螺旋输送机设计(论文)

2020-12-14 来源：好走旅游网

图书分类号：密级：

毕业设计(论文)

螺旋输送机设计

THE DESIGN OF THE SCREW CONVEYER

学生姓名学院名称专业名称指导教师

程香机电工程学院机械设计制造及其自动化

李清伟

2008年 05月 30日

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论文作者签名：导师签名：日期：年月日日期：年月日

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摘要

随着现代科学技术的日益发展，螺旋输送机的应用也越来越广泛。物料从进料口加入，当转轴转动时，物料受到螺旋叶片法向推力的作用。该推力的径向分力和叶片对物料的摩擦力，有可能带着物料绕轴转动，但由于物料本身的重力和料槽对物料的摩擦力的缘故，才不与螺旋叶片一起旋转，而在叶片法向推力的轴向分力作用下，沿着料槽轴向移动。

本设计以建筑业为背景，对此工况下所要求的螺旋输送机结构进行设计与计算，对整个装置中的传动系统进行了运动力学分析及结构设计，对其驱动装置做了深入设计，并着重对其主要零部件进行了具体设计，包括螺旋输送机的螺旋直径，螺距，轴径进出料口，叶片形式，中间悬挂轴承，槽体，螺旋轴的计算选型。

电动机是通过螺旋输送机的功率来计算选型。减速器中齿轮通过齿面接触疲劳强度来计算，通过齿根弯曲疲劳强度验算；轴按许用弯曲应力计算法校核轴径。

关键词电动机；减速器；螺旋叶片；螺旋轴

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Abstract

With the growing of modern science and technology development, application of the screw conveyor is more and more widely. When the material was added to the inlet orifice, and the shaft rotated, the materials was given the thrust by the helicallobe. The thrust of the radial contribute to the material and blade the friction, it is possible that the materials could rotate around the axis, but because of the gravity of the material and the friction which the silo acted, the material do not rotate with the helicallobe, it move along the axis of the silo by the thrust of the spiral blade .

For the construction industry background, which is required by the screw conveyor design and structure in this design. The entire device in the transmission system for the movement of mechanical and structural was designed. The design of its driving system and the specific design of its main parts, which is including the screw conveyor spiral diameter, pitch, the shaft diameter of inlet orifice, the calculation and selection of the shafts, the middle hoist and the spiral axis were carried out.

In detal, motor is through the power of the screw conveyor to calculate and select. The gears in the reducer is calculated by the gear surface contact fatigue strength and checked by the gear bottom bend fatigue strength, I check the diameter of axle through the permissible bending stress

Keywords motor reducer helicallobe spiral axis

III

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1 绪论 ............................................................................................................................................. 1 1.1 螺旋输送机产品概述 .......................................................................................................... 1 1.2 螺旋输送机应用范围 .......................................................................................................... 1 1.3 螺旋输送机主要特点 .......................................................................................................... 2 1.4 螺旋输送机工作原理 .......................................................................................................... 2 1.5 螺旋输送机整机布置形式 .................................................................................................. 2 1. 6 螺旋输送机规格、技术参数 .............................................................................................. 6 2.电动机的计算选型 ..................................................................................................................... 9 2.1 电动机的选择 ...................................................................................................................... 9 2.2 传动装置的运动和动力参数的计算 ................................................................................ 10 3.减速器设计计算 ....................................................................................................................... 13 3.1 齿轮设计 ............................................................................................................................ 13 3.3 减速器结构设计 ................................................................................................................ 19 3.3 轴设计 ................................................................................................................................ 20 3.4 轴承的选型 ........................................................................................................................ 25 3.5 键的选型 ............................................................................................................................ 26 4.螺旋输送机机体的设计 ........................................................................................................... 30 4.1 机体主要部件的介绍 ........................................................................................................ 30 4.2 机体主要部件的选择计算 ................................................................................................ 39 5.螺旋输送机机体的安装条件、使用及维护 ........................................................................... 45 5.1 螺旋输送机机体的安装条件 ............................................................................................ 45 5.2 螺旋输送机机体的使用及维护 ........................................................................................ 47 结论 ............................................................................................................................................... 49 致谢 ............................................................................................................................................... 50 参考文献 ....................................................................................................................................... 51 附录 ............................................................................................................................................... 52 附录一 ........................................................................................................................................ 52 英文资料 ................................................................................................................................. 52 中文翻译 ................................................................................................................................. 58

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1 绪论

1.1 螺旋输送机产品概述

螺旋输送机俗称绞龙，LS型系列螺旋输送机是一种利用螺旋叶片的旋转,推动散料延着料槽向前运动的输送设备,适宜于输送粉状,颗粒状和小块物料。

LS型螺旋输送机等效采用ISO1050-75标准，设计制造符合ZBJ81005.1～2-88《 LS螺旋输送机》专业标准。LS型螺旋输送机直径由100mm～1250mm，共十二种规格,分为单驱动和双驱动两种形式，单驱动螺旋机最大长度可达40m(特大型30m)，双驱动螺旋机采用中间断开轴结构，最大长度可达80m(特大型60m)，螺旋机长度每 0.5m 一档，可根据需要选定，螺旋机头部轴承、尾部轴承置于壳体外部减少了灰尘对轴承室的侵入提高了螺旋机关键件的使用寿命。中间吊轴承采用滚动、滑动可互换的两种结构，并设防尘密封装置，密封件用尼龙用塑料，因而其密封性好，耐磨性强，阻力小，寿命长。滑动轴承的轴瓦有粉末冶金、尼龙和巴氏合金等多种材料供用户根据不同的场合选用。滑动轴瓦有需加润滑剂的铸铜瓦，合金而磨铸铁瓦和铜基石墨少油润滑瓦。吊轴承机外侧置式油杯,便于集中加油润滑。进出料口位置布置灵活,并增设电动型出料口，便于自动控制，还可根据用户要求，配置测速报警装置。

LS型螺旋输送机与GX型相比，其头部、尾部轴承移至壳体外，出料端设有清扫装置，整机噪声低，适应性强，操作维修方便。

图1－1 LS型螺旋输送机的示意图

1.2 螺旋输送机应用范围

LS型螺旋机广泛使用在各种工业部门,如建材、冶金、化工、电力、煤炭、机械、轻工、粮食及食品行业,适用于水平或小于20°倾角,输送粉状、颗粒状、小块状物料,如水泥、

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煤粉、粮食、化肥、灰渣、沙子、焦炭等。

LS螺旋输送机对输送物料的要求，粉状、粒状和小块状物料，如：水泥、煤粉、粮食、化肥、灰渣、砂子等，物料温度不得超过200℃，螺旋机不宜输送易变质的、粘性大的、易结块的物料。因为这些物料在输送时会粘结在一螺旋上，并随之旋转而不向前移动，或者在吊轴承处形成物料的积塞而使螺旋机不能正常工作。

LS螺旋机的工作环境应在-20℃~50℃之间，允许稍微倾斜使用，最大倾角不得超过20℃。

1.3 螺旋输送机主要特点

1. 承载能力大、安全可靠。

2. 适应性强、安装维修方便、寿命长。 3. 整机体积小、转速高、确保快速均匀输送。

4. 密封性好、外壳采用无缝钢管制作，端部采用法兰互相连接成一体，刚性好。

1.4 螺旋输送机工作原理

物料从进料口加入，当转轴转动时，物料受到螺旋叶片法向推力的作用。该推力的径向分力和叶片对物料的摩擦力，有可能带着物料绕轴转动，但由于物料本身的重力和料槽对物料的摩擦力的缘故，才不与螺旋叶片一起旋转，而在叶片法向推力的轴向分力作用下，沿着料槽轴向移动。

1.5 螺旋输送机整机布置形式

一台螺旋输送机通常由驱动装置、头节、若干标准中间节、造配中间节、尾节、进料口、出料口等组成，除头节和选配中间节外，各节螺旋机及机壳均具有互换性。

螺旋机本体由头节、中间节、尾节三种组成。一般情况下,出厂总装时将中间节按长度长短依次排列,最长的中间节靠近头节，相同长度的中间节则挨在一起，如果有特殊要求，则在订货时给出排列顺序。

在头节内装有支推轴承承受轴向力，在中间节和尾节内装有用轴承支承螺旋轴，此外，在尾节内还装有可轴向移动的径向轴承以补偿螺旋轴长度的误差和适应温度的变化。螺旋面的形式有实体螺旋（S制法）和带式螺旋（D制法）两种。各螺旋轴之间采用法兰式联接，保证了联接轴的互换性，便于维修。

机盖为瓦片式并用盖扣夹紧在机壳上，若需改进密封性能，用户可自行在机盖与机壳间加防水粗帆布。

进、出料装置有进料口,方型出料口，手推式出料口，齿条式出料口四种。由用户在使用现场在机体上开口焊接。布置进、出料口位置时应注意保证料口至端部的距离，同时避免料口与吊轴承加油杯、机壳联接法兰、底座等相碰。

驱动装置有ZQ系列减速器+Y系列电动机，YTC齿轮减速电机两种。

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驱动装置由Y型电动机、JZQ系列减速器及驱动装置架组成。头节前部装有止推轴承。可承受输送物料时产生的轴向力。标准中间节均设置一只吊轴承，尾节后部装有滚动(滑动)轴承和底座,用以支撑螺旋和补偿螺旋长度的误差,螺旋机安装时应从头部开始,按顺序进行。在总体布置时应注意进料口不应设置在吊轴承上方，出料口不应设在底座或机壳法兰连接处。如果因为开出料口影响底座的安排而不能遵循本原则时，使用单位应绘出螺旋机总图。

地脚螺栓安排尺寸见表1－1

表1－1 地脚螺栓安排尺寸规格 A LS 100 160 LS 160 180 LS 200 200 LS 250 250 LS 315 300 LS 400 320 LS 500 400 LS 630 500 LS 800 630 LS 1000 710 LS 1250 800

驱动装置的配置见表1－2

表1－2 驱动装置的配置规格转速(r/min) 输送量(m3/h) 驱动装置电动机型号 Y90L-4-1.5 100 13 Y100L1-4-2.2 Y100L2-4-3 Y112M-4-4 LS200 80 63 50 10 8 6.2 Y100L1-4-2.2 Y100L2-4-3 Y90L-4-1.5 Y100L1-4-2.2 Y90L-4-1.5 Y100L1-4-2.2 Y100L1-4-2.2 90 22 Y100L2-4-3 Y112M-4-4 Y132S-4-5.5 Y100L1-4-2.2 LS250 71 18 Y100L2-4-3 Y112M-4-4 Y132S-4-5.5 Y90L-4-1.5 56 14 Y100L1-4-2.2 Y100L2-4-3 减速器型号 ZQ25-i6-I ZQ25-i6-I ZQ35-i6-I ZQ35-i6-I ZQ35-i5-I ZQ35-i5-I ZQ25-i4-I ZQ35-i4-I ZQ35-i3-I ZQ35-i3-I ZQ25-i6-I ZQ25-i6-I ZQ35-i6-I ZQ35-i6-I ZQ35-i5-I ZQ35-i5-I ZQ35-i5-I ZQ40-i5-I ZQ25-i4-I ZQ35-i4-I ZQ35-i4-I 许用长度(m) 16 23 30 35 27 35 25 35 27 35 14 19 25 35 14 21 28 35 14 21 29 3

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续表1－2 规格转速(r/min) 56 LS250 输送量(m3/h) 14 驱动装置电动机型号 Y112M-4-4 Y90L-4-1.5 45 11 Y100L1-4-2.2 Y100L2-4-3 Y100L1-4-2.2 Y112M-4-4 80 31 Y132S-4-5.5 Y132M-4-7.5 Y160M-4-11 Y100L1-4-2.2 Y100L2-4-3 63 24 Y112M-4-4 Y132S-4-5.5 LS315 Y132M-4-7.5 Y90L-4-1.5 Y100L1-4-2.2 50 19 Y100L2-4-3 Y112M-4-4 Y132S-4-5.5 Y100L-6-1.5 Y112M-6-2.2 40 15.4 Y132S-6-3 Y132M1-6-4 Y132M2-6-5.5 Y132M1-6-4 Y132M2-6-5.5 71 LS400 62 Y160M-6-7.5 Y160L-6-11 Y180L-6-15 Y200L1-6-18.5 56 49 Y132S-6-3 Y132M1-6-4 减速器型号 ZQ35-i4-I ZQ35-i3-I ZQ35-i3-I ZQ35-i3-I ZQ35-i5-I ZQ35-i5-I ZQ40-i5-I ZQ40-i5-I ZQ50-i5-I ZQ35-i4-I ZQ35-i4-I ZQ35-i4-I ZQ40-i4-I ZQ40-i4-I ZQ35-i3-I ZQ35-i3-I ZQ35-i3-I ZQ40-i3-I ZQ40-i3-I ZQ35-i4-I ZQ35-i4-I ZQ40-i4-I ZQ40-i4-I ZQ40-i4-I ZQ35-i7-I ZQ35-i7-I ZQ40-i7-I ZQ40-i7-I ZQ50-i7-I ZQ50-i7-I ZQ35-i6-I ZQ35-i6-I 许用长度(m) 35 17 25 35 8 15 20 27 35 9 13 18 25 35 8 12 17 23 30 10 15 20 27 35 8 12 16 24 32 35 8 10 4

