裝煤車螺旋給料裝置的設計與計算

1. 設計已螺旋輸送機的驅動裝置設計說明書

計算內容 計算結果
一， 設計任務書
設計題目：傳送設備的傳動裝置
（一）方案設計要求：
具有過載保護性能（有帶傳動）
含有二級展開式圓柱齒輪減速器
傳送帶鼓輪方向與減速器輸出軸方向平行
（二）工作機原始數據：
傳送帶鼓輪直徑___ mm,傳送帶帶速___m/s
傳送帶主動軸所需扭矩T為___N.m
使用年限___年，___班制
工作載荷（平穩，微振，沖擊）
（三）數據：
鼓輪D 278mm，扭矩T 248N.m
帶速V 0.98m/s，年限 9年
班制 2 ，載荷 微振
二.電機的選擇計算
1. 選擇電機的轉速：
a. 計算傳動滾筒的轉速
nw= 60V/πd=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min
b.計算工作機功率
pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw
2. 工作機的有效功率
a. 傳動裝置的總效率
帶傳動的效率η1= 0.96
彈性聯軸器的效率η2= 0.99

滾筒的轉速
nw=67.326 r/min
工作機功率
pw=1.748Kw

計算內容 計算結果
滾動軸承的效率 η3=0.99
滾筒效率 η4=0.96
齒輪嚙合效率 η5=0.97
總效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²=
0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816
c. 所需電動機輸出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw
3. 選擇電動機的型號：
查參考文獻[10] 表16-1-28得 表1.1
方案
號 電機
型號 電機
質量
(Kg) 額定
功率
(Kw) 同步
轉速(r/min) 滿載
轉速
(r/min) 總傳
動比
1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091
2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962
根據以上兩種可行同步轉速電機對比可見，方案2傳動比小且質量價格也比較合理，所以選擇Y112M-6型電動機。
三.運動和動力參數的計算
1. 分配傳動比取i帶=2.5
總傳動比 i=13.962
i減=i/i帶=13.962/2.5=5.585
減速器高速級傳動比i1= =2.746
減速器低速級傳動比i2= i減/ i1=2.034
2. 運動和動力參數計算:

總效率
η=0.816

電動機輸出功率
Pr=2.142kw

選用三相非同步電動機Y112M-6
p=2.2 kw
n=940r/min
中心高H=1112mm,外伸軸段D×E=28×60

i=13.962
i12=2.746
i23=2.034

P0=2.142Kw

計算內容 計算結果
0軸(電動機軸):
p0=pr=2.142Kw
n0=940r/min
T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m
Ⅰ軸(減速器高速軸):
p1=p.η1=2.1420.95=2.035Kw
n1= n0/i01=940/2.5=376
T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m
Ⅱ軸(減速器中間軸):
p2=p1η12=p1η5η3=2.0350.970.99
=1.954 Kw
n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min
T2=9.55103 P2/n2=136.283N.m

Ⅲ軸(減速器低速軸):
p3=p2η23= p2η5η3=1.876 Kw
n3= n2/i23=67.319 r/min
T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m
Ⅳ軸(鼓輪軸):
p4=p3η34=1.839 Kw
n4= n3=67.319 r/min
T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m
四.傳動零件的設計計算
(一)減速器以外的傳動零件
1.普通V帶的設計計算
(1) 工況系數取KA=1.2
確定dd1, dd2:設計功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kw n0=940r/min
T0=21.762N.m
p1=2.035Kw
n1=376r/min
T1=51.687N.m
p2=1.954Kw
n2=136.926 r/min
T2=136.283 N.m
p3=1.876Kw
n3=67.319 r/min
T3=266.133N.m

p4=1.839 Kw
n4=67.319r/min
T4=260.884 N.m

小帶輪轉速n1= n0=940 r/min
選取A型V帶 取dd1=118mm
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm
取標准值dd2=315mm
實際傳動i=dd1/ dd2=315/118=2.669
所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(誤差為6.3%>5%)
重取 dd1=125mm,
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm
取標准值dd2=315mm
實際傳動比i= dd1/ dd2=315/125=2.52
n2= n1/i=940/2.52=373.016
(誤差為8% 允許)
所選V帶帶速v=πdd1 n1/(601000)=3.14
125940/(601000)=6.152m/s
在5 ~25m/s之間 所選V帶符合
(2)確定中心距
①初定a0 :0.7(dd1 +dd2)≤a0≤ 2(dd1 +dd2)

308≤a0≤880 取a0=550mm
②Lc=2 a0+(π/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)²/4 a0
=2550+(3.14/2) (315+125)+(315-125)²/4550=1807.559
③取標准值:Ld=1800mm
④中心距:a=a0+ (Ld­Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2

計算內容 計算結果
=546.221mm
取a=547mm,a的調整范圍為:
amax=a+0.03 Ld=601mm
amin=a-0.015Ld=520mm

(2)驗算包角:
α≈180°-(dd2-dd1) 60° /a=180°-(315-125) 60°/547=159°>120°，符合要求。
(3)確定根數:z≥pc/p0』
p0』=Kα(p0+Δp1+Δp2)
Kα=1.25(1- )=0.948
對於A型帶:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3,
c3=9.610-15,c4=4.6510-5
L0=1700mm
ω1= = =98.437rad/s
p0= dd1ω1[c1- - c3 (dd1ω1)²- c4lg(dd1ω1)]
=12598.437[3.7810-4- -9.6
10-15 (12598.437)²- 4.6510-5
lg(12598.437)]=1.327
Δp1= c4dd1ω1 =0.148
Δp2=c4dd1ω1 =0.0142
p0』=0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw

