螺旋輸送機傳動裝置設計目的

A. 螺旋千斤頂的設計

一、設計任務書
設計帶式輸送機的傳動裝置。
工作條件：帶式輸送機連續單向運轉，工作平穩無過載，空載起動，輸送帶速度允許誤差±5% ；兩班制工作（每班按8小時計算），使用期限10年，小批量生產。
具體的設計任務包括：
（1）傳動方案的分析和擬定；
（2）電動機的選擇，傳動裝置的運動和動力參數的計算；
（3）傳動零件的設計（帶傳動、單級齒輪傳動）；
（4）軸和軸承組合設計（軸的結構設計，軸承組合設計，低速軸彎、扭組合強度校核，低速軸上軸承壽命計算）；
（5）鍵的選擇及強度校核（低速軸上鍵的校核）；
（6）聯軸器的選擇；
（7）減速器的潤滑與密封；
（8）減速器裝配草圖俯視圖設計（箱體、附件設計等）；
二、傳動方案的擬定及電動機的選擇
已知條件：運輸帶的有效拉力 F=3000N，傳送帶的速度為 v=2m/s，滾筒直徑為 D=300mm。連續單向運轉，工作平穩無過載。
1、 傳動方案的擬定
採用V帶傳動及單級圓柱齒輪傳動。
（1）、類型：採用Y系列三相非同步電動機
（2）、容量選取：工作機有效功率：
Pw=FV/1000=3000 2/1000=6KW
設 ：V型帶效率
：滾動軸承效率
：閉式齒輪傳動（設齒輪精度為8級）效率
:彈性聯軸器效率
：捲筒軸效率
ŋ6: 滾筒效率
查表得 ŋ2=0.99 ŋ3=0.97 ŋ4=0.97 ŋ5=0.98
ŋ6=0.96
傳動裝置總效率為：
ŋ總= ŋ1 ŋ 2^2 ŋ3 ŋ4 ŋ5 ŋ6
=0.96×0.99^2×0.97×0.97×0.98×0.96=0.83
電動機所需功率為：
Pd=FV/1000×0.83=7.23KW
查《機械設計基礎課程設計》附錄二， 選取電動機的額定功率 Pe=7.5kW
（3）、確定電動機轉速
滾筒轉速為：
=60×1000V/πD
=60×1000×2／π×300=127.4r／min
因帶傳動的傳動比2-4為宜，齒輪傳動的傳動比3-5為宜，則
最大適宜傳動比為
最小適宜傳動比為
則電動機轉速可選范圍為：
nd=i =127.4×（6~20）=764.4~2548 r／min
可選的同步轉速有
1000r／min 1500r／min 3000r／min
三種，三種方案的總傳動比分別為：
i =7.61 i =11.3 =22.76
考慮到電動機轉速越高，價格越低，尺寸越小，結構更緊湊，故選用同步轉速為 的電動機。
查《機械設計基礎課程設計》附錄二，得此電動機的型號為 Y132M-4。
電動機型號：Y132M-4
額定功率 ：7.5
滿載轉速 ：1440
啟動轉矩 ：2.2
最大轉矩 ：2.2
由電動機具體尺寸參數 ，得
中心高： 132mm
外型尺寸 ： 515*（270/2+210）315
底腳安裝尺寸 ：216 178
地腳螺孔直徑 ：12
軸外伸尺寸 ：38 80
裝鍵部位尺寸 ：10 33 38
2、 計算傳動裝置的總傳動比並分配傳動比
（1）、總傳動比： i總=11.3
（2）、分配傳動比：取帶傳動比 i帶=2.8，則減速器傳動比 i齒=11.3/2.8=4。
三、 傳動裝置的運動和動力參數計算
1、各軸轉速計算
nⅠ= ／i帶=1440／2.8=514.286 r／min
nⅡ=nⅠ／i齒=514.286／4.0=127.4 r／min
滾筒n筒=nⅡ=127.4 r／min
2、各軸輸入功率計算
PⅠ= Pd ŋ帶=7.23×0.96=6.94kw
PⅡ=PⅠŋ2=6.94×096=6.66 kw
3、 各軸輸入轉矩計算
Td=9550×Pd／nⅠ=9550×7.23／1440=47.95Nm
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×6.94／514.286=128.87Nm
TⅡ=9550×PⅡ／nⅡ=9550×6.66／172.4=499.286Nm
四、傳動零件的設計計算
（一）、V帶及帶輪的設計
已知條件：電動機型號為 Y132M-4 中心高132mm，電動機的輸出功率為 7.5kw。滿載轉速為 1440r／min。每天運轉時間為16小時（八小時每班，兩班制），I軸轉速為 514.286 r／min
齒輪傳動傳動比：
i=nⅠ／nⅡ=4
（1） 、確定計算功率 每天運轉時間為16小時的帶式輸送機的工況系數 =1.2。則 = Pe=1.2×7.5=9 kw
(2)、 選擇V帶型號
查表知選A型帶
並考慮結構緊湊性等因素，初選用窄V帶SPA型。
（3）、確定帶輪的基準直徑 和
I、初選小帶輪直徑
一般取 ，並取標准值。查表取小帶輪直徑為125m m。機中心高為 H=132mm，由 ，故滿足要求。
II、驗算帶速
V=пd1n1／60×1000=3.14×125×1440／60×1000
=9.42m／s
一般應使 ，故符合要求。
III、計算大帶輪直徑
要求傳動比較精確，考慮滑動率 ，取 =0.01
有 =（1- ）i帶 =（1-0.01）×125×2.825=346.959mm
取標准值 =350mm
則傳動比 i=2.8
對減速器的傳動比進行修正，得減速器的傳動比 i=4
從動輪轉速為 n2=127.4r／min
IV、確定中心距和帶長
【1】 由式 ，可
得332.5 mm≤a≤950 mm
取初步中心距 =750mm
（需使 a》700）
【2】 初算帶長
Dm=（D1+D2）／2=237.5 mm
Δ=（D2-D1）／2=112.5mm
L= +2a+Δ ／2=2402mm
選取相近的標准長度 Ld=2500mm
【3】 確定中心距
實際中心距
a≈ +(Ld-L) ／2=750+(2500-2402)/2
=800mm
V、驗算小輪包角
【1】計算單根V帶的許用功率
由SPA帶的 =125mm, n=1440r／min
i帶=2.8
得 =1.93kw
又根據SPA帶 Δ =0.17kw
又由 Ld=2500mm
查表，長度系數
=180°-Δ×60°／a=164.7°
同時由 =164.7°得包角系數 Ka=0.964
【2】、計算帶的根數z
Z=Pc／（P0+ΔP0）Kl Ka=4.079
取z=5
SPA帶推薦槽數為1-6，故符合要求。
VI、 確定初拉力
單位長度質量 q=0.1kg／m
單根帶適宜拉力為：=161.1N
VII、 計算壓軸力
壓軸力為：
FQ=2z sin( a1／2)= 1596.66N
VIII、張緊裝置
此處的傳動近似為水平的傳動，故可用調節中心距的方案張緊。
VIIII、帶輪的結構設計
已知大帶輪的直徑da2=350mm，小帶輪的直徑為 da1=125mm。對於小帶輪，由於其與電動機輸出轉軸直接相連，故轉速較高，宜採用鑄鋼材料，
又因其直徑小，故用實心結構。
對於大帶輪，由於其轉速不甚高，可採用鑄鐵材料，牌號一般為HT150或HT200，
又因其直徑大，故用腹板式結構。