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续表1－2 规格转速(r/min) 输送量(m3/h) 驱动装置电动机型号 Y132M2-6-5.5 减速器型号 ZQ40-i6-I ZQ40-i6-I ZQ50-i6-I ZQ50-i6-I ZQ40-i4-I ZQ40-i4-I ZQ50-i4-I ZQ65-i4-I ZQ65-i4-I ZQ40-i3-I ZQ40-i3-I ZQ40-i3-I ZQ50-i3-I ZQ65-i3-I ZQ65-i3-I ZQ40-i6-I ZQ40-i6-I ZQ50-i6-I ZQ50-i6-I ZQ65-i4-I ZQ65-i4-I ZQ40-i5-I ZQ50-i5-I ZQ65-i5-I ZQ65-i5-I ZQ65-i5-I ZQ40-i3-I ZQ50-i3-I ZQ50-i3-I ZQ65-i3-I ZQ65-i3-I ZQ65-i3-I 许用长度(m) 14 19 26 35 10 14 19 26 35 9 13 17 24 32 35 8 11 16 22 27 33 8 13 20 27 34 8 11 15 21 30 35 56 49 Y160M-6-7.5 Y160L-6-11 Y180L-6-15 Y132M1-6-4 Y132M2-6-5.5 45 LS400 39 Y160M-6-7.5 Y160L-6-11 Y180L-6-15 Y112M-6-2.2 Y132S-6-3 36 31 Y132M1-6-4 Y132M2-6-5.5 Y160M-6-7.5 Y160L-6-11 Y132M2-6-5.5 Y160M-6-7.5 63 98 Y160L-6-11 Y180L-6-15 Y180M-4-18.5 Y180L-4-22 Y132M2-6-5.5 Y160M-6-7.5 LS500 40 62 Y160L-6-11 Y180L-6-15 Y200L1-6-18.5 Y132S-6-3 Y132M1-6-4 32 50 Y132M2-6-5.5 Y160M-6-7.5 Y160L-6-11 Y180L-6-15 5

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续表1－2 规格转速(r/min) 输送量(m3/h) 驱动装置电动机型号 Y132M2-6-5.5 Y160M-6-7.5 Y160L-6-11 减速器型号 ZQ40-i5-I ZQ50-i3-I ZQ65-i5-I ZQ65-i5-I ZQ65-i5-I ZQ65-i5-I ZQ75-i5-I ZQ75-i5-I ZQ50-i4-I ZQ65-i4-I ZQ65-i4-I ZQ65-i4-I ZQ65-i4-I ZQ75-i4-I ZQ50-i3-I ZQ65-i3-I ZQ65-i3-I ZQ65-i3-I ZQ75-i3-I ZQ75-i3-I ZQ50-i2-I ZQ65-i2-I ZQ65-i2-I ZQ65-i2-I ZQ75-i2-I 许用长度(m) 4.5 7 11 15 19 22 29 35 9 14 19 24 29 35 9 12 18 24 30 35 8 11 15 22 30 50 140 Y180L-6-15 Y200L1-6-18.5 Y200L2-6-22 Y225M-6-30 Y250M-6-37 Y160M-6-7.5 Y160L-6-11 40 LS630 112 Y180L-6-15 Y200L1-6-18.5 Y200L2-6-22 Y225M-6-30 Y132M2-6-5.5 Y160M-6-7.5 32 90 Y160L-6-11 Y180L-6-15 Y200L1-6-18.5 Y200L2-6-22 Y132M1-6-4 Y132M2-6-5.5 25 77 Y160M-6-7.5 Y160L-6-11 Y180L-6-1.5 1.6 螺旋输送机规格、技术参数

规格：LS100，160，200，250，315，400，500，630，800，1000，1250

长度从4m到70m，每隔8.5m一档,当长度超过35m时,采用双端驱动,选型时应符合标准公称长度,特殊需要可在选配节中另行提出。

选型计算计算输送量：

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Q600krnD3

式中: Q—输送量 t/h

ψ—物料填充系数,选用见表1－4 β0—倾斜系数,选用见表1－5

K—螺距与直径比例系数,由选定规格的螺旋输送机计算求值 r—物料容重 t/m3 见表1－6 n—转速 r/min d—螺旋直径m

LS型螺旋输送机规格、技术参数表：

表1－3 LS型螺旋输送机规格、技术参数规格型号螺旋直径螺距 n Q n Q n Q n Q 100 100 100 140 2.2 112 1.7 90 1.4 71 1.1 160 160 160 112 7 90 6 71 5 50 3.1 200 200 200 100 13 80 10 63 8 50 6.2 250 250 250 90 22 71 18 56 14 45 11 315 315 315 80 31 63 24 50 19 40 15.4 400 400 355 71 62 56 49 45 39 36 31 500 500 400 63 98 50 78 40 62 32 50 630 630 450 50 140 40 112 32 90 25 77 800 800 500 40 200 32 160 25 126 20 102 1000 1000 560 32 280 25 220 20 176 16 140 1250 1250 630 25 380 20 306 16 245 13 198 注：1、n—转速r/min（偏差允许在10%范围内）

2、输出量Q—m3/h

表1－4 物料填充系数ψ 物料特性 φ 易流动,磨损很少 0.45 少量磨损且为颗粒至小块状磨损性、侵蚀性大 0.33 0.15

表1－5 倾斜系数β0

倾斜角 β0 0 1.0 ≦5 0.90 ≦10 0.80 ≦15 0.70 ≦20 0.65

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若干散料的容重r及运行阻力系数入（总阻力系数）

表1－6 物料容重r

物料灰与渣褐煤赤铁矿重矿石(Cw-p6) 轻矿石燕麦、大麦石墨生石灰干石灰土豆砾石焦炭原煤分先煤粘土:潮湿的泥土面粉灰泥岩砂桨玉米、黑麦、稻谷砂小麦水泥 r（t/m3） 0.7~1.0 1.1~1.3 1.4 2.0~2.5 1.25~2.0 0.5 0.4~0.6 0.9 0.5 0.7 1.5~1.8 0.5 0.8 0.9 1.8 0.5 1.6~1.9 1.8~2.1 0.5~0.7 1.4~1.7 0.8 1.0~1.3 λ 3 2.2 2.2 2.2 2.2 1.9 1.9 2.2 1.9 1.9 3 3 2.2 1.9 1.9 1.9 2.2 3 1.9 3 1.9 1.9

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2. 电动机的计算选型

2.1 电动机的选择

（1）选择电动机类型和结构型式

电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此无特殊要求时不宜采用。

生产单位一般用三相交流电源，因此，如无特殊要求都应选用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类。异步电动机有笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多。我国新设计的Y系列三相笼型异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等，由于启动性能较好，也适用于某些要求启动转矩较高的机械，如压缩机等。在经常起动、制动和反转的场合（如起重机等），要求电动机转动惯量小和过载能力大，应选用起重及冶金用三相异步电动机YZ型（笼型）或YZR（绕线型）。电动机除按功率、转速排成系列之外，为适应不同的输出轴要求和安装需要，电动机机体又有几种安装结构形式。根据不同防护要求，电动机结构还有开启式、防护式、封闭式和防爆式等区别。电动机的额定电压一般为380V。

电动机类型要根据电源种类（交流或直流），工作条件（温度、环境、空间位置尺寸等），载荷特点（变化性质、大小和过载情况），起动性能和起动、制动、反转的频繁程度，转速高低和调速性能要求等条件来确定。

（2）选择电动机的容量

电动机的容量（功率）选的合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响。容量小于工作要求，就不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载而过早损坏；容量过大则电动机价格高，能力又不能充分利用，由于经常不满载运行，效率和功率应数都较低，增加电能消耗，造成很大浪费。

电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。电动机的发热与其运行状态有关。运行状态有三类，即长期连续运行、短时运行和重复短时运行。变载下长期运行的电动机、短时运行的电动机（工作时间短，停歇时间长）和重复短时运行的电动机（工作时间和停歇时间都不长）的容量要按等效功率法计算并校验过载能力和起动转矩，其计算方法可参看有关电力拖动的书籍。

由于水泥螺旋输送机的工作环境是常温,有灰尘,用的是三相交流电,电压为380V。根据以上两点和机械设计手册，选用Y132M-4型号的电动机。

Y132M-4电动机的主要性能如下表格所示：

徐州工程学院毕业设计（论文）表2－1 Y132M-4电动机的主要性能型号额满载时流效功最大转矩定转速电起动转矩率起动电流功率 r/min kw Y132M-4 7.5 1140 （380V）率 A 15.4 % 87 应数 -------------- -------------- -------------- 额定电流额定转矩 2.2 额定转矩 2.2 0.85 7.0

2.2 传动装置的运动和动力参数的计算

因为设计减速器时要求传动比为4.67，所以选用一级直齿圆柱齿轮传动的减速器就可满足条件。该类减速器的特点是承载能力和速度范围大、传动比恒定、外廓尺寸小、工作可靠、效率高、寿命长。制造安装精度要求高、噪声较大、成本较高。

连接顺序

1.发动机——2平键——3.减速器——4.花键——5.螺旋轴输送机轴承、齿轮、等的效率查机械设计手册得：滚动轴承（每对） 0.98~0.995 滑动齿轮（每对） 0.97~0.99 弹性联轴器 0.99~0.995 齿轮联轴器 0.99 万向联轴器 0.97~0.98 具有中间可动元件的联轴器 0.97~0.99 一对齿轮（开式） 0.94~0.96 一对齿轮（闭式） 0.96~0.99 计算传动装置各轴的运动和动力参数：（1）各轴转速

1 轴 n1=nm=1440r/min 2 轴 n2=n1/i =1440/4.67 =308.35r/min

主轴 n3=n2=308.35r/min

（2）各轴输入功率

1 轴 P1P额·η

联

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=7.5×0.99

=7.43KW

2 轴 P2=P1·η轴承1·η轴承2·η齿轮 =7.43×0.98×0.99×0.96 =6.91KW

主轴 P3=P2·η联

=6.91×0.99

=6.84KW

（3）各轴输出功率

=P1·η轴承 1 轴 P1 =7.43×0.98 =7.28KW

2 轴 P2P2·η轴承 =6.91×0.98 =6.77KW

主轴 P3P3·η轴承 =6.84×0.98 =6.71KW

（4）各轴输入转矩

电动机的输出转矩 Td=9550×Pd/nm =9550×7.5/1440 =49.74N·m

1 轴 T1Td·η联 =49.74×0.99 =49.24N·m

2 轴 T2T1·i·η轴承1·η轴承2·η齿轮

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=49.24×4.67×0.98×0.99×0.96

=214.07N·m

主轴 T3T2·η联

=214.07×0.99

=211.93N·m

（5）各轴输出转矩

1 轴 T1=T1·η轴承

=49.24×0.98

=48.26N·m

2 轴 T2=T2·η轴承

=214.07×0.98

=209.79N·m

主轴 T3T3·η轴承

=209.79×0.98 =207.69N·m

运动和动力参数计算结果整理于下表：

表2－2 运动和动力参数计算轴名功率P (KW) 输入电动机轴 1 轴 7.43 7.28 49.24 48.26 1440 4.67 2 轴 6.91 6.77 214.07 209.79 308.35 主轴 6.84 6.71 211.93 207.69 308.35 1 0.99 0.93 输出 7.5 转矩 T（N·m）输入输出 49.74 转速 n (r/min) 1440 1 0.99 传动比效率

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3.减速器设计计算

3.1 齿轮设计

齿轮材料应具备下列条件：1）齿面具有足够的硬度，以获得较高的抗点蚀、抗磨粒磨损、抗胶合和抗塑性流动的能力；2）在变载荷和冲击载荷下有足够的弯曲疲劳强度；3）具有良好的加工和热处理工艺性；4）价格较低。

因此，采用合金钢、硬齿面齿轮是当前发展的趋势。采用硬齿面齿轮时，除应注意材料的力学性能外，还应适当减少齿数、增大模式，以保证轮齿具有足够的弯曲强度。

设计的该螺旋输送机的预期使用寿命10年，每年300个工作日，在使用期限内，工作时间占20%。

根据以上几点，我选择齿轮的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理，硬度56HRC~62HR平均取为60HRC。齿数比u=i=4.67计算步骤如下：（见文献[1]P233）