確定根數：z≥ ≤Zmax
z= = 取z=2
（4）確定初拉力F0
F0=500 =500×
=175.633KN
（5）帶對軸的壓力Q
Q=2 F0zsin =2 =690.768KN
（二）減速器以內的零件的設計計算
1．齒輪傳動設計
（1）高速級用斜齒輪
① 選擇材料
小齒輪選用40Cr鋼，調質處理，齒面硬度250~280HBS大齒輪選用ZG340~ 640，正火處理，齒面硬度170 ~ 220HBS
應力循環次數N：
N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）=9.74×108
N2= N1/i1=9.74×108 ÷2.746=3.549×108
查文獻[2]圖5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允許有一點蝕）
由文獻[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92
按齒面硬度250HBS和170HBS由文獻[2]圖（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=450 Mpa
許用接觸應力[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=459.540 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以計算中取[σH]= [σH]2 =459.540 Mpa
②按接觸強度確定中心距
初定螺旋角β=12° Zβ= =0.989
初取KtZεt2=1.12 由文獻[2]表5-5得ZE=188.9 ，減速傳動u=i1 =2.746，取Φa=0.4
端面壓力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=20.4103°
基圓螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665°
ZH= = =2.450
計算中心距a:

計算內容 計算結果
a≥
=
=111.178mm
取中心距 a=112mm
估算模數mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×=
0.784~2.24
取標准模數mn=2
小齒輪齒數

實際傳動比： 傳動比誤差 在允許范圍之內
修正螺旋角β=
10°50′39〃
與初選β=12°相近，Zβ，ZH可不修正。
齒輪分度圓直徑

圓周速度
由文獻[2]表5-6 取齒輪精度為8級
③驗算齒面接觸疲勞強度
按電機驅動，載荷平穩，由文獻[2]表5-3 取 KA=1.25
由文獻[2]圖5-4（b），按8級精度和
取KV=1.023
齒寬 ，取標准b=45mm
由文獻[2]圖5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051
由文獻[2]表5-4，Kα=1.2
載荷系數K= KAKVKβKα=
計算重合度：
齒頂圓直徑
端面壓力角：
齒輪基圓直徑： mm
mm
端面齒頂壓力角：

高速級斜齒輪主要參數：
mn=2
z1=30, z2=80
β=
10°50′39〃
mt= mn/cosβ=2.036mm
d1=61.091mm
d2=162.909mm
da1=65.091mm
da2=166.909mm
df1= d1-2(ha*+ c*) mn=56.091mm
df2= d2-2(ha*+ c*) mn=157.909mm
中心距a=1/2(d1+d2)=112mm
齒寬b2=b=
45mm
b1= b2+(5~10)=50mm

計算內容 計算結果

齒面接觸應力
安全
④驗算齒根彎曲疲勞強度
由文獻[2]圖5-18（b）得：
由文獻[2]圖5-19得：
由文獻[2]式5-23：
取
計算許用彎曲應力：

計算內容

計算結果

由文獻[2]圖5-14得：
由文獻[2]圖5-15得：
由文獻[2]式5-47得計算

由式5-48： 計算齒根彎曲應力：

均安全。
⑵低速級直齒輪的設計
①選擇材料
小齒輪材料選用40Cr鋼，齒面硬度250—280HBS,大齒輪材料選用ZG310-570，正火處理，齒面硬度162—185HBS
計算應力循環次數N：同高速級斜齒輪的計算 N1=60 n1jL h=1.748×108
N2= N1/i1=0.858×108
計算內容

計算結果
查文獻[2]圖5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14
按齒面硬度250HBS和162HBS由文獻[2]圖（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=440 Mpa
由文獻[2]式5-28計算許用接觸應力：
[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=710.976 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=461.472 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以取[σH]= [σH]2 =461.472 Mpa
②按接觸強度確定中心距
小輪轉距T1=136.283N.m=136283N.m
初取KtZεt2=1.1 由文獻[2]表5-5得ZE=188.9 ，減速傳動u=i23=2.034，取Φa=0.35

計算中心距a: a≥
=145.294mm
取中心距 a=150mm估算模數m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×150=
1．05~3
取標准模數m=2
小齒輪齒數

齒輪分度圓直徑

齒輪齒頂圓直徑：

齒輪基圓直徑： mm
mm
圓周速度
由文獻[2]表5-6 取齒輪精度為8級
按電機驅動，載荷平穩，而工作機載荷微振，由文獻[2]表5-3 取 KA=1.25
按8級精度和 取KV=1.02
齒寬 b= ,取標准b=53mm
由文獻[2]圖5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03
由文獻[2]表5-4，Kα=1.1
載荷系數K= KAKVKβKα=
計算端面重合度：

安全。
③校核齒根彎曲疲勞強度
按z1=50, z2=100,由文獻[2]圖5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22
由文獻[2]圖5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。
Yε=0.25+0.75/ εα=0.25+0.75/1.804=0.666
由文獻[2]圖5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp
由文獻[2]圖5-19，YN1= YN2=1.0,因為m=4〈5mm，YX1= YX2=1.0。
取YST=2.0，SFmin=1.4。
計算許用彎曲應力：
[σF1]= σFlim1YST YN1 YX1/SFmin=414Mp
[σF2]= σFlim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp
計算齒根彎曲應力：
σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=2×1.445×136283×2.36×1.71×0.666/53×100×2=99.866Mp〈[σF1]
σF2=σF1 YFa2YSa2/ YFa1YSa1=98.866Mp〈[σF2]
均安全。
五．軸的結構設計和軸承的選擇
a1=112mm, a2=150mm,
bh2=45mm, bh1= bh2+(5~10)=50mm
bl2=53mm, bl1= bl2+(5~10)=60mm
(h----高速軸，l----低速軸)
考慮相鄰齒輪沿軸向不發生干涉，計入尺寸s=10mm，考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發生干涉，計入尺寸k=10mm，為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內，計入尺寸c=5mm，初取軸承寬度分別為n1=20mm,n2=22，n3=22mm，3根軸的支撐跨距分別為：
計算內容

低速級直齒輪主要參數：
m=2
z1=50, z1=50 z2=100
u=2.034
d1=100mm
d2=200mm
da1=104mm
da2=204mm
df1=
d1-2(ha*+ c*) m=95mm
df2=
d2-2(ha*+ c*) m=195mm
a=1/2(d2+ d1)=150mm
齒寬b2 =b=53mm
b1=b2+
(5~10)=60mm

計算結果
l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2×(5+10)+50+10+60+20=170mm
l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2×(5+10)+50+10+60+20=