（二）、齒輪設計
已知條件：已知輸入功率P1=6.94kw ，轉速為 n1=514.286 r/min，齒數比 u=4，單向運轉，載荷平穩，每天工作時間為16小時，預計壽命為10年。
（1）、選定齒輪類型、材料、熱處理方式及精度等級
A、採用直齒圓柱齒輪傳動。
B、帶式輸送機為一般機械，速度不高，選用8級精度。
C、查表 小齒輪材料為45鋼，調質處理，平均齒面硬度為250HBS。
大齒輪材料為45鋼，正火處理，平均齒面硬度為200 HBS。
（2）、初步計算齒輪參數
因為是閉式齒面齒輪傳動，故先按齒面接觸疲勞強度設計，按齒根彎曲疲勞強度校核。
小齒輪分度圓的直徑為
A、 Ad==85
B、 計算齒輪轉矩
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×6.94／514.286=128.87 Nm
C、 取齒寬系數
齒數比為u=4
D、 取 ,則大齒輪的齒數: =84
E、 接觸疲勞極限
[σH]lim =610MPa, [σH]lim =500MPa
應力循環次數
N1=60×514.286×10×300×16=1.48×10
N2=N1/u=3.7×10
查圖得接觸疲勞壽命極限系數為 =1, =1.1
取安全系數SH=1
則接觸應力：
[σ ] =[σ ]lim1ZN1/SH=610×1/1=610MPa
[σ ] =[σ ]lim2ZN2/SH=550MPa
取 [σ ]=550 MPa