计算项目

齿面接触疲劳强度计算

1. 初步计算

转矩T1

齿宽系数ψd

解除疲劳极限σHlim

初步计算的许用接触应力[σH] Ad值

T1=49.24N·m

由图12－13,取ψd=0.5

由图12－17c

[σH1]≈0.9σHlim1

=0.9×1650

[σH2]≈0.9σHlim2

=0.9×1400

由表12－16,取Ad=85

[σH1]=1485Mpa [σH2]=1260Mpa

Ad=85

计算内容

T1=49240N·mm ψd=0.5

σHlim1=1650Mpa σHlim2=1400Mpa

式(12.15) 计算结果

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初步计算的小齿轮直径 d1

初步齿宽b

2. 校核计算

圆周速度ν 精度等级

齿数z和模数m

使用系数KA

动载系数KV

齿间载荷分配系数KH

3d1≥Ad

T1u+12 d[H]u3 =85×492404.67+10.5126024.67 =35.90 b=ψd d1 =0.5×40 =20

ν=πd1n1/(60×1000)

=π×40×1440/（60×1000） =3.01

由表12－6

初取齿数z1=10, z2= iz1=4.67×10=46.7 m= d1/z1=40/10=4 由表12－3，取m=4 则z1= d1/m =40/4=10 z2= iz1

=4.67×10 =46.7≈47

由表12－9

由表12－10，先求 14

取d1=40mm

b=20mm

ν=3.01m/s

选8级精度

m=4 z1=10 z2=47

KA=1.75

KV=1.18

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Ft2T1249240==2462N d140

kAFt1.752462215.43N/mm b20 ＞100 N/mm

齿向载荷分布系数KH

载荷系数K

弹性系数ZE

节点区域系数

=[1.88-3.2(z)]cosβ 1z2 =1.88-3.2(111047)cos0° =1.49

Z41.49=

433 =0.91 由此得

K1HZ21

0.9121.21

由表12-11

KB[10.6(bd)2](b)2HAC103b1d11.170.16[10.6(20)2](2040)240 0.6110320

KKAKvKHKH

=1.75×1.18×1.21×1.23 =3.07 由表12－12

由图12－16 15

式（12.6）

=1.49

式（12.10）

Z=0.91

KH=1.21

KH=1.23

K=3.07 ZE=189.8Mpa

ZH=2.5 徐州工程学院毕业设计（论文）

接触最小安全系数SHmin

总工作时间th

应力循环系数NL

接触寿命系数ZN

许用接触应力[σH] 验算

3.确定传动主要尺寸

由表12－14

th=10×300×8×0.2

由表12－15，估计107nN=NnTimL1v160ithii1Tmaxn8.7860nTi.thi1th

i1Tmaxth6011440480018.780.20.58.780.50.28.780.3原估计应力循环次数正确 NL2=NL1/I=8.34×107/4.67

由图12－18 [σH1]=

Hlim1ZN1S16500.981.05

Hmin（式12.11）

lim2ZN214001.13H2HSHmin1.05

σH=ZEZHZ2KTΕ

1d2b.u1u 1 =189.8×2.5×0.91×

23.07492404.671204024.67

计算结果表明，接触强度较为合适，齿轮尺寸无需调整 16

SHmin=1.05 th=4800h

NL1=8.34×107 NL2=1.79×107

ZN1=0.98 ZN2=1.13

[σH1]=1540MPa

[σH2]=1506.67MPa

式（12.8）

σH=1462.4MPa <[σH2]

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实际分度圆直径d

因为模数取标准值时，齿数已重新确定，但未圆整，故分度圆直径不会改变，即

中心距a 齿宽b

齿根弯曲疲劳强度验算

重合系数YΕ

齿间载荷分配系数KFa

齿向载荷分布系数KFΒ

载荷系数K

齿形系数YFa

应力修正系数YSa

弯曲疲劳极限σFlim

d1=mz1=4×10=40mm

d2=mz2=4×47=188mm

a= m(z1z2)4(1047)22

b=ψdd1=0.5×40=20mm

Y 0.75Ε=0.25+0.250.75 a1.49

由表12.10 KFa=11Y0.75 

bhb*c)m20(20.25)42.22 f(2ha由图12－14

K=KAKVKFaKFΒ

=1.75×1.18×1.33×1.18

由图12－21

由图12－22

由图12－23c 17

d1=40mm d2=188mm

a=114mm

取b1=30mm

b2=20mm

式（12.18）YΕ=0.75

KFa=1.33

KFΒ=1.18

K=3.24

YFa1=2.96 YFa2=2.35

YSa1=1.52 YSa2=1.7

σFlim1=750MPa σFlim2=600MPa

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弯曲最小安全系数SFmin

应力循环次数NL

弯曲寿命系数YN

尺寸系数YX

许用弯曲应力[σF] 验算

由图12－14

由表12－15，估计3×106nmNL1=Nv60nthi1thtTii1Thmaxn49.9160ntTit1h.hii1Tmaxth60114404800149.910.20.549.910.50.249.910.3原估计应力循环次数正确 NL2=NL1／I

=8.29×107

／4.67

由图12－24

由图12－25

[σF1]= Flim1YN1YX0.951S750Fmin1.25

[σF2]=

Flim2YN2YXS6000.981Fmin1.25

2KT2F1bdmYY23.2449240Fa1Fa1Y1204042.961.520.75σF2=σF1 YFa2YSa2Y336.462.351.72.961.5

Fa1YSa1

传动无严重过载。故不做静强度校核

SFmin=1.25

NL1=8.29×107

NL2=1.78×107

YN1=0.95 YN2=0.98

YX=1.0

[σF1]=570MPa

[σF2]=470.4MPa

σF1=336.46MPa <[σF1] σF2=298.76MPa <[σF2]

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表3－1 齿轮传动参数表

(单位㎜) 名称中心距传动比模数啮合角齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽符号 a i m α z d da df b 10 40 48 30 30 小齿轮大齿轮 114 4.67 4 20° 47 188 192 179 20 3.3 减速器结构设计

（1）机体结构

减速器机体是用以支持和固定轴系的零件,是保证传动零件的啮合精度,良好润滑及密封的重要零件,其重量约占减速器总重量的50%。因此,机体结构对减速器的工作性能,加工工艺,材料消耗,重量及成本等有很大的影响。

机体材料用灰铁(HT150或HT200)制造,机体的结构用剖分式机体。（2）铸铁减速器机体的结构尺寸见下表:

表3－2 铸铁减速器机体的结构尺寸

(单位mm) 名称机座壁厚机盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联接螺栓直径机盖和机座联接螺栓直径联接螺栓d2的间距轴承端盖螺钉直径符号 δ δ1 b b1 b2 df n d1 d2 l d3 减速器尺寸关系 0.025a+1≥8 0.02a+1≥8 1.5δ 1.5δ1 2.5δ 0.036a+12 a≤250时，n=4 0.75 df (0.5～0.6) df 150～200 (0.4～0.5) df 尺寸选择 8 9 12 13.5 20 16 4 12 8 175 7 19

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续表3－2 名称窥视孔盖螺钉直径定位销直径 d1 d2 d3至外机壁距离 d1 d2至凸缘边缘距离轴承旁凸台半径外机壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离轴承端盖凸缘厚度凸台高度轴承旁联接螺栓距离轴承端盖外径符号 d4 d c1 c2 R1 l1 Δ1 Δ2 t h s D2 减速器尺寸关系 (0.3～0.4) df (0.7～0.8) d2 见表4 见表4 c2 c1+c2+（8～12） >1.2δ >δ (1～1.2)d3 根据低速轴承外径确定尽量靠近轴承孔直径+（5～5.5）d3 尺寸选择 6 6 11 50 10 10 7 D2 D+40

表3－3 c值螺栓直径 C1min C2min 沉头座直径 M8 13 11 20 M10 16 14 24 M12 18 16 26 M16 22 20 32 M20 26 24 40 M24 34 28 48 M30 40 34 60 注：多级传动时，a取低速级中心距。

3.3 轴设计

小齿轮的轴设计为齿轮轴，轴的材料为20CrMnTi。小轴如下图：

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图3－1 小齿轮轴

大齿轮的轴如下图所示，轴的材料为40Cr。

图3－2 大齿轮的轴

（见文献[1]P316）

估算轴径d（选择轴的材料为40Cr,其抗拉强度σb=980MPa,屈服点强度 σs=785MPa）

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dA3

Pn6.91 308.35d28.76d1023根据设计准则，可得如下轴的结构草图 1. 计算齿轮受力

大齿轮直径齿轮受力：转矩圆周力径向力轴向力画小齿轮轴受力图 2. 计算支承反力

水平面反力垂直面反力

水平面受力图

d2=188mm

T2=21407N·mm

Ft 2T2d2217042277.34N 2188

Fr= Ft·tanα=2277.34×tan20°

=828.88N

因为直齿轮传动，所以Fa=0

见图b

FR1×75+Fr×33=0 FR1=－364.71N

方向向上为正，“－”号表示力方向向下Fr×42－FR2×75=0

FR2=464.15N

FR1×75－Ft×33=0

FR1=1002.04N

Ft×42－FR2×75=0

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见图c

垂直面受力图

见图e

图3－3 弯矩图

画轴弯矩图

水平弯矩图

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见图d Mxy

垂直弯矩图

见图f Mxz

合成弯矩图

见图g M=

＝Mxy2Mxz2 15317.82242085.682 3. 画轴转矩图

轴受转矩

4. 许用应力

许用应力值

应力校正系数

当量转矩当量弯矩

5. 校核轴径

齿根圆直径

＝44786.61 N·mm

T=T2=21407 N·mm

用插入法查表得：[σ0b]=140MPa

[σ-1b]=82.5MPa α=

[-1b]82.50b1400.59

αT=0.59×214070

=126150.06N·mm

在小齿轮中间截面处

MIV= M22T244786.612126150.062 =133864.40 N·mm

df2=d2－2(ha+c)mn =188－2(1+0.25)×4 =178mm

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轴径

MⅣ’133864.40dⅣ330.11b0.182.5

25.32df2 所以轴径检验合格

3.4 轴承的选型

小齿轮轴上的轴承选用一对GB/T276－6112的深沟球轴承。

大齿轮轴上轴承选用两对GB/T276－6308的深沟球轴承和一对GB301－8208的推力球轴承。

深沟球轴承结构简单。主要受径向载荷，也可承受一定的双向轴向载荷。高速装置中可代替推力轴承。摩擦系数小，极限转速高，价廉。应用范围最广。

推力球轴承只能受单向轴向载荷。回转时，因钢球离心力与保持架摩擦发热，故极限转速较低。套圈可分离。

大轴上深沟球轴承的选择计算：（见文献[1]P360）

由于刚开始轴承型号未定，C0r、e、X、Y值都无法确定，必须进行试算。以下采用预

选轴承的方法。(轴承预期使用寿命Lh=24000h)

预选6208与6308两种深沟球轴承方案进行计算，由手册查得轴承数据如下：

表3－4 轴承数据方案 1 2 轴承型号 6208 6308 Cr/N 29500 40800 C0r/N 18000 24000 D/mm 80 90 B/mm 18 23 N0/(r/min) 8000 7000 计算步骤与结果列于下表：

表3－5 计算步骤计算项目计算内容 6208轴承 Fa/C0r e Fa/Fr X、Y 冲击载荷系数fd 当量动载荷P Fa/C0r=0/ C0r 查表18-7 Fa/Fr=0 查表18-7 查表18-8 P=fd(XFr+YFa) 式(18.5) =1.2(1×828.88+0) 25

计算结果 6308轴承 0 -- Fa/Fr≤e X=1,Y=0 1.2 994.66N 0 -- Fa/Fr≤e X=1,Y=0 1.2 994.66N 徐州工程学院毕业设计（论文）

续表3－5

计算项目计算额定动载荷Cr 3计算内容计算结果 6208轴承 7578.78N 6308轴承 7578.78N Lh'nCr'P16670P324000308.3516670查手册式(18.8) 基本额定动载荷Cr 29500>Cr 40800>Cr 结论:选用6208和6308深沟球轴承都可以满足轴承寿命的要求。

故轴承的选择只要根据轴的直径来选择就可以。

3.5 键的选型

（1）小齿轮轴与电动机的联接，选平键。键的校核：

已知轴直径d=42mm，键的尺寸为b×h×l=12×8×63mm,传递的扭转力偶矩Me=49.74N.m,键的许用应力[τ]=100Mpa,许用压强[σbs]=35Mpa.