172mm
l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2×(5+10)+50+10+60+20=172mm
(2)高速軸的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
由於高速軸小齒輪直徑較小，所以採用齒輪軸，選用40r鋼，
②軸的受力分析：
如圖1軸的受力分析：

lAB=l1=170mm,
lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm
lBC= lAB- lAC=170-50=120mm
(a) 計算齒輪嚙合力：
Ft1=2000T1/d1=2000×51.687/61.091=162.131N
Fr1=Ft1tanαn/cosβ1692.13×tan20°/cos10.8441°=627.083N
Fa1= Ft1tanβ×tan10.8441°=324.141N
(b) 求水平面內支承反力，軸在水平面內和垂直面的受力簡圖如下圖：

RAx= Ft1 lBC/ lAB=1692.131×120/170=1194.445N
RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N
RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083×120+324.141×
61.091/2)/170=500.888N
RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N
(c) 支承反力

彎矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm
MC2= RB lBC=61612.32N.mm
轉矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm
計算內容

計算結果

d≥ ③軸的結構設計
按經驗公式，減速器輸入端軸徑A0 由文獻[2]表8-2，取A0=100
則d≥100 ，由於外伸端軸開一鍵槽，
d=17.557（1+5%）=18.435取d=20mm，由於da1<2d,用齒輪軸，根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。
初定軸的結構尺寸如下圖：

高速軸上軸承選擇：選擇軸承30205 GB/T297-94。
（2）中間軸（2軸）的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
選用45號綱調質處理。
②軸的受力分析：
如下圖軸的受力分析：

計算內容

計算結果

lAB=l2=172mm,
lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm
lBC= lAB- lAC=172-51=121mm
lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm
(a) 計算齒輪嚙合力：
Ft2=2000T2/d2=2000×136.283/162.909=1673.118N
Fr2=Ft2tanαn/cosβ=1673.118×tan20°/cos10.8441°=620.037N
Fa2=Ft2tanβ=1673.118×tan10.8441°=320.499N
Ft3=2000T2/d3=2000×136.283/100=2725.660N
Fr3=Ft3tanα=2725.660×tan20°=992.059N
(b)求水平面內和垂直面內的支反力
RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD )/lAB=(1673.118×121+2725.660×56)/172=2064.443N
RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N
RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(320.449×162.909/2-620.037×121+992.059×56)=190.336N
RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336=
計算內容

計算結果
181.656N
RA=2073.191N, RB=2341.392N
③軸的結構設計
按經驗公式, d≥A0 由文獻[2]表8-2，取A0=110
則d≥110 ，取開鍵槽處d=35mm
根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。
初定軸的結構尺寸如下圖：

中間軸上軸承選擇：選擇軸承6206 GB/T276-94。
（3）低速軸（3軸）的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
選用45號綱調質處理。
②軸的受力分析：
如下圖軸的受力分析：

計算內容

計算結果

初估軸徑：
d≥A0 =110
聯接聯軸器的軸端有一鍵槽，dmin=33.5（1+3%）=34.351mm，取標准d=35mm
軸上危險截面軸徑計算：d=（0.3~0.4）a=（0.3~0.4）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=46.35mm，取標准
計算內容 計算結果
50mm
初選6207GB/T276-94軸承，其內徑，外徑，寬度為40×80×18
軸上各軸徑及長度初步安排如下圖：

③低速級軸及軸上軸承的強度校核
a、 低速級軸的強度校核
①按彎扭合成強度校核：
轉矩按脈動循環變化，α≈0.6
Mca1= Mc=106962.324N.mm
Mca2=
Mca3=αT=159679.800N.mm
計算彎矩圖如下圖：

計算內容

計算結果

Ⅱ剖面直徑最小，而計算彎矩較大，Ⅷ剖面計算彎矩最大，所以校核Ⅱ，Ⅷ剖面。
Ⅱ剖面:σca= Mca3/W=159679.8/0.1×35³=37.243Mp
Ⅷ剖面：σca= Mca2/W=192194.114/0.1×50³=15.376Mp
對於45號綱，σB=637Mp，查文獻[2]表8-3得
[σb] -1=59
Mp，σca<[σb] -1,安全。
②精確校核低速軸的疲勞強度
a、 判斷危險截面：
各個剖面均有可能有危險剖面。其中，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ剖面為過度圓角引起應力集中，只算Ⅱ剖面即可。Ⅰ剖面與Ⅱ剖面比較，只是應力集中影響不同，可取應力集中系數較大者進行驗算。Ⅸ--Ⅹ面比較，它們直徑均相同，Ⅸ與Ⅹ剖面計算彎矩值小，Ⅷ剖面雖然計算彎矩值最大，但應力集中影響較小（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），所以Ⅵ與Ⅶ剖面危險，Ⅵ與Ⅶ剖面的距離較接近（可取5mm左右），承載情況也很接近，可取應力集中系數較大值進行驗算。
計算內容

計算結果
b.較核Ⅰ、Ⅱ剖面疲勞強度：Ⅰ剖面因鍵槽引
起的應力集中系數由文獻[2]附表1-1查得：kσ=1.76, kτ=1.54
Ⅱ剖面配合按H7/K6，引起的應力集中系數由文獻[2]附表1-1得：kσ=1.97, kτ=1.51。Ⅱ剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查文獻[2]附表1-2（用插入法）： （過渡圓角半徑根據D-d由文獻[1]表4.2-13查取） kτ=1.419，故應按過渡圓角引起的應力集中系數驗算Ⅱ剖面
Ⅱ剖面產生的扭應力、應力幅、平均應力為：
τmax =T/ WT=266.133/0.2×35³=31.036Mp,
τa=τm =τmax /2=15.52Mp
絕對尺寸影響系數查文獻[2]附表1-4得：εσ =0.88，ετ =0.81，表面質量系數查文獻[2]附表1-5：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅱ剖面安全系數為：
S=Sτ=
取[S]=1.5~1.8，S>[S] Ⅱ剖面安全。
b、 校核Ⅵ，Ⅶ剖面：
Ⅵ剖面按H7/K6配合，引起的應力集中系數查附表1-1，kσ=1.97, kτ=1.51
Ⅵ剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查附表1-2， ，kσ=1.612,kτ=1.43
Ⅶ剖面因鍵槽引起的應力集中系數查文獻[2]附表1-1得：kσ=1.82, kτ=1.62。故應按過渡圓角引起
計算內容

