mm。半联轴器的结构尺寸见图纸。中间部分与一整体滑动轴承套相配合，整体滑动轴承套再与吊轴承体相配合，设计整体滑动套轴承内径80mm、外径100mm、宽度52mm，材料为ZCuAl10Fe3。综合考虑所有因素，最终取L2

47、=79mm，则中间轴总长142mm。中间吊轴承结构尺寸如图17。图17 中间轴结构尺寸3.6.2 吊轴承体设计吊轴承体为铸件，材料HT150，两端采用迷宫式结构密封。根据参考文献【机械设计手册】，确定吊轴承结构如图18：图18 吊轴承体结构吊轴承体的具体结构见附图。吊轴承体通过一角钢与料槽两侧壁连接。3.7 尾段设计计算3.7.1 尾轴的设计计算尾轴主要用来保持螺旋轴水平，选择材料为45钢，设计结构如图18：图19 尾轴结构参照前轴各部分的的尺寸确定尾轴的结构尺寸如下：根据前轴，L1=30mm，l2=60mm，d1=10mm，d2=80mm。L3段既与螺旋轴相配合又与端部机架配合，设计螺旋叶片

48、端面与料槽内壁的间距为45mm，综合考虑机架的壁厚、机架外壁与尾轴承座外的间距，最终确定L3=227mm。L5段安装一调心轴承，L4段为过渡段，考虑加工工艺性问题，取d3=70mm，d4=60mm。L5段选用调心球轴承1212 GB/T 281-1994，其基本参数为D=110mm，B=22mm，damax=69mm。因而选择L5=22mm。L6段安装一螺母以固定轴承，查标准GB 855-88 ，选用M48X1.5，故d5=48mm,L6=16mm。L4段根据实际尾轴承座的尺寸确定为80mm。尾轴具体结构尺寸如图19。3.7.2 尾部其它零件设计尾部轴承座、透盖、闷盖的设计在参考文献【机械设计

49、手册】的基础上，根据实际情况确定其尺寸，其中轴承座选用HT200材料，透盖、闷盖为HT150材料，尾部轴承装配见图20。图20 尾轴3.8 其它零部件的设计计算3.8.1 料槽水平慢速螺旋输送机的料槽通常用24mm厚的薄钢板制成。横断面两侧壁垂直，底部为半圆形，每节料槽的端部和侧壁上端均用角钢加固，以保证料槽的刚度，实现节与节间、顶部盖板与料槽的连接，料槽底部应设置铸铁件或角钢焊接件的支承脚。底部半圆的内径应比螺旋叶片直径大612.5mm。 本设计中料槽采用3mm厚的薄钢板制成，头节和尾节料槽的端部和侧壁上端均用角钢加固，料槽底部设置角钢焊接件作为支承脚。3.8.2 进、出料口进、出料口的结构

50、如图21所示。图21 进、出料口的结构示意图设计尺寸如表12：表12 进、出料口尺寸 (mm)型号规格A x AB x BC x CT1ndLS400400 x400500 x500456x45630048124 输送机的使用说明4.1 安装螺旋输送机的安装形式主要有：地面支承安装、悬吊支承安装、通廊或地沟中的安装和两台串联工作的安装。本设计采用地面支承安装。安装和调整时应达到以下要求：（1）料槽中心线与螺旋轴应保持良好的同轴度。（2）料槽两节间连接处应紧密，不能出现错位现象。节与节间、顶盖与料槽间可加垫片，以保证料槽的密封，同时，还可调节料槽的长度误差。（3）料槽内壁与螺旋体周围的间隙应相等

51、。（4）驱动装置轴与螺旋轴应保持良好的同轴度。调整时可借助垫片调节驱动装置的高度。（5）螺旋体安装后应对其进行静平衡试验。（6）中间悬挂轴承应可靠而恰当地支承连接轴，以免螺旋轴产生径向变形。安装可通过调整轴承轴瓦间垫片达到要求。（7）整机安装完毕后，应检查机内有无杂物，各润滑处是否加足润滑油。（8）空载试车时，轴承不能漏油，且轴承温升不超过20。负载试车时，轴承温升不得超过30。 操作与维护（1）开车前应判明电机旋转方向是否符合工作要求。还应检查料槽内有无杂物，特别是中间悬挂轴承处的堵塞物，以免发生堵塞故障。（2）进入输送机的物料，应先进行必要的清理，以防止大块杂质或纤维杂质进入输送机，保证输

52、送机正常工作。（3）起动时应保证空载起动，停车时应待机内物料排净后再停车。（4）在运行过程中，如发现大块杂质或稻杆、草绳等纤维性杂质进入料槽，应立即停车处理。不能在没有停机的情况下，直接用手或借助其他工具伸入料槽内掏取物料。5 小结本次毕业设计的主要内容是对LS400螺旋输送机的总体设计，属于传统类型题目，主要包括两部分的设计：传动装置，即减速器的设计和输送机的设计。由于输送机的技术已经比较成熟，所以本设计对输送机的的设计较多的参考了前人的设计经验。本次毕业设计还有一些不足之处，由于时间原因，对输送过程中的运动特性分析、螺旋叶片的受力分析没有作出具体介绍。对机械零件特别是叶片的制造工艺与装配没有作详细介绍。还要其他很多地方都只作出简要介绍。还有一些地方分析的不够彻底全面，也可以作进一步完善。本次毕业设计中，虽然很多东西做的都不太完善