首先校核见的剪切强度。将平键沿n-n截面分成两部分，并把n-n以下部分和轴作为一个整体来考虑。因为假设在n-n截面上切应力均匀分布，故n-n截面上的剪力Fs为：

Fs=Aτ=blτ 式(3.1) 对轴心取矩，由平衡方程M00,得 Fs故有

ddblMe 式(3.2) 222Me2(49.74Nm)3.13106pa3.13Mpa[] 93bld12634210m

图3－4 键受力图

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可见平键满足剪切强度条件。

其次校核键的挤压强度。考虑键在n-n截面以上的部分的平衡，在n-n截面上的剪力Fs= blτ，右侧面上的挤压力为

F=Abshlbs 式(3.3) bs2投影于水平方向，由平衡方程得

h Fs=F 或 bl=lbs 式(3.4)

2由此求得

2b2(12103m)(3.13106pa)bs9.39106pa9.87Mpa[bs] 3h810m故平键也满足挤压强度要求。

（2）大齿轮轴与大齿轮的联接，选平键。键的校核：

已知轴直径d=40mm，键的尺寸为b×h×l=12×8×28mm,传递的扭转力偶矩Me=214.07N.m,键的许用应力[τ]=100Mpa,许用压强[σbs]=100Mpa.（与键有相对滑动的键槽经表面硬化处理，[σbs]可提高2~3倍。）

Fs=Aτ=blτ

图3－5键受力图

对轴心取矩，由平衡方程M00,得

ddFsblMe

2227

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故有

2Me2(214.07Nm)31.86106pa31.86Mpa[] 93bld12284010m可见平键满足剪切强度条件。

其次校核键的挤压强度。考虑键在n-n截面以上的部分的平衡，在n-n截面上的剪力Fs= blτ，右侧面上的挤压力为

F=Abshlbs bs2投影于水平方向，由平衡方程得

h Fs=F 或 bl=lbs

2由此求得

2b2(12103m)(31.86106pa)bs95.58106pa95.58Mpa[bs] 3h810m故平键也满足挤压强度要求。

（3）大齿轮轴与螺旋输送机的联接，用花键。

花键联接的类型和尺寸通常根据被联接件的结构特点、使用要求和工作条件选择。为避免键齿工作表面压溃（静联接）或过度磨损（动联接），应进行必要的强度校核计算，计算公式如下：

静联接：p动联接：P2T≤[p] 式(3.5)

zhldm2T≤[P] 式(3.6)

zhldm式中：T――传递转矩（N.mm）；

ψ――各齿间载荷不均匀系数，一般取ψ=0.7~0.8，齿数多时取偏小值； Z――花键的齿数； l――齿的工作长度（mm）；

m,d30h――键齿工作高度（mm）；渐开线形花键h 0.8m,d45dm――平均直径（mm），dm=d.

该花键的许用应力[σp]=120Mpa,许用压强[P]=10Mpa.T=211.93N.mm,取ψ=0.8,Z=19,l=60mm,h=2mm,dm=38mm.

静联接时：

p2T2(211.93Nmm)==6.12106pa=6.12Mpa≤[p] 9zhldm0.8192603810可见花键满足剪切强度的要求。

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动联接时：

P2T2(211.93Nmm)==6.12106pa=6.12Mpa≤[P] 9zhldm0.8192603810故花键也满足挤压强度的要求。

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4.螺旋输送机机体的设计

4.1 机体主要部件的介绍

水平螺旋输送机如图4.1所示，其构造包括有半圆形的料槽2和在其内安置的装在轴承3上的、带螺旋叶片的转动轴1。螺旋借助于驱动装置而转动，物料通过装载漏斗6装入料槽内，而在卸料孔8或9处进行卸料。若需要在线路中间处卸料时，则在卸料口处装设能关闭的闸门。

图4－1水平螺旋输送机

1---转轴；2---料槽；3---轴承；4---末端轴承；5---首端轴承；6---装载漏斗； 7---中间装载口； 8---中间卸载口；9---末端卸载口；10---驱动装置

螺旋轴的叶片大部分都由厚4~8mm的薄钢板冲压而成，然后焊接到轴上，并在相互间加以焊接，其厚度的选取，可参考表4－1。对输送磨损性大和粘性大的物料，螺旋面用扁钢轧成或用铸铁铸成。

螺旋的叶片一般那是做成标准形式的，即螺旋面的母线是一垂直于螺旋轴线的直线。从图4-2可看出，当螺距h一定时，由于螺旋外径D远大于其内径d，因而在同一螺旋面上各点的螺旋角显然是不同的。因为

tanttanlh Dh dD>d 所以tl

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表4－1 螺旋面厚度δ 输送物料谷物煤、建筑材料、矿石等 D=200~300mm D=500~600mm δ(mm) 2~4 4~5 7~8

图4－2 全叶式螺旋叶片展开图

全叶式叶片下料钢板圆周的大小，可用如下方法确定。

L(D)2h2 （m）

l(d)2h2 （m）

由于螺旋线L和l在平面上是圆心角相同的两条同心圆弧，若此两圆弧的直径为DL和dl,则

DLL 式(4.1) dll由于DL=2b+dl,代人式(4.1)则有：

l(2bdl)dlL2blldldlL2bldl(Ll)dl2blLl

根据DL和dl的大小，可以对钢板圆周进行下料，然后再根据圆心角α切开，冲压或单个的叶片，α的大小为：

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DLL360 式(4.2) DL输送机的螺旋可以是右旋(普通的形式)或左旋的，单线、双线或三线的。实际上一般都是做成单线的，很少用双线和三线，后者只在卸车机中采用。根据披运物料的种类，螺旋选用下列结构的一种：当输送流动性好的干燥小颗粒物料或粉状物料时，宜于采用全叶式叶片的螺旋(图4－3a)，当输送块状的或粘滞性的物料时，宜用带式螺旋(图4－3b)，当输送有压缩性的物料时，则用叶片式的(图4－3c)或齿形(图4－3d)螺旋。

图4－3螺旋叶片形状

a全叶式；b带式；c叶片式；d齿形

螺旋轴可以是实心的或管形的，管形轴在强度相同情况下的重量要小得多，并且相互间的连接更为方便。

图4－4管形螺旋轴各节段的联接

1---管形轴；2---螺旋面；3---衬套；4---圆轴；5---螺钉

为了便于制造和装配，有螺旋面的轴1是由2~4m的各个节段装配而成。在采用管形轴的情况下，各个节段是利用由穿透螺钉5所固定的插入衬套3和圆轴节段4连接起来(图4－4)，这些圆轴也被用作中间轴承和末端轴承的颈部。各个节段的这种连接方式的优点是结构简单而紧凑。但是，它的缺点是更换个别节段时的拆卸和安装工作比较复杂。

在决定联接轴及螺旋轴或管的类型及尺寸时，主要考虑的是所选用的轴能否经受住传

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递包括超载在内的所需功率。在正常情况下冷轧钢的轴是可以满足的；由于扭矩的原因可用高强度的轴；当输送有腐蚀性或污染的物料时也可采用不锈钢轴。输送机采用无润滑的铁制悬挂轴承时要用淬火的联接轴。而表面淬火的悬挂轴承要求配用表面淬火的轴。在螺旋输送机的设计中常常要求在其头部及尾部设置轴的防尘密封。密封压差及槽体端部密封用来防止槽体里的灰尘或粉尘进入轴承和防止水分沿轴进入槽内。

螺旋槽体端部的密封座由灰口铁制或。设置在巴氏合金、滚珠轴承或青钢轴瓦与槽体端板之间。密封盖由灰口铁制或的对开法兰沿着转动的钢轴压入填充物。为使漏入的灰尘减到最少，列出以下备种不同的设计方法：

设置的轴封远离固体物料的进、出料口，可大大简化轴的密封，以防止因物料的休止角而使物料压在密封上。

应用充气填料箱式的密封装置，清洁的气体送入箱壳内通过密封能有效地防止从输送机飞离的灰尘进入轴承。

在螺旋输送机的尾端(非传动端)采用槽体端部盲板支承内悬挂轴承(如果可以装这种内悬挂轴承的话)，就可以完全不用轴封。

由于外悬臂传动荷载使传动轴弯曲这使轴的密封问题更为困难。有两种方法可将轴的弯曲限制到最小；其一是在传动端采用的双轴承；其二是采用套轴式的齿轮减速箱(无输出轴减速器)。

图4－5采用滚动轴承的中间轴承

水平螺旋输送机除在两端装有轴承外，一般还需要安装中间轴承。中间轴承从上部悬置在横向板条上，板条则固定在料槽的凸绦或它的加固角钢上。因此，这种轴承也称为悬置轴承。由于螺旋叶片在悬置轴承处应该间断，所以轴承沿轴线方向的厚度应尽可能地加以限制，以保证前后两螺旋叶片的间断尽可能小，否则螺旋中断距离增加。通常，采用青

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铜、减摩铸铁、巴氏合金或其他减摩材料制成的滑动轴承，为了减小阻力，也可以采用滚动轴承——球面双列滚珠轴承(图4－5)，滚珠轴承采用可靠的密封装置，以防止输送物料时微小颗粒的落入。同时，密封装置不应使轴承体的直径和长度增加很大。在各种情况下，轴承都是用固定在料槽盖上方的管子内的油杯以润滑脂进行润滑。

几种典型的铸造及焊接结构的中间轴承如图4－6所示。

图4－6几种典型的中间轴承

当输送磨损性较大的物料时，接近中间轴承前的螺旋面承受的推力较大。所以，最好将该部分的螺旋面加厚。

中间轴承的间距是受螺旋轴的垂度限制的，为了避免轴过分的弯曲，在螺旋直径D＝ 200~300mm时，取其间距l＝2~2.5m；当螺旋直径D较大时，则取l＝2.5~3m，甚至可取4m。

首端轴承是位于物料运移前方的一端，且为止推式(图4－7)，以承受物料运动阻力所产生的轴向力。在这种情况下，螺旋轴的全部长度上都受到拉伸作用，因此，它的工作条件要比轴向压缩的情况有利。

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图4－7首端止推轴承

螺旋输送机悬挂轴承用的典型轴瓦材料有：软金属、青铜及巴氏合金等，硬质合金及硬铁；耐磨材料；木材，实体的或层压的塑料。

对用于有磨琢性的物料常常采用硬铁轴瓦，一般都是采用布氏硬度超过400的铸造白口铁。淬火的钢制联接轴一般常采用冷加工，低碳钢的轴要渗碳及热处理达到洛氏硬度50~60。

为解决磨损的问题，可采用各种热处理合金，也可以通过气焊或电弧焊在零件表面堆焊硬质合金。已经获得专利的硬质合金对开式轴瓦也用于在轴承面沿轴堆焊。这种在软质基体上加上一层硬质碳化物及硼化物的材料结构可以得到很好的金届对金属耐磨损性能。

螺旋输送机螺旋槽体的主要类型列于图4－8中。大部分截面为“U”形的钢制槽体，长度为3000或3660mm。根据使用要求可以提供各种尺寸、厚度的螺旋槽体，可用平法兰或角铁法兰联接。法兰联接不但可以防尘而且更为经济，因此尽可能制成带有兰的槽体。一般，螺旋槽体均有顶盖。必要时顶盖可制成防尘型。顶盖是由薄钢板制成，可以用螺栓连接也可以用弹簧卡子紧夹在螺旋槽体上。下面介绍螺旋槽体的主要类型，见图4－8。

角钢法兰的“U”形螺旋槽体角钢法兰的U形螺旋槽体是最常用的。顶部法兰是用重型结构角钢制作并与螺旋槽体的上部边棱平焊而成。端面法兰用靠模焊接并保证与相邻的槽体端面对准。

折边法兰的“U”形螺旋槽体顶部法兰是由同一块钢板折边加工而成的槽体。这样制成的槽体重量轻而坚固。端面法兰用靠模焊接并保证与相邻的槽体端面对准。

双折边法兰的“U”形螺旋槽体顶部法兰是由同一块钢板经双折边加工而成的槽体。这大大增加了槽体的强度与刚度。当与带法兰的顶盖连接时并加以适当的衬垫材料，可做到有效的防尘密封。

槽钢“U”形螺旋槽体槽钢“U”形螺旋槽体适用于输送机支承间距要求长的场合。槽体的上边由结构槽钢制成，可用螺栓或弹簧卡子与下部半圆形截面的槽体连在一起。

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活动底的“U”形螺旋槽体这种类型的螺旋槽体适用于要求快速、方便地接触到输送机内部的场合。活动底的U形螺旋槽体由上部刚性的槽钢与下部半圆形截面槽上体所构成，半圆形截面槽体的一边为铰接面，另一边则采用弹簧卡子夹紧或其他形式能快速打开的连接装置。

折边法兰加宽的螺旋槽体这种类型槽体主要用于粘滞的或轻度粘稠的物料，常与带式输送机一起应用。顶部的法兰是由和槽体同一块钢板折边加工而成。端面法兰用靠模焊接并保证与相邻的槽体端面对准。