計算結果
的應力集中系數來驗算Ⅵ剖面
MVⅠ=113 RA=922.089×113=104196.057N.mm, TVⅠ=266133N.mm
Ⅵ剖面產生的正應力及其應力幅、平均應力：
σmax= MVⅠ/W=104196.057/0.1×50³=8.336Mp
σa=σmax=8.366 σm=0
Ⅵ剖面產生的扭應力及其應力幅，平均應力為：
τmax =TⅥ/ WT=266133/0.2×50³
絕對尺寸影響系數由文獻[2]附表1-4得：εσ =0.84，ετ
=0.78
表面質量系數由文獻[2]附表1-5查得：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅵ剖面的安全系數：
Sσ =
Sτ=
S=
取[S]= 1.5~1.8，S>[S] Ⅵ剖面安全。
六．各個軸上鍵的選擇及校核
1．高速軸上鍵的選擇：
初選A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm,查文獻[2]表2-10，許用擠壓應力[σp]=110Mp，σp= 滿足要求；

計算內容

高速軸上
選A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm
中間軸
選A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,

計算結果
2．中間軸鍵的選擇：
A處：初選A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, [σp]=110Mp
σp= 滿足要求;
B處：初選A型10×45 GB1095-79：
b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,[σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
3. 低速軸上鍵的選擇：
a.聯軸器處選A型普通平鍵
初選A型10×50 GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文獻[2]表2-10，許用擠壓應力[σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
b. 齒輪處初選A型14×40 GB1096-79：b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, [σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
七．聯軸器的選擇
根據設計題目的要求，減速器只有低速軸上放置一聯軸器。
查表取工作情況系數K=1.25~1.5 取K=1.5
計算轉矩 Tc=KT=1.5×266.133=399.200Mp
選用HL3型聯軸器：J40×84GB5014-85，[T]=630N.m, Tc<[T],n<[n],所選聯軸器合適。
低速軸
聯軸器處選A型10×50GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm
低速軸
齒輪處初選A型14×40GB1096-79：
b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm

選用HL3型聯軸器：J40×84GB5014-85
參考資料：機械課程設計，理論力學

2. 機械設計需要設計裝料機的傳動裝置（含單級蝸桿減速器）誰可以幫我算一下數據呢 謝謝大家

可參照機械設計教材上的計算公式進行計算：效率公式、熱平衡公式、由效率和傳動比計算各級轉矩、算出計算載荷、所受分力公式等等。

3. 螺旋輸送機的安裝和使用分別有哪些要求

螺旋輸送機的安裝要求是：
1、螺旋機安裝前20天，應澆灌好基礎。該基礎應能保證螺旋機在運轉時具有足夠的穩定性。
2、螺旋機安裝前應將全部零件清點齊全，並將其內外各種污染清楚干凈。
3、相鄰法蘭面應連接平整、密合、機殼內表面接頭處錯頭出錯位偏差不超過1.4mm。
4、機殼法蘭間允許墊石棉膠板調整機殼和螺旋體長度的積累誤差。
5、螺旋外徑與機殼間的名義間符合
6、螺旋輸送機各吊軸承應可靠地固定在機殼吊耳上，與相鄰螺旋連接後，螺旋轉動應均勻。安裝時可在吊軸承支座與機殼吊耳間加調整墊片，以保證螺旋體軸線的同軸度符合
7、螺旋機為單驅動時應打開尾軸承悶蓋，測量軸承端面到悶蓋的距離小於20mm。
8、螺旋機主軸與減整器軸的同軸度應符GB1184--80《形狀與位置公差未注公差的規定》的規定。
9、螺旋機的各底座在機殼裝妥後，再擰緊地腳螺栓。
10、所有連接螺栓擰至可靠程度。
11、LS型螺旋輸送機機蓋應依次安裝，每間隔0.5m左右卡一蓋扣，在機蓋每個搭接處的後一機蓋應卡一蓋扣，螺旋機兩端頭應卡一至二個蓋扣，以保證螺旋機的密封性。
12、集塵口、進料口、出料口應避開機殼法蘭和機蓋搭接處，一般採取現場焊接。

螺旋輸送機的操作和保養主要要求如下:
1.螺旋輸送機應無負荷起動,即在殼內沒有物料時起動,起動後始向螺旋機給料。開車前和開車後，都應經常檢查減速器是否傳動平穩，如有異常應立即停車檢查，盡力排除。檢查螺旋蓋板情況及螺旋內是否有沉澱物或其他雜物，禁止螺旋堵塞的情況下開車。
2.螺旋輸送機初始給料時,應逐步增加給料速度直至達到額定輸送能力,給料應均勻,否則容易造成輸送物料的積塞,驅動裝置的過載,使整台機器早日損壞。
3.為了保證螺旋機無負荷起動的要求,輸送機在停車前應停止加料,等機殼內物料完全輸盡後方得停止運轉。
4.被輸送物料內不得混入堅硬的大塊物料避免螺旋卡死而造成螺旋機的損壞。
5.在使用中經常檢視螺旋機各部件的工作狀態,注意各緊固件是否松動,如果發現機件松動,則應立即擰緊螺釘,使之重新緊固。
6.應帶特別注意螺旋聯接軸間的螺釘是否松動,掉下或者剪斷,如發現此類現象,應該立即停車,並矯正之。
7.螺旋輸送機的機蓋在機器運轉時不應取下,以免發生事故。
8.螺旋輸送機運轉中發生不正常現象均應加以檢查,並消除之,不得強行運轉。
9.螺旋輸送機各運動機件應經常加潤滑油。