則 =85
>=66mm 取d1=70mm
（3）、確定傳動尺寸
1、計算圓周速度
v=pd1n1/60*1000=1.77m/s
2、計算載荷系數
查表得使用系數
由 v=1.77 ，8級精度，查圖得動載系數
查表得齒間載荷分配系數
查表得齒向載荷分布系數 （非對稱布置，軸剛性小）
得
3、 確定模數： m=d1/z1=70/21=3.33mm，取標准模數為 .5
4、計算中心距：
a=m(z1+z2)/2=183.75mm
圓整為a=185mm
5、精算分度圓直徑
d1=mz1=3.5×21=73.5mm
d2=mz2=3.5×84=294mm
6、計算齒寬
b1= d1=1.1×73.5=80mm
取 b2=80mm， b1=85mm
7、計算兩齒輪的齒頂圓直徑、齒根圓直徑
小齒輪：
齒頂圓直徑：
da1=m(z1+ha*)=3.5×(21+1)=77mm
齒根圓直徑：
df1=m(z1-2ha*-2c)=3.5×(21-2×1-2×0.25)=64.75mm
大齒輪：
齒頂圓直徑：
da2=297.5mm
齒根圓直徑：
df2=285.25mm
（4）、校核齒根彎曲強度
由
式中各參數的含義
1、 的值同前
2、查表齒形系數 Ya1=2.8 Ya2=2.23
應力校核系數 Ysa1=1.55 Ysa2=1.77
4、許用彎曲應力
查圖6-15（d）、（c）的彎曲疲勞強度系數為
=1