标准管状槽体管状槽体可以防尘、防雨水、刚度大并可使整个截面内均充满物抖。标准管状槽体是用钢板卷成并在接给处连续焊接。

折边法兰对开管状槽体这种形式的槽体类似于角铁法兰槽体，但法兰是由半圆形槽体的同一块钢板桥边加工制成，两个半圆形槽体用螺栓连在一起就构成了一个完整的刚性的、重量轻的管状槽体。

矩形槽体矩形槽体适合于磨琢性强的物料。允许物料滞留在榴底，这样可以防止物料和槽底的直接摩擦。

带有夹套的槽体这种形式的槽体由加工好的夹套连续地焊接在普通结构的槽体上，其上焊有换热介质的进出口管。这种槽体广泛用于加热、冷却成干燥物料。夹套中的隔板使循环水较好地分配面强化热交换效果。

图4－8 螺旋输送机螺旋槽体的形式

(a)角钢法兰的U形螺旋槽体； (b)折边法兰的U形螺旋槽体； (c)双折边法兰的U形螺旋槽体； (d)槽钢U形螺旋槽体；

(e)活动底的U形螺旋槽体； (f)折边法兰加宽的螺旋槽体； (g)标准管状槽体； (h)折边法兰对开管状槽体； (i)矩形槽体； (j)带有夹套的槽体。

料槽圆柱形的轮廓内径制成稍大于螺旋的直径，用以形成二者的间隙，间隙值一般取为7~10mm，此数值随着螺旋直径的增大而增大，螺旋和料槽制造得愈精确，装配得愈淮确，间隙可以愈小，从而尽量减小物料的磨碎及功率的消耗。

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料槽的可拆式盖子是由各个节段组成，并用螺钉式卡于加以固定，在很多情形中，实际上都必须具有严密封闭的料槽，为此，将其盖子放置在橡皮衬垫上，或者制成为具有向下突出的边缘，这个边缘镶入料槽构架上的充有细砂的纵向沟槽内。

水平螺旋输送机的进料口开在机槽的盖上，常做成方孔，以便安装料斗或料仓，卸料口开在机槽底部，有时沿长度方向开数个孔，以便在中间卸科。卸料口也开成方孔，便于安装平板闸门。进料与卸材的四种组合形式见图4－9。

图4－9进、卸料形式

螺旋输送机输送物料时，螺旋在一定的转数之前，对物料颗粒运动的影响并不显著。但是，当超过一定的转数时，物料颗粒便开始产生垂直于输送方向沿径向的跳跃，不仅扰动飞扬，而且冲撞剧烈，磨损增加。若转速太低则运输量不大。因此，螺旋转速根据输送量和物料的特性而定，应在保证一定输送量的条件下，不使物料受太大的力而被抛起，以致降低输送效率，所以实际转速与最大转速之间有一定的关系，即：

2Rg 式(4.3) s2R≤max即： 2Rns≤gR 2Rns=kgR 螺旋输送机的最大输送能力见表4－2 ns式中：Akg2RA(r/min) 式(4.4) Dg2k----常数，称为无聊综合特性系数。见图4－4。

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D----螺旋外径（m）

表4－2 螺旋输送机的最大输送能力螺旋直径煤粉螺旋最大转速（r/min）最大输送能力（t/h） 150 200 250 300 400 500 600 190 150 150 120 120 90 90 4.5 8.5 16.5 23.3 54 79 139 90 75 75 60 60 60 45 水泥螺旋最大转速（r/min）最大输送能力（t/h） 4.1 7.9 15.6 21.2 51.0 84.8 134.2 90 75 75 60 60 60 45 水泥生料螺旋最大转速（r/min）最大输送能力（t/h） 3.6 7.0 13.8 18.7 45.0 74.5 118 注：表列螺旋输送机的转数和输送能力均为最大值，选型时应通过计算确定转数和实际输送能力。

求得的螺旋轴转速，应圆整为表4－3所列的螺旋轴标准转速。

表4－3 螺旋输送机螺旋轴转速系列(r/min) 20 30 35 45 60 75 90 120 150 190 螺旋直径的确定：

因为：Q=47 k1AψcρD2.5 9 （t/h）式(4.5) 所以：D2.51Q 式(4.6) 47k1Ac1 47k1A令： K2.5 DK2.5

式中，K值见表4－4。

Q (m) 式(4.7) 4c徐州工程学院毕业设计（论文）

表4－4 ψ、K、A值物料块度物料的磨磋性物料种类填充系数ψ 推荐的螺旋叶片形状粉状无磨磋性、半磨磋性粉状磨磋性干炉灰、水泥、石膏粉粒状无磨磋性、半磨磋性粒状磨磋性砂、型砂、炉渣小块状 α＜60mm 小块状 α＜60mm 中等及大块度 α＞60mm 中等及大块度 α＞60mm 无磨磋性、半磨磋性磨磋性干粘土、硫矿石、焦炭 0.125~0.20 块煤、块石灰 0.20~0.25 无磨磋性、半磨磋性磨磋性卵石、砂岩、炉渣 0.20~0.25 全叶式或带式全叶式或带式全叶式或带式 0.0795 15 0.0600 30 0.0645 25 煤、石灰石 0.25~0.30 全叶式 0.0537 40 0.25~0.30 全叶式 0.0600 30 谷物、泥煤 0.25~0.35 全叶式 0.0490 50 0.25~0.30 全叶式 0.0565 35 石灰粉、石墨 0.35~0.40 全叶式 0.0415 75 K A 如果物料的块度较大，螺旋直径还应按物料的计算块度进行校核：对于筛分过的物料：D≥(4~6)d，d为最大颗粒尺寸。对于未筛分过的物料：D≥(8~12)d。

需要选择较大的螺旋直径时，可在输送量不变的情况下，选取较低的螺旋转速，以延长使用寿命。

螺旋输送机螺旋直径应根据下列的标维系列进行圆整： D＝150；200；250；300；400；500；600 [mm]。

圆整以后，填允系数ψ可能不同于原先从表4－5所选的数值，故应进行验算，即

Q  式(4.8) 347ck1Dn如验算出的ψ值仍在表4－5所推荐的范围内，则表示圆整得合适。验算所得的ψ值允许略低于表4－5所列数值的下限，但不得高于表列数值的上限。

4.2机体主要部件的选择计算

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根据连续输送机生产率的公式；

Q3600F [t/h] 式(4.9) 式中：F——被输送物料层的横断面积[m2]； ρ——被输送物料的堆积密度[kg/m3]； ν——被输送物材的轴向输送速度[m/s]。

料层横断面面为：

Fc式中：D——螺旋直径[m]；

ψ——充填系数，其值与物材的特性有关，见下表中的ψ、K及A的值； c——倾斜修正系数，见表4－5。

在料槽中，物料的充填系数影响输送过程和能量的消耗。当充填系数较小(即ψ=5%)时，物料堆积的高度低矮且大部分物料靠近槽壁并且具有较低的圆周速度，运动的滑移面几乎平行于输送方向(图4－10a)。物料颗粒沿轴向的运动要较圆周方向显著得多。所以，这时垂直于输送方向的附加物料流不严重，单位能量消耗也较小。但是，当充填系数提高(即ψ=13%或40%)时，则物料运动的滑移面将变陡(图4－10b、c)。此时，在圆周方向的运动将比输送方向的运动强，导致输送速度的降低和附加能量的消耗。因而，对于水平螺旋输送机来说，物料的充填系数并非越大越好，相反取小值有利，一般取ψ＜50%。各种微粒物料的充填系数ψ值可参考表4－4。

物料的轴向输送速度ν按下式计算： 式中：h---螺旋节距[m]；

ns---螺旋转速[r/min]；螺距h通常为：

h1=k1D [m] 式(4.12)

式中：k1---螺旋节距与螺旋直径的比值，与物料性质有关，通常取k1=0.7~1，对于摩擦系数大的物料，取小值（k1=0.7~0.8）；对于流动性较好，易流散的物料，可取k1=1。

表4－5螺旋输送机倾斜修正系数c 倾斜角β c 0° 1.00 ≤5° 0.90 ≤10° 0.80 ≤15° 0.70 ≤20° 0.65 D24 [m2] 式(4.10)

hns [m/s] 式(4.11) 6040

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图4－10不同充填系数时物料层堆积情况及其滑移面

将上式结合起来，则有：

Q=47ψck1D3nsρ [t/h] 式(4.13)

Q即：47ck1D3ns 式(4.14)

（1）螺旋直径

设计的水泥螺旋输送机的

Q=30m3/h,取ψ=0.25,取k1=0.8,c=1,ns=308.35r/min. 代入式(4.14)得：30=47×0.25×1×0.8×D3×308.35

求得：D=205.11~227.86mm，

因为螺旋输送机的螺旋直径应根据下列的标注系列进行圆整：

D=150；200；250；300；400；500；600[mm]

取D=200mm

所以螺旋直径为200mm。

（2）螺距

h1=D h1=200mm

所以螺距为200mm。

（3）轴径

d=(0.2~0.35)D 取 d=0.35D

=0.35×200 =70mm

所以轴径为70mm。

（4）进料口、出料口

螺旋机进料口、出料口同用户现场开设，一般应从尾部进料，头部出料，但也可以从头部进料尾部出料，如需要中部进料，头部、尾部出料，或头部进料，中间出料，则为非标准制法，须由用户提供简图。

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① 进料口

进料口是用以连接螺旋机和进料漏斗的部件，其由盖寸口夹紧在机盖上，也可用焊接的方法与机盖相联，装置进料口时应在所装的机盖上按进料口内孔开尺寸。

LS型螺旋输送机进料口的外形与安装尺寸表见表4－6

表4－6 进料口的外形与安装尺寸螺旋机型号 LS100 LS160 LS200 LS250 LS315 LS400 LS500 LS630 LS800 LS1000 LS1250 A 100 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 B 180 250 300 350 415 500 600 750 920 1120 1370 外型及安装尺寸 mm C 146 210 256 306 370 456 558 696 868 1070 1314 D 100 100 100 100 160 160 160 200 200 200 200 d 12 12 14 14 14 14 14 14 18 18 18 n 4 8 8 8 8 12 12 16 16 20 24

② 出料口

出料口由钢板及扁钢焊接而成,使用时将出料口焊在机壳上,其法兰石与溜槽法兰相连接,出料口的机壳应按出料口的内孔尺寸开孔。

LS型螺旋输送机出料口的外形与安装见表4－7

表4－7 出料口的外形与安装螺旋机型号 LS100 LS160 LS200 LS250 LS315 A 100 160 200 250 315 B 180 250 300 350 415 外形及安装尺寸mm C 146 210 256 306 370 D 112 150 180 224 250 H 10 14 14 14 14 d 12 12 14 14 14

N 4 8 8 8 8 42

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续表4－7 螺旋机型号 LS400 LS500 LS630 LS800 LS1000 LS1250

A 400 500 630 800 1000 1250 B 500 600 750 920 1120 1370 外形及安装尺寸mm C 456 558 696 868 1070 1314 D 280 340 420 520 630 760 H 16.5 20 20 20 25 25 d 14 14 14 18 18 18 N 12 12 16 16 20 24 ③ 出料口横截面的计算

因为输送量为30m3/h；

hn0.16308.35轴向输送速度为ν=s0.82m/s

6060所以截面积为s=

30(m3/h)30(m3/h)0.01m2 0.823600(m/h)因此进、出料口的横截面要大于0.01m2。（5）叶片形式

根据4.1.1中螺旋输送机机体主要部件的介绍和表4－2，选择全叶式的螺旋叶片。（6）中间悬挂轴承

根据4.1.1中螺旋输送机机体主要部件的介绍，选图4－6a的那种。细长的骨架，紧凑的轴承，可以在最小的流动阻力下得到最大的输送量。

为解决各种磨损的问题，可采用各种热处理合金，也可以通过气焊和电弧焊在零件表面堆焊硬质合金，这种在软质基体上加一层硬质碳化物及硼化物的材料可以得到很好的金属对金属耐磨损性能。

（7）槽体

根据4.1.1中螺旋输送机机体主要部件的介绍，选用标准管状槽体。

管状槽体可以防尘、防雨水，刚度大，并可使整个截面内均充满物料。标准管状槽体是用钢板卷成，并在接缝处连续焊接。

（8）螺旋轴

根据4.1.1中螺旋输送机机体主要部件的介绍，选用管状螺旋轴。（9）机体配套尺寸配套尺寸见表4－8

徐州工程学院毕业设计（论文）表4－8 机体配套尺寸（单位mm）头节标准节螺旋输送机长度螺旋长度机壳长度 3000 2910 3200 3000 2910 3000 1500 1410 1500 中间节选用节 2000 1910 2000 2000 2500 2410 2500 2500 3000 2500 2800 3140 尾节地脚螺栓孔距 2980 3000 1500