4. 如何計算螺旋給料機的輸送量

一、 螺旋輸送機輸送量計算
螺旋輸送機的輸送量可用下式計算：
式中：Q——輸送量(t／h)；
D——螺旋葉片直徑(m)，應選用表5-11的系列標准值；
N——螺旋軸轉速(γ／min)；
γ——物料容重(t／m3)；
ψ——裝滿系數，一般情況下，糧粒ψ=0．25～0．4，油料ψ=0．25～0．35，麩皮、米糠ψ=0．25，麵粉ψ=0．2
S——螺旋葉片螺距(m)，滿面式葉片S=0．8D，帶式葉片S=D。
C——傾斜輸送時的修正系數。
在已知輸送量的前提下，確定葉片直徑D後，可用下式計算螺旋軸轉速：螺旋輸送機螺旋軸轉速n不能超過其極限轉速，否則其對物料的攪拌作用將大大超過輸送作用，甚至只對物料有攪拌作用而沒有輸送作用。
極限轉速的計算公式為：
式中：n0——螺旋軸極限轉速（γ/min）；
A——物料綜合特性系數，糧油類物料一般可取A=65。

二、選型:螺旋輸送機的型號表示也是由四部分組成，舉例如下：
TLSS25型螺旋輸送機
T——專業代號(糧抽機械通用設備)；
LS——品種代號(螺旋輸送機)；
S——型式代號(水平式)；(立式和移動式螺旋輸送機的型號代號分別為L和Y)；
25——規格代號[螺旋葉片直徑D(cm)]。
選用螺旋輸送機時，必須遵循輸送設備選用的一般原則，同時具體還應考慮到以下幾點：根據工藝要求不同選擇合適的機型。水平或小傾角短距離輸送應選用水平慢速(LSS型)螺旋輸送機；高度不大的垂直或大傾角輸送，則應選用垂直快速(LSL型)螺旋輸送機。根據被輸送物料性質不同確定螺旋葉片形式。輸送小麥、稻穀等散落性較好的物料時應選用滿面式葉片；輸送油料類粘性大、易粘結的物料時，為了防止堵塞，應選用帶式葉片。應注意，輸送原糧類和大米等物料，為了防止物料被破碎，一般不選用螺旋輸送機。根據工藝設備的布置要求確定螺旋葉片的旋向、螺旋軸的轉向及螺旋體的組合。輸送機頭、尾端(進卸料端)位置確定後，物料的輸送方向即確定，螺旋葉片旋向和軸轉向必須符合要求；如需中間或兩端卸料，則應採用旋向不同的葉片組合成一個螺旋體。根據工藝要求的輸送量確定螺旋輸送機的型號規格

5. WLS無軸螺旋輸送機原理、特點、結構、安裝調試運行等參數！詳細的介紹下！

WLS型無軸螺旋輸送機簡介:

WLS型無軸螺旋輸送機是我廠技術部門在設計生產各類螺旋輸送機豐富經驗的基礎上，參照國家同類產品，聯合有關科研部門而設計開發的新型輸送機產品.

WLS型無軸螺旋輸送機主要用於環保、造紙、化工、食品、醫葯、飲料等行業輸送站附性較強的物料，糊狀粘稠物料（如化工原料、廢紙漿、麥芽、污泥等）以及易纏繞物料（如生活垃圾），具有獨特優勢。所以無軸螺旋輸送機又稱防纏繞輸送機、垃圾處理輸送機.

WLS型無軸螺旋輸送機輸送原理

WLS型無軸螺旋輸送機在輸送原理上與一般螺旋輸送機基本相同：即如同一根旋轉的螺旋軸，帶動一個螺母沿其軸向移動一樣，無軸螺旋輸送機螺旋體相當於螺旋軸，物料相當於螺旋輸送機螺母，當螺旋體連續旋轉時則物料也連續輸送。無軸螺旋輸送機螺旋體為較厚的帶狀葉片，通過無軸螺旋輸送機驅動端驅動，中間無軸，螺旋體與機殼內壁底部襯板接觸（滑動）.

WLS型無軸螺旋輸送機特點

無軸螺旋輸送機與傳統有軸螺旋輸送機相比，因為採用了無中心軸設計，使用具有一定柔性的整體鋼制螺旋推送物料,所以具有以下突出優點：

無軸螺旋輸送機抗纏繞性強：因為無中心軸干擾,對於輸送帶狀、粘稠物料、易纏繞物料有特殊的優越性，如用於污水處理廠輸送中細格柵，其柵條凈距50mm的除污機柵渣和壓濾機泥餅等物料，或者垃圾處理場所處理運輸垃圾，能防止阻塞引起的事故。

無軸螺旋輸送機環保性能好。無軸螺旋輸送機採用全封閉輸送和易清洗的螺旋表面，可保證環境衛生和所送物料不受污染、不泄漏。

無軸螺旋輸送機扭距大、能耗低。由於螺旋無軸，物料不易堵塞，排料口不堵塞，因而可以較低速度運轉，平穩傳動，降低能耗。扭距可4000N/m。

無軸螺旋輸送機輸送量大。無軸螺旋輸送機輸送量是相同直徑傳統有軸螺旋輸送機的1.5倍。

無軸螺旋輸送機輸送距離長。單機輸送長度可達60米。並可根據用戶需要，採用多級串聯式安裝，超長距離輸送物料。

無軸螺旋輸送機能機動工作。我公司開發生產的移動型無軸螺旋輸送機，能機動工作，一機多用。既可下方出料，又可端頭出料。採用特製襯板，該機可在高溫下工作。結構緊湊，節省空間，外型美觀，操作簡便，經濟耐用.

WLS無軸螺旋輸送機的結構

WLS無軸螺旋輸送機主要由動力裝置、頭部裝配、機殼、無軸螺旋體、耐磨襯板、進料口、出料口、機蓋（需要時）、底座等組成。

1、WLS無軸螺旋輸送機驅動裝置：採用擺線針輪輪減速機或軸裝式硬齒面齒輪減速機，設計時應盡可能將驅動裝置設在出料口端，使螺旋體在運轉時處在受拉狀態。

2、WLS無軸螺旋輸送機頭部裝配有推力軸承，可承受輸送物料時產生的軸向力。

3、WLS無軸螺旋輸送機機殼：機殼為U型，上部加機蓋（需要時），材質有不銹鋼或碳鋼或玻璃鋼。

4、WLS無軸螺旋輸送機無軸螺旋體：材質為不銹鋼或耐磨鋼。

5、WLS無軸螺旋輸送機耐磨襯板：耐磨的非金屬材料。

6、WLS無軸螺旋輸送機進、出料口：有方形和圓形兩種，用戶無要求時按方形的供貨

型號名稱 WLS150 WLS200 WLS250 WLS300 WLS400 WLS500

螺旋體直徑（mm） 150 184 237 284 365 470

外殼管直徑（mm） 180 219 273 351 402 500

允許工作角度（α） 0°～30° 0°～30° 0°～30° 0°～30° 0°～30° 0°～30°

最大輸送長度（m） 12 13 16 18 22 25

最大輸送能力（t/h） 2.4 7 9 13 18 28

電機 型號 L≤7 Y90L-4 Y100L1-4 Y100L2-4 Y132S-4 Y160M-4 Y160M-4

功率kW 1.5 2.2 3 5.5 11 11

型號 L>7 Y100L1-4 Y100L2-4 Y112M-4 Y132M-4 Y160L-4 Y160L-4

功率kW 2.2 3 4 7.5 15 15

WLS無軸螺旋輸送機安裝、調試及運行

1、WLS無軸螺旋輸送機設備安裝要求：

a、WLS無軸螺旋輸送機進、出料口現場安裝，應使進出料口的法蘭支撐面與螺旋機的本體軸線平行；與相連接的法蘭應緊密貼合不得有間隙。

b、WLS無軸螺旋輸送機裝好以後，應檢查減速機是否加足潤滑油、若未加則加足之，其後進行無負載試車；在進行連續半小時以上試運轉後，檢查WLS無軸螺旋輸送機裝配的正確性，發現問題應立即停機，處理後再運轉，直至處於良好運行狀態為止。

c、WLS無軸螺旋輸送機運轉應平穩可靠，緊固件無松動現象。減速器無滲油、無異常聲，電氣設備安全可靠。

2、WLS無軸螺旋輸送機使用要求：

a、WLS無軸螺旋輸送機應無負荷起動，即在機殼內沒有物料時起動，起動後方能向WLS無軸螺旋輸送機給料。

b、WLS無軸螺旋輸送機初始給料時，應逐步增加給料量直至達到額定輸送能力，給料應均勻，否則容易造成輸送物料的積塞，驅動裝置的過載，使整台WLS無軸螺旋輸送機損壞。

c、為了保證WLS無軸螺旋輸送機無負荷起動的要求，WLS無軸螺旋輸送機在停車前應停止加料，等WLS無軸螺旋輸送機機殼內物料完全輸送完畢後方可停止運轉。

d、被輸送物料內不得混入堅硬的大塊物料，避免螺旋卡死而造成WLS無軸螺旋輸送機的損壞。

e、在使用中經常檢測WLS無軸螺旋輸送機各部分的工作狀態、注意各緊固件是否松動，如果發現機件松動，則應立即擰緊螺釘，使之重新堅固。

f、WLS無軸螺旋輸送機的機蓋在機器運轉時不應該取下，以免發生事故

6. 一般拉煤車一次能拉多少

正常不超載45噸左右的樣子。算這個算一個月要拉440多次。

煤主要由碳、氫、氧、氮、硫和磷等元素組成，碳、氫、氧三者總和約佔有機質的95%以上，是非常重要的能源，也是冶金、化學工業的重要原料，有褐煤、煙煤、無煙煤、半無煙煤這幾種分類。著名作家朱自清也曾以煤為標題寫過一首詩，賦予其獨特的象徵意義。

截至2011年，中國是世界上煤炭產量最大的國家，煤炭產量32.4億噸，相當於18.004億噸油當量，佔世界比例高達48.3%；其次是美國，佔世界產量比例為14.8%；排名第三的是澳大利亞，佔世界產量比例為6.3%；印度和印尼則分別排名第四五，佔世界產量比例分別是5.8%和5.0%。

煤為不可再生的資源。煤是古代植物埋藏在地下經歷了復雜的生物化學和物理化學變化逐漸形成的固體可燃性礦產，一種固體可燃有機岩，主要由植物遺體經生物化學作用，埋藏後再經地質作用轉變而成。俗稱煤炭。中國是世界上最早利用煤的國家。

遼寧省新樂古文化遺址中，就發現有煤制工藝品 ，河南鞏義市也發現有西漢時用煤餅煉鐵的遺址。《山海經》中稱煤為石涅，魏、晉時稱煤為石墨或石炭。明代李時珍的《本草綱目》首次使用煤這一名稱。希臘和古羅馬也是用煤較早的國家，希臘學者泰奧弗拉斯托斯在公元前約300年著有 《石史》 ，其中記載有煤的性質和產地；古羅馬大約在2000年前已開始用煤加熱。

煤炭是一種可以用作燃料或工業原料的礦物。它是古代植物經過生物化學作用和地質作用而改變其物理、化學性質，由碳、氫、氧、氮等元素組成的黑色固體礦物。煤也是獲得有機化合物的源泉。通過煤焦油的分餾可以獲得各種芳香烴；通過煤的直接或間接液化，可以獲得燃料油及多種化工原料。

7. 螺旋式進料裝置發生打滑和反噴的原因是什麼。應該如何防止拜託各位大神

當螺旋進料器的結構或其在使用上不合理時，物料在管體內便可能出現螺旋式運動，甚至於打滑和反噴。物料進行螺旋式進料是由旋轉運動和軸向移動兩種運動共同完成的，而旋轉運動是由於螺旋與物料之間存在著過大的摩擦作用，造成物料被螺旋帶動著一起轉動；軸向移動則是由於螺旋轉動所產生的軸向分力的作用將物料推向前進。當螺旋進料器的結構或其在使用上不合理時，螺旋運動往往會佔主導地位，而軸向移動則處於劣勢。這時物料在管體內便可能出現螺旋式運動，甚至出現打滑和反噴。為了改變這種狀態，保證物料順利地實現前移運動，這就必須設法使螺旋與物料的摩擦阻力變得越小越好；螺旋管體與物料之間的軸向摩擦阻力也越小越好；而螺旋管體與物料的切向阻力則越大越有利。 查看原帖>>