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5.螺旋输送机机体的安装条件、使用及维护

5.1螺旋输送机机体的安装条件

螺旋机安装的正确性是以后使用情况良好的先决条件之一，其在使用地点的安装必须妥善地进行，并满足技术条件的要求。

1．螺旋机安装基础至少应在螺旋机正式安装以前20天浇灌完成,该基础应能可靠地支承输送机并保证不同地基过小而发生螺旋机下沉和额外的变化,保证螺旋机在运转时具有足够稳定性。

2．螺旋机在安装以前必须将那些在运输中或卸箱时粘上的尘垢的机件加以清洗。 3．相邻机壳法兰石应连接平整、密合，机壳内表面接头处错位偏差不超过2mm。 4．机壳法兰间允许垫石棉调整机壳和螺旋长度的积累误差。

5．螺旋体外径与机壳间的间隙应符合表5－1规定，最小间隙不得少于表中规定数值的60%，需要大间隙，按用户要求制作。

表5－1 螺旋体外经与机壳间的间隙应单位（mm）螺旋公称直径D 间隙 100 6 160 250 10 315 400 500 630 15 800 1000 1250 12.5 20 6．螺旋机各中间悬吊轴承应可靠地固定在机壳吊耳上,与相邻螺旋联连后螺旋转动均匀,没有被卡住现象，安装时可在吊轴承底座与机壳吊耳间加调整垫片以保证各吊轴承同轴安装后螺旋体轴线的同轴度应符合5－2规定。

表5－2 螺旋体轴线的同轴度螺旋机长度(cm) 同轴度(mm) 3~15 φ3.0 >15~30 φ4.0 >30~50 φ5.0 >50~70 φ5.0 7. 螺旋机主轴与减速电器的同轴度应符合GB1184-80《形状和位置工差,未注公差的规定》附表4中10级的规定。

8. 螺旋机的各底座在机壳装妥后，均应使之着实后再拧紧地脚螺钉。 9. 所有联结螺钉均应拧紧至可靠的程度。

10．进出料口现场安装应使进出料口的法兰支承面与螺旋机的本体轴线平行，与相连接的法兰应紧密贴合，不得有间隙。

11．螺旋机装妥后应检查各存油处是否有足够润滑油，不够则加足之，其后进行无负载试车；在连续进行4小时以上试运转后，检查螺旋机装配的正确性，发现不符合下列条件的应即停车，处理后再运转，直至处于良好运行状态为止。

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(1) 螺旋机运转应平稳可靠，紧固件无松动现象。 (2) 运转2小时后轴承温度≤30℃，润滑密封良好。

(3) 减速器无渗油，无异常声，电器设备、联轴器安全可靠。 (4) 空载运行功率≤额定功率30%。

12．机械密封出现故障的机会较多，比例较大，常见的损坏形式可分为腐蚀损坏、热损坏和机械损坏三种，由于机械密封特殊的结构形式和千差万别的工作环境，其腐蚀形态也存在多样性的特点。

(1) 金属环腐蚀

a表面均匀腐蚀如果金属环表面接触腐蚀介质，而金属本身又不耐腐蚀，就会产生表面腐蚀，其现象是泄漏、早期磨损、破坏、发声等。金属表面均匀腐蚀有成膜和无膜两种形态，无膜的金属腐蚀很危险，腐蚀过程以一定的速度进行，这主要是选材错误造成的。成膜的腐蚀，其钝化膜通常具有保护作用的特性，但金属密封环所用材料，如不锈钢、钴、铬合金等其表面的钝化膜在端面摩擦中破坏，在缺氧条件下新膜很难生成，使电偶腐蚀加剧。

b应力腐蚀破裂金属在腐蚀和拉应力的同时作用下，首先在薄弱区产生裂缝，进而向纵深发展，产生破裂，称为应力腐蚀破裂。选用堆焊硬质合金及铸铁、碳化钨、碳化钛等密封环，容易出现应力腐蚀破裂。密封环裂纹一般是径向发散型的，可以是一条或多条。这些裂缝沟通了整个密封端面，加速了端面的磨损，使泄漏量增加。

根据断裂力学的观念，材料内部原始裂纹尖端的应力场强因子K1=yσ1a(y—系数)。在开始时由于应力σ1小于临界应力σc， a小于临界裂纹ac，所以腐蚀作用时，由于原始裂纹a的腐蚀扩展，导致K1的增大。当经过一段时间后a=ac及K1=K1c时，断裂就发生了，只有当原始裂纹a足够小，以致于K1＜K1c(应力腐蚀破裂)时，材料不会发生应力腐蚀破裂。①应力的存在。如果堆焊或加工中，残余应力、旋转离心力、摩擦热应力，引起金属环应力σ1大于σ2c，应力破坏就很难避免。②材料。金属密封环材料强度、硬度指标越高，K1c越低，材料内气孔、夹渣、裂纹越多越长，越易发生应力腐蚀破裂。一般K1(应力腐蚀破裂)=(1/2-1/5)K1c，且随材料强度级别的提高，K1(应力腐蚀破裂)/K1c的比值下降。③磨损。构件表面越光，应力腐蚀破裂敏感性越低。端面磨损使金属表面钝化膜破坏，光洁度降低，促使应力腐蚀破裂的发生。④介质。应力腐蚀破裂，只发生于一些特定的“材料—环境”体系。例如“奥氏体不锈钢—cl”、“碳钢—NO3”。⑤温度。温度越高，氢扩散越快，应力腐蚀破裂加快。密封环端面剧烈摩擦，如果端面比压过大，表面光洁度低，冷却不够，表面润滑不好，摩擦热则加速应力腐蚀破裂的进行。

(2) 非金属环腐蚀

a石墨环的腐蚀用树脂浸渍的不透性石墨环，它的腐蚀有三个原因：一是当端面过热，温度＞180℃时，浸渍的树脂要析离石墨环，使环耐磨性下降；二是浸渍的树脂若选择不当，就会在介质中发生化学变化，也使耐磨性下降；三是树脂浸渍深度不够，当磨去浸渍

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层后，耐磨性下降。所以密封冷却系统的建立，选择耐蚀的浸渍树脂，采用高压浸渍，增加浸渍深度是非常必要的。

b石墨环的氧化在氧化性的介质中，端面在干摩擦或冷却不良时，产生350-400℃的温度能使石墨环与氧发生反应，产生CO2气体，可使端面变粗糙，甚至破裂。非金属环在化学介质和应力的同时作用下，也会破裂。

c聚四氟乙烯(F4)密封环的腐蚀 F4填充如玻璃纤维、石墨粉、金属粉等以提高其耐温性、耐磨性。填充F4环的腐蚀主要是指填充物的选择性腐蚀、溶出或变质破坏。例如在氢氟酸中，玻璃纤维分子热腐蚀，所以填充何物应视具体情况而定。

(3) 辅助密封圈及其接触部位的腐蚀

a辅助密封圈的腐蚀橡胶种类不同，其耐蚀性亦不同。由于橡胶的腐蚀、老化，其失效的橡胶遭腐蚀后表面变粗糙且失去弹性，容易断裂。橡胶耐油性因品种而异，不耐油的橡胶易胀大、摩擦力增大，浮动性不好，使密封失效。橡胶与F4耐温性差，硅橡胶耐温性最好，可在200℃使用。

b与辅助密封圈接触部位的腐蚀机械密封动环、轴套、静环、静环座，与橡胶或F4辅助密封圈接触处没有大的相对运动，该处液相对静止易形成死角，给与之接触的金属轴套、动环、静环座及密封体等造成了特种腐蚀，主要有缝隙腐蚀、摩振腐蚀、接触腐蚀，三种腐蚀同时存在，交替进行，所以腐蚀面较宽、较深。观察其表面深度在1~1.5倍密封圈直径，蚀度不小于0.01mm时，密封泄漏就严重了。

5.2螺旋输送机机体的使用及维护

螺旋输送机是用来输送粉状、粒状、小块状物料的一般用途的输送设备，各种轴承均处于灰尘中工作，因此在这样工况条件下的螺旋机的合理操作与保养就具有更大的意义，螺旋机的操作和保养主要要求如下：

1．螺旋机应无负载起动，即在机壳内没有物料时起动，起动后方能向螺旋机给料。 2．螺旋机初始给料时，应逐步增加给料速度至达到额定输送能力，给料应均匀，否则容易造成输送物料的积塞，驱动装置的过载，使整台机器早日损坏。

3．为了保证螺旋机无负载起动的要求，输送机在停车前应停止加料，等机壳内物料完全输尽后方可停止运转。

4．被输送物料内不得混入坚硬的大块物料，避免螺旋卡死而造成螺旋机的损坏。 5．在使用中经常检视螺旋机各部位的工作状态，注意各紧固机件是否松动，如果发现机件松动，则应立即拧紧螺钉，使之重新紧固。

6．应当特别注意螺旋管与联接轴间的螺钉是否松动，如发现此现象应立即停止，矫正之。

7．螺旋机的机盖在机器运转时不应取下，以免发生事故。

8．螺旋机运转中发生不正常现象均应加以检查，并消除之，不得强行运转。

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9．螺旋机各运动机件应经常加润滑油。 (1)驱动装置的减速器应按其说明书要求润滑。

(2)螺旋机两端轴承箱内用锂基润滑脂，每半月注入一次约5克。

(3)螺旋机吊轴承，选用M1类别，其中80000型轴承浸在融化了润滑脂中，与润滑脂一道冷却，重新装好后使用；如尼龙密封圈损坏应及时更换，使用一年，用以上方法再保养一次，可获良好效果。

(4)螺旋机吊轴承，选用M2类别，每班加注润滑脂，每个吊轴承瓦注脂约5克，高温物料应使用ZN2钠基润滑脂《GB492-77》，采用自润滑轴瓦，也应加入少量润滑脂。

10．提高螺旋叶片耐磨性的措施

螺旋输送器的寿命取决于螺旋叶片的耐磨性．螺旋叶片磨损最严重的地方是它的顶部．磨损主要是磨粒磨损、氧化磨损和热磨损．提高螺旋叶片的耐磨性,可采取下列措施：

(1)表层强化处理．表层强化并不仅仅提高表层硬度,还可使金属材料表面具有某种特殊的化学性能．表面强化处理可以采用电弧和火焰方法来提高金属材料表面的硬度．一般来说,硬度高,耐磨性好．

(2)在靠螺旋叶片上部装上耐磨钢片或覆盖增强高分子耐磨片,磨损后可很快地更换． (3)刷涂耐磨涂层,如ＨＮＴ耐磨涂料,这种涂料粘结力强,成型好,稳定性高,摩擦系数小,具有一定的机械强度,刷涂工艺简单,适合于温度小于100℃的场合,但抗冲击性差．试验证明这种耐磨涂料的耐磨性比铸铁高2.5倍．

(4)以聚四氟乙烯为基材,填充高分子粉或合金粉和氧化物等材料,采用粉末冶金烧结成型的螺旋叶片,其耐磨性很高,年磨损量只有0.002～0.004mm．

11．机械密封的防护

(1)选材环境不同，选材不同，既要照顾选材的一致性，又要照顾环境腐蚀差异；温度、浓度、压力不同，选材不同；同一介质温度，浓度、压力不同，腐蚀情况各异，要对腐蚀性有所了解，酌情选材；腐蚀形式不同，选材不同。

(2)结构设计 ①避免与介质接触的设计。采用内装式、外装式、隔离液等机械密封，涂层、保护套也可起到与介质隔离的作用。②端面设计。采用镶嵌结构，端面为压应力，可避免应力腐蚀破裂。③弹簧防腐设计。从结构上使弹簧不与介质接触是较好的方法，如外装上喷涂保护层、加保护套等。改旋转型为静止结构。④辅助密封圈。只要缝隙足够小，所有材料都可能产生缝隙腐蚀。波纹管与轴套接触面宽且取消辅助密封圈，是一种好的密封。

(3)维护与使用建立封液及冷却系统，并经常更换封液及冷却液，加强对端面冷却。检修与安装时，严禁敲击密封件，以防止局部相变而为腐蚀提供条件。密封件安装前，应严格地清洗干净。

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结论

毕业设计包括了以下内容:决定传动装置的总体设计方案；驱动装置的设计计算；减速器的设计计算；螺旋输送机机体的设计计算；其他辅助设备的选择，绘制装配图以及零件工作图；编写设计说明书。

电动机是通过螺旋输送机的功率来计算选型。减速器中齿轮通过齿面接触疲劳强度来计算，通过齿根弯曲疲劳强度验算；轴按许用弯曲应力计算法校核轴径。而螺旋输送机机体中我主要做了螺旋直径，螺距，轴径进出料口，叶片形式，中间悬挂轴承，槽体，螺旋轴的计算选型。