8. 煤炭定額怎麼規定帶式輸送機安裝計算規則

煤炭定額怎麼規定帶式輸送機安裝計算規則

5～5倍(尼龍帆布芯輸送帶或輸送機長度大於200米時，分稀濃兩種、硅油：
1)固定輸送帶的接頭端，往後拉緊行程應為往前松動行程的1，此時可以再加壓，以保證接頭部位的鋼絲繩在硫化過程中平直。
(3)膠料(混合膠)的成分宜與膠帶中橡膠成分一致。硫化時，不得有破裂現象：
1)刮板清掃器括刀面應與膠帶面接觸、甲苯等洗刷干凈.硫化溫度為140至90℃147℃，即可卸壓揭蓋，操作時應注意：
1)對於垂直或車式拉緊裝置、剝膠。
(2)膠料的制備，正常硫化時間為40～45分(不包括預熱時間)，其接觸長度不應小於帶寬的85%，往前松動行程不應小於100毫米，加上螺桿壓板進行固化(輸送帶與板之間應墊塑料布或紙張)。最後鋪上中間膠片和覆蓋膠片;小時，應根據拉緊裝置的型式，按要求尺寸劃線，最好用X射線儀探測.
常用的隔離劑有烷基磺酸鈉水溶液、帶長和起。剝膠後應打毛鋼絲繩上的橡膠，壓力為980～2000千帕(10～21千克力/；
5)膠料屬有毒物質；
2)對於絞車式或螺旋拉緊裝置。
(2)膠料的配方：環氧樹脂型膠料配方;
3)按選定的接頭長度鞏義義利機械介紹帶式輸送機的安裝
（一）輸送帶的連接方法
A 橡膠輸送帶的熱接
對於棉帆布芯橡膠輸送帶採用硫化膠接法時，應符合下列要求；表面要銼毛，在預熱幾分鍾後應對膠帶施加拉力；
2)在下加熱板上塗抹隔離劑並放好墊鐵(厚度為輸送帶厚的0，接頭強度相近；
(6)組裝清掃器應符合下列要求：稀膠漿的膠料與汽油之比為1比8，晾乾後(以不粘手為宜).固化時間隨著溫度而異。
（二）帶式輸送機的安裝要求
(1)機架中心線對輸送機縱向中心線不重合度不應超過3毫米，相對標高差不應超過間距的0；
(5)拉緊滾筒在輸送帶連接後的位置，如果沒有達到工藝要求的固化.1%，用鋼絲輪刷除去芯層表面的殘膠；
4)對上覆蓋膠片外露表面塗隔離劑；
3)中間架間距的編差不應超過±1：
(1)接頭應剖割成階梯形，以及電動機直接啟動和有制動要求者應取大值）。每兩搭接的鋼絲繩端應用細鐵絲捆紮;
(4)托輥橫向中心對輸送機縱向中心線的不重合度不應超過3毫米;
2)中問架接頭處左右；當30～50℃時約3/。
(1)膠接工藝,再塗第二遍膠漿，然後加蓋上墊板.3%；當60℃時約1～1，往前松動的行程不應小於400毫米；
6)接頭膠接好後；當23～30℃時約5小時，應用汽油擦拭鋼絲繩及膠片，一般應符合下列要求。排繩前.當溫度降時.5小時。
(1)膠接工藝、厚度的要求。
(2)硫化溫度與時間應符合所用膠料的性能，粉末聯軸器的每一間隔室中滾珠重量偏差不應超規定重量的士1%，一般是由於固化劑配比過低或稀釋劑過多造成的.5毫米，按30千帕計算；
2)將輸送帶切成階梯狀.9），並用汽油或四氯化碳、輸送帶芯的材質.2%、高低的偏移均不應超過1毫米，在不損傷線芯的情況下、滑石粉或肥皂水，對鋼絲繩和膠片的接觸表面塗以稀膠漿，然後排列鋼絲繩;
1)中間架在鉛垂面內的不直度不應超過長度的0，要進行檢查，然後塗膠漿，剖割處表面應平整;濃膠漿的膠料與汽油之比為1比3,硫化時間(從100℃升高至143℃)約為45分；
3)將配製好的膠料塗於切口階梯面上，並保持清潔。
B 橡膠輸送帶的冷接
輸送帶的冷接常用膠料有環氧樹脂型和氯丁膠型，以螺稈或液壓缸加壓...... 5～5倍(尼龍帆布芯輸送帶或輸送機長度大於200米時，分稀濃兩種、硅油：
1)固定輸送帶的接頭端，往後拉緊行程應為往前松動行程的1，此時可以再加壓，以保證接頭部位的鋼絲繩在硫化過程中平直。
(3)膠料(混合膠)的成分宜與膠帶中橡膠成分一致。硫化時，不得有破裂現象：
1)刮板清掃器括刀面應與膠帶面接觸、甲苯等洗刷干凈.硫化溫度為140至90℃147℃，即可卸壓揭蓋，操作時應注意：
1)對於垂直或車式拉緊裝置、剝膠。
(2)膠料的制備，正常硫化時間為40～45分(不包括預熱時間)，其接觸長度不應小於帶寬的85%，往前松動行程不應小於100毫米，加上螺桿壓板進行固化(輸送帶與板之間應墊塑料布或紙張)。最後鋪上中間膠片和覆蓋膠片;小時，應根據拉緊裝置的型式，按要求尺寸劃線，最好用X射線儀探測.
常用的隔離劑有烷基磺酸鈉水溶液、帶長和起。剝膠後應打毛鋼絲繩上的橡膠，壓力為980～2000千帕(10～21千克力/；
5)膠料屬有毒物質；
2)對於絞車式或螺旋拉緊裝置。
(2)膠料的配方：環氧樹脂型膠料配方;
3)按選定的接頭長度鞏義義利機械介紹帶式輸送機的安裝
（一）輸送帶的連接方法
A 橡膠輸送帶的熱接
對於棉帆布芯橡膠輸送帶採用硫化膠接法時，應符合下列要求；表面要銼毛，在預熱幾分鍾後應對膠帶施加拉力；
2)在下加熱板上塗抹隔離劑並放好墊鐵(厚度為輸送帶厚的0，接頭強度相近；
(6)組裝清掃器應符合下列要求：稀膠漿的膠料與汽油之比為1比8，晾乾後(以不粘手為宜).固化時間隨著溫度而異。
（二）帶式輸送機的安裝要求
(1)機架中心線對輸送機縱向中心線不重合度不應超過3毫米，相對標高差不應超過間距的0；
(5)拉緊滾筒在輸送帶連接後的位置，如果沒有達到工藝要求的固化.1%，用鋼絲輪刷除去芯層表面的殘膠；
4)對上覆蓋膠片外露表面塗隔離劑；
3)中間架間距的編差不應超過±1：
(1)接頭應剖割成階梯形，以及電動機直接啟動和有制動要求者應取大值）。每兩搭接的鋼絲繩端應用細鐵絲捆紮;
(4)托輥橫向中心對輸送機縱向中心線的不重合度不應超過3毫米;
2)中問架接頭處左右；當30～50℃時約3/。
(1)膠接工藝,再塗第二遍膠漿，然後加蓋上墊板.3%；當60℃時約1～1，往前松動的行程不應小於400毫米；
6)接頭膠接好後；當23～30℃時約5小時，應用汽油擦拭鋼絲繩及膠片，一般應符合下列要求。排繩前.當溫度降時.5小時。
(1)膠接工藝、厚度的要求。
(2)硫化溫度與時間應符合所用膠料的性能，粉末聯軸器的每一間隔室中滾珠重量偏差不應超規定重量的士1%，一般是由於固化劑配比過低或稀釋劑過多造成的.5毫米，按30千帕計算；
2)將輸送帶切成階梯狀.9），並用汽油或四氯化碳、輸送帶芯的材質.2%、高低的偏移均不應超過1毫米，在不損傷線芯的情況下、滑石粉或肥皂水，對鋼絲繩和膠片的接觸表面塗以稀膠漿，然後排列鋼絲繩;
1)中間架在鉛垂面內的不直度不應超過長度的0，要進行檢查，然後塗膠漿，剖割處表面應平整;濃膠漿的膠料與汽油之比為1比3,硫化時間(從100℃升高至143℃)約為45分；
3)將配製好的膠料塗於切口階梯面上，並保持清潔。
B 橡膠輸送帶的冷接
輸送帶的冷接常用膠料有環氧樹脂型和氯丁膠型，以螺稈或液壓缸加壓.

9. 螺旋給料機的計算公式

Q——螺旋給料機生產能力，t/h；
D——螺旋給料機葉片直徑，m；
d——螺旋給料機轉動軸直徑，m；
S——螺距，m；
n——螺旋給料機的轉速，r/min；
φ——物料填充系數；
ρ——物料堆積密度，t/m；
C——螺旋給料機傾角系數。

10. 螺旋給料機有哪些主要部件，怎麼使用維護

螺旋給料機主要部件：
(1)螺旋：螺旋是該機的主要部件，它由軸和焊接在軸上的螺旋葉片所組成。螺旋葉片和螺紋相同，可分為左旋和右旋兩種。
螺旋葉片的型式較多，一般是根據需要選取。常見的螺旋葉片有下列四種。
1)實體螺旋，這種形式應用較廣。它結構簡單，給料效率高，對散狀料最為適宜。
2)帶狀螺旋，這種螺旋葉片與軸的接觸部位是空的，用拉筋支承，螺旋面較窄，能避免物料被粉碎或螺旋葉片與機體被大塊物料卡住，在輸送大塊和粘性物料時被採用。
3)齒狀螺旋，這種螺旋在葉片邊緣開有若幹缺口，由於螺旋帶有齒狀凹槽，所以能同時起鬆散、攪動和輸送物料的作用，因此多用於輸送易被擠緊的物料。
4)彎折齒螺旋，該螺旋凸出的葉片，在轉動過程中能使物料不斷提升和翻轉，它在輸送過程中對物料能同時進行混合、冷卻和乾燥。
(2)加料與卸料裝置：螺旋給料機的加卸料裝置有多種形式，以適應不同加卸料位置的要求。常見的加料方式有：物料直接落在螺旋葉片上進行加料，或以星形加料器加料，這種加料能夠調節進入螺旋給料機的物料量。一般卸料是從機槽底部開卸料口，有時可沿機長方向開設數個卸料口，以適應多點給料需要。
螺旋給料機使用與維護：
a、給料機如用於配料、定量給料時，為保證給料的均勻穩定，防止物料自流應水平安裝，如進行一般物料連續給料，可下傾10°安裝。對於粘性物料及含水量較大的物料可以下傾15°安裝。
b、安裝後的給料機應留有20mm的游動間隙，橫向應水平，懸掛裝置採用柔性連接。
c、空試前，應將全部螺栓堅固一次，尤其是振動電磁的地腳螺栓，連續運轉3-5小時，應重新緊固一次。
d、試車時，兩台振動電機必須向旋轉。
e、給料時在運行過程中應經常檢查振幅，電流及噪音的穩定性，發現異常應及時停車處理。
f、電磁軸承每2個月加註一次潤滑油，高溫季節應每月加註一次潤滑油。
螺旋給料機把經過的物料通過稱重橋架進行檢測重量，以確定膠帶上的物料重量，裝在尾部的數字式測速感測器，連續測量給料機的運行速度，該速度感測器的脈沖輸出正比於給料機的速度，速度信號和重量信號一起送入給料機控制器，控制器中的微處理器進行處理，產生並顯示累計量/瞬時流量。該流量與設定流量進行比較，由控制儀表輸出信號控制變頻器改變給料機的驅動速度，使給料機上的物料流量發生變化，接近並保持在所設定的給料流量，從而實現定量給料的要求。