螺旋输送机的使用寿命关键在于其吊轴承,所以要大胆改进了吊轴承的材质及结构。特点如下：

A、轴瓦及中间轴采用高密度耐磨合金钢，结构分体，消除材料浪费，增加物料通过量，不加油、疏于管理使用。

B、中间轴之间连接为“插接式”连接，起到“方向节”的作用：当中间轴与轴瓦磨损后，其效果就更加明显了，避免硬性连接（法兰连接）出现的螺丝根切及碰撞响声。

还有一些使用螺旋输送机时要注意的：螺旋输送机不宜输送易变质的、粘性大的、易结块的物料，因为这些物料在输送时会粘结在螺旋上，并随之旋转而不向前移动或者在吊轴承处形成物料的积塞，而使螺旋机不能正常工作。LS型螺旋机螺旋直径从200毫米到500毫米，共有五种规格，长度从4米到70米，每隔0.5米一档，选型时符合标准公称长度，特殊需要可在选配节中另行提出。

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致谢

到今天我的毕业设计已经圆满的完成了。在此，我要特别感谢我的指导老师李老师，在这段时间内他给了我莫大的帮助，正由于他的热心地帮助和指导，我的毕业设计才能够顺利的完成。李老师严谨治学的态度和精神也是我在这次设计过程中学到的宝贵的财富。

我在课题的研究过程中,还得到了杨根喜老师的热心帮助,在此向他表示感谢！大学四年的学习和生活即将告别。感谢这四年各位老师对我的教诲，各位同学给我的帮助！感谢与我共同走过大学的朋友们、同学们！同时祝愿你们在以后的日子里，开心、快乐！

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参考文献

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附录

附录一

英文资料

Kinematics and dynamics of machinery

One princple aim of kinemarics is to creat the designed motions of the subject mechanical parts and then mathematically compute the positions, velocities ,and accelerations ,which those motions will creat on the parts. Since ,for most earthbound mechanical systems ,the mass remains essentially constant with time,defining the accelerations as a function of time then also defines the dynamic forces as a function of time. Stress,in turn, will be a function of both applied and inerials forces . since engineering design is charged with creating systems which will not fail during their expected service life,the goal is to keep stresses within acceptable limits for the materials chosen and the environmental conditions encountered. This obvisely requies that all system forces be defined and kept within desired limits. In mechinery , the largest forces encountered are often those due to the dynamics of the machine itself. These dynamic forces are proportional to acceletation, which brings us back to kinematics ,the foundation of mechanical design. Very basic and early decisions in the design process invovling kinematics wii prove troublesome and perform badly.

Any mechanical system can be classified according to the number of degree of freedom which it possesses.the systems DOF is equal to the number of independent parameters which are needed to uniquely define its posion in space at any instant of time.

A rigid body free to move within a reference frame will ,in the general case, have complex motoin, which is simultaneous combination of rotation and translation. In three-dimensional space , there may be rotation about any axis and also simultaneous translation which can be resoled into componention along three axes, in a plane ,or two-dimentional space ,complex motion becomes a combination of simultaneous along two axes in the plane. For simplicity ,we will limit our present discusstions to the case of planar motion:

Pure rotation the body pessesses one point (center of rotation)which has no motion with respect to the stationary frame of reference. All other points on the body describe arcs about that center. A reference line drawn on the body through the center changes only its angulai orientation.

Pure translation all points on the body describe parallel paths. A reference line drawn on the body changes its linear posion but does not change its angular oriention.

Complex motion a simulaneous combination of rotion and translationm . any

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reference line drawn on the body will change both its linear pisition and its angular orientation. Points on the body will travel non-parallel paths ,and there will be , at every instant , a center of rotation , which will continuously change location.

Linkages are the bacis building blocks of all mechanisms. All common forms of mechanisms (cams , gears ,belts , chains ) are in fact variations of linkages. Linkages are made up of links and kinematic pairs.

A link is an (assumed)rigid body which possesses at least two or more links (at their nodes), which connection allows some motion, or potential motion,between the connected links.

The term lower pair is used to describe jionts with surface contact , as with a pin surrounded by a hole. The term higher pair is used to describe jionts with point or line contact ,but if there is any clerance between pin and hole (as there must be for motion ),so-called surface contact in the pin jiont actually becomes line contact , as the pin contacts actually has contact only at discrete points , which are the tops of the surfaces’ asperities. The main practical advantage of lower pairs over higher pairs is their better ability to trap lubricant between their envloping surface. This ie especially true for the rotating pin joint. The lubricant is more easily squeezed out of a higher pair .as s result , the pin joint is preferred for low wear and long life .

When designing machinery, we must first do a complete kinematic analysis of our design , in order to obtain information about the acceleration of the moving parts .we next want te use newton’s second law to caculate the dynamic forces, but to do so we need to know the masses of all the moving parts which have these known acceletations. These parts do not exit yet ! as with any design in order to make a first pass at the caculation . we will then have to itnerate to better an better solutions as we generate more information.

A first estimate of your parts’ masses can be obtained by assuming some reasonable shapes and size for all the parts and choosing approriate materials. Then caculate the volume of each part and multipy its volume by material’s mass density (not weight density ) to obtain a first approximation of its mass . these mass values can then be used in Newton’s equation.

How will we know whether our chosen sizes and shapes of links are even acceptable, let alone optimal ? unfortunately , we will not know untill we have carried the computations all the way through a complete stress and deflection analysis of the parts. It it often the case ,especially with long , thin elements such as shafts or slender links , that the deflections of the parts, redesign them ,and repeat the force ,stress ,and deflection analysis . design is , unavoidably ,an iterative process .

It is also worth nothing that ,unlike a static force situation in which a failed design might be fixed by adding more mass to the part to strenthen it ,to do so in a dynamic force situation can have a deleterious effect . more mass with the same acceleration will generate even higher forces

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and thus higher stresses ! the machine desiger often need to remove mass (in the right places) form parts in order to reduce the stesses and deflections due to F=ma, thus the designer needs to have a good understanding of both material properties and stess and deflection analysis to properlyshape and size parts for minimum mass while maximzing the strength and stiffness needed to withstand the dynamic forces.

One of the primary considerations in designing any machine or strucre is that the strength must be sufficiently greater than the stress to assure both safety and reliability. To assure that mechanical parts do not fail in service ,it is necessary to learn why they sometimes do fail. Then we shall be able to relate the stresses with the strenths to achieve safety .

Ideally, in designing any machine element,the engineer should have at his disposal should have been made on speciments having the same heat treatment ,surface roughness ,and size as the element he prosses to design ;and the tests should be made under exactly the same loading conditions as the part will experience in service . this means that ,if the part is to experience a bending and torsion,it should be tested under combined bending and torsion. Such tests will provide very useful and precise information . they tell the engineer what factor of safety to use and what the reliability is for a given service life .whenever such data are available for design purposes,the engineer can be assure that he is doing the best justified if failure of the part may endanger human life ,or if the part is manufactured in sufficiently large quantities. Automobiles and refrigrerators, for example, have very good reliabilities because the parts are made in such large quantities that they can be thoroughly tested in advance of manufacture , the cost of making these is very low when it is divided by the total number of parts manufactrued.

You can now appreciate the following four design categories :

(1)failure of the part would endanger human life ,or the part ismade in extremely large quantities ;consequently, an elaborate testingprogram is justified during design .

(2)the part is made in large enough quantities so that a moderate serues of tests is feasible. (3)The part is made in such small quantities that testing is not justified at all ; or the design must be completed so rapidlly that there is not enough time for testing.

(4) The part has already been designed, manufactured, and tested and found to be unsatisfactory. Analysis is required to understand why the part is unsatisfactory and what to do to improve it .

It is with the last three categories that we shall be mostly concerned.this means that the designer will usually have only published values of yield strenth , ultimate strength,and percentage elongation . with this meager information the engieer is expected to design against static and dynamic loads, biaxial and triaxial stress states , high and low temperatures,and large and small parts! The data usually available for design have been obtained from the simple

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tension test , where the load was applied gradually and the strain given time to develop. Yet these same data must be used in designing parts with complicated dynamic loads applied thousands of times per minute . no wonder machine parts sometimes fail.

To sum up, the fundamental problem of the designer is to use the simple tension test data and relate them to the strength of the part , regardless of the stress or the loading situation.

It is possible for two metal to have exactly the same strength and hardness, yet one of these metals may have a supeior ability to aborb overloads, because of the property called ductility. Dutility is measured by the percentage elongation which occurs in the material at frature. The usual divding line between ductility and brittleness is 5 percent elongation. Amaterial having less than 5 percent elongation at fracture is said to bebrittle, while one having more is said to be ductile.

The elongation of a material is usuallu measured over 50mm gauge length.siece this did not a measure of the actual strain, another method of determining ductility is sometimes used . after the speciman has been fractured, measurements are made of the area of the cross section at the fracture. Ductility can then be expressed as the percentage reduction in cross sectional area.

The characteristic of a ductile material which permits it to aborb largeoverloads is an additional safety factot in design. Ductility is also important because it is a measure of that property of a material which permits it to be cold-worked .such operations as bending and drawing are metal-processing operations which require ductile materials.

When a materals is to be selected to resist wear , erosion ,or plastic deformaton, hardness is generally the most important property. Several methods of hardness testing are available, depending upon which particular property is most desired. The four hardness numbers in greatest usse are the Brinell, Rockwell,Vickers, and Knoop.

Most hardness-testing systems employ a standard load which is applied to a ball or pyramid in contact with the material to be tested. The hardness is an easy property to measure , because the test is nondestructive and test specimens are not required . usually the test can be conducted directly on actual machine element .

Virtually all machines contain shafts. The most common shape for shafts is circular and the cross section can be either solid or hollow (hollow shafts can result in weight savings). Rectangular shafts are sometimes used ,as in screw driver bladers ,socket wrenches and control knob stem.

A shaft must have adequate torsional strength to transmit torque and not be over stressed. If must also be torsionally stiff enough so that one mounted component does not deviate excessively from its original angular position relative to a second component mounted on the same shaft. Generally speaking,the angle of twist should not exceed one degree in a shaft length

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equal to 20 diameters.

Shafts are mounted in bearing and transmit power through such device as gears, pulleys,cams and clutches. These devices introduce forces which attempt to bend the shaft;hence, tha shaft must be rigid enough to prevent overloading of the supporting bearings ,in general, the bending deflection of a shaft should not exceed 0.01 in per ft of length between bearing supports.

In addition .the shaft must be able to sustain a combination of bending and torsional loads. Thus an equivalent load must be considered which takes into account both torsion and bending . also ,the allowable stress must contain a factor of safety which includes fatigue, since torsional and bending stress reversals occur.

For fiameters less than 3 in ,the usual shaft material is cold-rolled steel containing about 0.4 percent carbon. Shafts ate either cold-rolled or forged in sizes from 3in. to 5 in. for sizes above 5 in. shafts are forged and machined to size . plastic shafts are widely used for light load applications . one advantage of using plastic is safty in electrical applications, since plastic is a poor confuctor of electricity.

Components such as gears and pulleys are mounted on shafts by means of key. The design of the key and the corresponding keyway in the shaft must be properly evaluated. For example, stress concentrations occur in shafts due to keyways , and the material removed to form the keyway further weakens the shaft.

If shafts are run at critical speeds , severe vibrations can occur which can seriously damage a machine .it is important to know the magnitude of these critical speeds so that they can be avoided. As a general rule of thumb , the difference betweem the operating speed and the critical speed should be at least 20 percent.

Many shafts are supported by three or more bearings, which means that the problem is statically indeterminate .text on strenth of materials give methods of soving such problems. The design effort should be in keeping with the economics of a given situation , for example , if one line shaft supported by three or more bearings id needed , it probably would be cheaper to make conservative assumptions as to moments and design it as though it were determinate . the extra cost of an oversize shaft may be less than the extra cost of an elaborate design analysis.

Another important aspect of shaft design is the method of directly connecting one shaft to another , this is accomplished by devices such as rigid and flexiable couplings.

A coupling is a device for connecting the ends of adjacent shafts. In machine construction , couplings are used to effect a semipermanent connection between adjacent rotating shafts , the connection is permanent in the sense that it is not meant to be broken during the useful life of the machinem , but it can be broken and restored in an emergency or when worn parts are replaced.

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There are several types of shaft couplings, their characteristics depend on the purpose for which they are used , if an exceptionally long shaft is required in a manufacturing plant or a propeller shaft on a ship , it is made in sections that are coupled together with rigid couplings. A common type of rigid coupling consists of two mating radial flanges that are attached by key driven hubs to the ends of adjacent shaft sections and bolted together through the flanges to form a rigid connection. Alignment of the connected shafts in usually effected by means of a rabbet joint on the face of the flanges.

In connecting shafts belonging to separate device ( such as an electric motor and a gearbox),precise aligning of the shafts is difficult and a fkexible coupling is used . this coupling connects the shafts in such a way as to minimize the harmful effects of shafts misalignment of loads and to move freely(float) in the axial diection without interfering with one another . flexiable couplings can also serve to reduce the intensity of shock loads and vibrations transmitted from one shaft to another .

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机械运动和动力学

运动学的基本目的是去设计一个机械零件的理想运动，然后再用数学的方法去描绘该零件的位置，速度和加速度，再运用这些参数来设计零件。因为，对于大部分固着在地球上的机械系统来说，与之联系最密切的是时间，将加速度和动态力定义成时间作用的结果。相应地，应力是作用在物体上的外力和惯性力的作用结果。所以机械设计的内容是要建立一种在该机器的使用寿命内保证其安全的系统，目的是要在一定的工况要求下，对材料进行选择，使材料的应力在许用极限应力之内。这一点很明显要求所有的系统要在理想的限制内工作。在机械设计中，零件受到的最大力是取决于材料本身的动态性能。这些动态力引起了零件的加速度，加速度又要回到运动学中去计算，这是机械设计的基础。运动分析是最基本的也是最早出现在设计的过程中的，它对与任何一个零件的成功设计够起着至关重要的作用。在设计过程中很差的运动学分析会带来麻烦和错误。

根据机构所具有的自由度，任何机械系统都可以被分类。系统的自由度是在任何时候限制它的位置独立的参数数目。

在通常情况下，刚体在相关的平面内能实现复杂的自由运动，这个运动同时包括转动和平移。在三纬空间内，在可以饶任何轴转动的同时可以沿着三个坐标平移。在一个平面或是一个二维的空间内，复杂运动变成了饶一个(垂直与这个平面的)轴线的转动和同时发生的可以被分解为沿在这个平面内的两个坐标轴的平移分量。为了简化，我们将当前的讨论限制在二维的运动系统中。接下来将要介绍相关的术语:

纯转动物体围绕着在相对于一个静止的坐标系静止的一点(回转中心)转动。其他所有物体上的点都可以用相对中心的弧来描述。在物体上的参考线通过中心，只有在角度方向上有变化。

纯平动所有在物体上的点在平行的路径上平移。物体上的参考线在线性位置上有变化，而在角度方向上没有发生变化。

复杂运动同时包含转动和平动的运动。在物体上的参考线在沿线性点平动的同时又在角度方向上有变化。物体上的点不会在沿着平行的路径移动，他们在饶中心转动的同时也不停着改变着位置。

铰链是联接所有机构的基本的构件。所有一般形式的机械，(齿轮，带，链)实际上都是不同类型的铰链，铰链组成了联接和运动部件。

联接是一个刚体和另外的连接件至少有两个结点。

运动部件(也称接头)是在两个连接件的结合部分，这个结合允许相对的运动，允许连接件之间潜在的运动。

术语低副是用来描绘接头间的面接触。，如针和孔的结合面。高副是用来描绘接头间的点和线接触。但是如果在针和孔之间有间隙存在(当它们之间用于有相对运动时)当针和

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孔只有一面接触时，在针间的面联接实际上已经变成了线接触。类似的，微观上看，在平面滑动的杆件实际上只存在一些相关点的接触，那是表面凹凸不平的突点，低副相对于高副的优点是有利于接触表面之间的润滑，这一点对于旋转接头来说是确实存在的。在高副中润滑易被挤出来。结果铰接接头能够减少摩擦，延长寿命。

当我们设计机械时，为了取得运动部件的加速度信息必须首先对我们的设计进行全面的运动分析。接下来再运用牛顿第二运动定律去计算动态力。但是这样做，我们需要知道所有运动部件的质量，和加速度，这些零件还没有存在，正如碰到的所有设计问题，我们在设计决定零件最佳尺寸和形状时缺少足够的信息。为了通过最初的计算我们必须估计零件的质量和设计的其它部分。当我们得到更多的信息时，再得到更好的解决方案。

在估计你设计的零件质量的初期通过合理的假设零件的形状和尺寸及其合理选择材料来获得。然后计算每个零件的体积，再去乘以所选材料的质量密度，去取得零件最初的合理质量。这些质量值在牛顿方程中可以运用。

我们如何来判断我们所选择的尺寸和形状是否合理呢?很不巧，我们要到分析完所受应力和失效分析后才能知道，特别是细长零件，如轴，细长的连杆，甚至在很小的应力条件下，零件在动载的的失效形式将限制我们的设计。这种情况我们经常碰到。

我们可能将会发现零件在动载荷的情况下会失效。然后我们将反过来检查我们初选时假设的形状，尺寸和材料，重新来选择设计。然后重复力，应力和失效分析。设计不可避免地成为一个迭代过程。

值得注意的是，在静力作用下，可以通过增加零件的质量来提高其强度，将不合格的设计变为合格，而在动态力作用的情况下，这样做可能产生有害的后果。在相同的加速度条件下，更大的质量将会产生更大的力，随即也会有更大的应力。为了降低应力和失效，设计者要从零件上去除一些质量。同时设计者需要对材料的特性和应力实效分析都要有很好的了解才能通过用合理的形状和尺寸来达到最小的质量，与此同时，抵御动态力的强度和刚度最大。

在设计任何机器或者机构时，所考虑的主要事件之一是其强度应该比它所承受的应力要大的多，以确保安全可靠性，要保证机械零件在使用过程中不发生失效，就必须知道它们在某些时候会发生失效的原因，然后，才能将应力和强度联系起来，以确保其安全。

设计任何机械零件的理想情况为，工程师可以利用大量的他所选的这种材料的强度试验数据。这些试验应该采用与所设计是零件有着相同是热处理，表面粗糙度和尺寸大小的试件进行，而且试验应该在与零件使用过程中承受的载荷完全相同的情况下进行。这表明，如果零件将要承受弯曲载荷，那么就应该进行弯曲载荷的试验。如果零件将要受弯曲和扭转的复合载荷，那么就应该进行弯曲和扭转复合载荷的试验，这些种类的试验可以提供非常有效和精准的数据。它们可以告诉工程师应该使用的安全系数和对于给定的寿命时的可靠性。在设计过程中，只要能获得这种数据，工程师就可以尽可能好地进行工程设计工作。

如果零件的失效可能危害人的生命安全，或者零件有足够大的产量，则在设计前收集

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这样广泛的数据所花费的费用是很值得的，例如，汽车和冰箱的零件的产量非常的大，以在生产之前对它们进行大量的试验，使其具有较高的可靠性。如果把进行这些试验的费用分摊到所生产的零件上的话，则摊到所生产每个零件的费用是非常低的。

你可以对下列四种类型的设计作出评价。

(1)零件的失效可能危害人的生命安全，或者零件的产量非常大，因此在设计时安排一个完善的试验程序会被认为是合理的。

(2)零件的产量足够大，可以进行适当的系列试验。

(3)零件的产量非常小，以至于进行试验根本不合算;或者要求很快地完成设计，以至于没有足够的时间进行试验。

(4)零件已经完成设计，制造和试验，但其结果不能令人满意。这时候需要采用分析的方法来弄清楚不能令人满意的原因和应该如何进行改进。

我们将主要对后三种类型进行讨论。这就说，设计人员通常只能利用那些公开发表的屈服强度，极限强度和延伸率等数据资料。人们期望工程师在利用那些公开发表的资料的基础上，对静载荷和动载荷，二维应力状态与三维应力状态，高温与低温以及大零件和小零件进行设计! 而设计中所能利用的数据通常是从简单的拉伸试验中得到，其载荷是渐渐加上去的，有充分的时间产生应变。到目前为止，还必须利用这些数据来设计每分钟承受几千次复杂的动载的作用的零件，因此机械零件有时会失效是不足为奇的。

概括地说，设计人员所遇到的基本问题是，不论对于哪一种应力状态或者载荷情况，都能利用通过简单拉伸试验所获得的数据并将其与零件的强度联系起来。

可能会有两种具有完全相同的强度和硬度值的金属，其中一种由于其本身的延搌性而具有很好的承受超载荷的能力，延搌性是利用材料断裂时的延伸率来衡量的。通常将5%的延伸率定义为延展性的分界线。断裂时延伸率小于5%的材料称为脆性材料，大于5%的称为延性材料。

材料的伸长量通常是在50mm 的计量长度上测量的。因为这并不是对实际应变量的测量，所以有时也采用另一种测量延展性的方法，这个方法在试件断裂后，测量其断裂处的很截面的面积。因此，延展性可以表示为横截面的收缩率。

延展性材料能够承受较大的超载荷这个特性，是设计中的一个附加的安全因素。延展性材料的重要性在于它是材料泠变形能的衡量尺度。诸如弯曲和拉伸这类金属加工过程需要采用延性材料。

在选用抗磨损，抗侵蚀或者抗塑性变形的材料时，硬度通常是最主要的性能。有几种可选用的硬度试验方法，采用哪一种方法取决于最希望测量的材料特性。最常用的四种硬度是布氏硬度，洛氏硬度，维氏硬度，努氏硬度。

大多数硬度试验系统是将一个标准的载荷加在与被试验材料相接触的小球或者棱锥上。因此，硬度可以表示为所产生的压痕尺寸的函数。这表明由于硬度是非破坏性试验，而且不需要专门的试件，因而，硬度是一个容易测量的性能。通常可以直接在实际的机械

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零件上进行硬度试验。

实际上，几乎所有的机器中都装有轴。轴最常见的形状是圆形，其截面可以是实心的，也可以是空心的（空心轴可以减轻重量）。有时也采用矩形轴，例如，螺丝起子的头部，套筒扳手和控制旋转的杆。

为了在传递扭矩时不发生过载，轴应该具有适当的抗扭强度。轴还应该具有足够的抗扭刚度，以使在同一个轴上的两个传动零件之间的相对转角不会过大。一般来说，在长度等于轴的直径的20倍时，轴的扭转角不应该超过1度。

轴安装在轴承中，通过齿轮，皮带轮，凸轮和离合器等零件传递动力。通过这些零件传来的力可能会使轴产生弯曲变形。因此，轴应该有足够的刚度以防止支撑轴承受离过大。总而言之，在两个轴承之间，轴在每英尺长度上的弯曲变形不应该超过0。01英寸。

此外，轴还必须能够承受弯矩和扭矩的组合作用。因此，要考虑考虑扭矩与弯矩的当量载荷。因此扭矩和弯矩会产生交变应力，在许用应力中也应该有一个考虑疲劳现象的安全系数。

直径小于3 英寸的轴可以采用含碳量大约为0.4%的冷轧钢，直径在3-5 英寸之间的轴可以采用冷轧钢或锻造钢。当直径大于5 英寸时，则要采用锻造毛坯，然后机械加工到所要求的尺寸。轻载时，广泛采用塑料轴。由于塑料是电的不良导体，在电器中采用塑料比较安全。

齿轮和皮带轮等零件通过键联接在轴上。在键及轴上与之对应的键槽的设计中，必须进行认真的计算。例如，轴上的键槽会引起应力集中，由于键槽的存在会使轴的横截面积减小，会进一步减弱轴的强度。

如果以临界速度转动，将会发生强烈的振动，可能会毁坏整台机器。知道这些临界速度的大小是很重要的，因为这样可以避开它。一般凭经验来说，工作速度与临界速度之间至少应相差20%。

许多轴需要三个或更多的轴承来支撑，这意味着它是一个超静定的问题。材料力学教科书上介绍了解这类问题的方法。但是，设计工作应该与特定的场合的经济性相符合。例如，需要一根有三个或更多个轴承来支撑的主传动轴，可以对力矩作出保守的假定，按照静定轴对其进行设计，其成本可能会更低一些。由于轴的尺寸增大所增加的成本可能会比进行复杂，精细的设计分析工作所花费的成本要低一点。

轴的设计工作中的另外一个重要的方面是一根轴和另一根轴之间的联接方法。这是由刚性或者弹性联轴器来实现的。联轴器是用来把相邻的两根轴联接起来的装置。在机械机构中，联轴器被用来实现相连的两根轴之间的半永久性的。但在紧急情况下，或者在需要更换已磨损的零件时，可以先把联轴器拆开，然后在联接上。

在把属于不同的设备（例如一个电动机和变速箱）的轴联接起来的时候，要把这些轴精准地对准是比较困难的，此时可以采用弹性联轴器。这种联轴器联接轴的方式可以把由于被连结的轴之间的轴线的不重合所造成的有害影响减少到最低程度。弹性联轴器也允许

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被联接的轴在它们各自的载荷系统作用下产生偏斜或在轴线方向自由移动（浮动）而不导致产生相互干扰。弹性联轴器也可以用来减轻从一根轴传到另一根轴上的冲击载荷和振动的强度。

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