查圖得彎曲疲勞壽命系數
，取安全系數 ，故有KFN1=0.85 KFN2=0.8
滿足齒根彎曲強度。
（5）結構設計
小齒輪的分度圓直徑為 ，故可採用實心結構
大齒輪的分度圓直徑為 ，故應採用腹板式結構
（6）、速度誤差計算
經過帶輪和齒輪設計後，
滾筒的實際轉速n= /i= =127.57r/min
滾筒理論要求轉速為 127.4r/min
則誤差為
故符合要求。
五、軸的設計計算
（一）、低速軸的設計校核
低速軸的設計
已知：輸出軸功率為 =6.66KW，輸出軸轉矩為 =499.286Nm，輸出軸轉速為 =127.4r/min，壽命為10年。
齒輪參數： z1=21， z2=84，m=3.5，
1、 選擇軸的材料
該軸無特殊要求，因而選用調質處理的45鋼，查得
2、 求輸入軸的功率，轉速及扭矩
已求得 ，PI=6.94KW , TI=128.872Nm， nI= 514.286r/min
3、 初步估算最小軸徑
最小軸徑
當選取軸的材料為45鋼，C取110
=
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑 。
考慮到軸上開有鍵槽對軸強度的影響，軸徑需增大5%。
d=(1+5%)41.3=43.4mm
則d=45mm
為使所選直徑 與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選擇聯軸器。
聯軸器的扭矩 ,查表得 ，又TII=499.286Nm，則有
Tc=kT=1.5 499.286Nm=748.9Nm
理論上該聯軸器的計算轉矩應小於聯軸器的公稱轉矩。
從《機械設計基礎課程設計》 查得採用 型彈性套柱聯軸器。
該聯軸器所傳遞的公稱轉矩
取與該軸配合的半聯軸器孔徑為 d=50mm，故軸徑為d1=45mm
半聯軸器長 ，與軸配合部分長度 L1=84mm。
軸的結構設計
裝聯軸器軸段I-II:
=45mm，因半聯軸器與軸配合部分的長度為 ，為保證軸端擋板壓緊聯軸器，而不會壓在軸的端面上，故 略小於 ，取 =81mm。
（2）、裝左軸承端蓋軸段II-III：
聯軸器右端用軸肩定位，取 =50mm，
軸段II-III的長度由軸承端蓋的寬度及其固定螺釘的范圍（拆裝空間而定），可取 =45mm.
（3）、裝左軸承軸段III-VI：
由於圓柱斜齒輪沒有軸向力及 =55,初選深溝球軸承，型號為6211，其尺寸為
D×d×B=100×55×21，故 =55。
軸段III-VI的長度由滾動軸承的寬度B=21mm，軸承與箱體內壁的距離s=5～10（取 =10），箱體內壁與齒輪距離a=10～20mm（一般取 ）以及大齒輪輪轂與裝配軸段的長度差（此處取4）等尺寸決定：
L3=B+s+a+4=21+10+14+4=49mm
取L3=49mm。
（4）、裝齒輪軸段IV-V：
考慮齒輪裝拆方便，應使d4>d3=55mm， 軸段IV-V的長度由齒輪輪轂寬度 =80mm決定，取 =77mm。
（5）、軸環段V-VI：
考慮齒輪右端用軸環進行軸向定位，取d5=70mm。
軸環寬度一般為軸肩高度的1.4倍，即
=1.4h=10mm。
（6）、自由段VI-VII：
考慮右軸承用軸肩定位，由6211軸承查得軸肩處安裝尺寸為da=64mm，取d6=60mm。
軸段VI-VII的長度由軸承距箱體內壁距離 ，軸環距箱體內壁距離 決定，則 =19mm。
（7）、右軸承安裝段VII-VIII：
選用6211型軸承，d7=55mm，軸段VII-VIII的長度由滾動軸承寬度B=21mm和軸承與箱體內壁距離決定，取 。
軸總長為312mm。
3軸上零件的定位
齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均用平鍵連接。
按 =45mm，由手冊查得平鍵剖面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm。
半聯軸器與軸的配合代號為
同理由 =60mm，選用平鍵為10×8×70，為保證良好的對中性，齒輪輪轂與軸的配合代號為 ，滾動軸承與軸的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選 。
4考慮軸的結構工藝性
軸端倒角取 .為便於加工，齒輪、半聯軸器處的鍵槽分布在同一母線上。
5、軸的強度驗算
先作出軸的受力計算簡圖，如圖所示，取集中載荷作用在齒輪的中點，
並找出圓錐滾子軸承的支反力作用點。由表查得代號為6211軸承 ,B=21mm。則
L1=41.5+45+21/2=97mm
L2=49+77/2-21/2=77mm
L3=77/2+10+19+31-21/2=88mm
(1)、計算齒輪上的作用力
輸出軸大齒輪的分度圓直徑為
d2=294mm，
則圓周力

徑向力

軸向力
Fa=Ft tan =Ft tan 0°=0
（2）、計算軸承的支反力
【1】、水平面上支反力
R =Ft L3/(L2+L3)=
R =FtL2/(L2+L3)=
【2】、垂直面上支反力
【3】、畫彎矩圖
截面C處的彎矩
a、 水平面上的彎矩

b、 垂直面上的彎矩
c、 合成彎矩M
d、 扭矩
T=T =499286Nmm

e、 畫計算彎矩
因單向運轉，視扭矩為脈動循環， ，則截面B、C處的當量彎矩為

=299939Nmm
f、 按彎扭組合成應力校核軸的強度可見截面C的當量彎矩最大，故校核該截面的強度

查表得 ，因 ，故安全。
A截面直徑最小，故校核其強度

查表得 ，因 ，故安全。
g、 判斷危險截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，雖有鍵槽、軸肩及過渡配合等所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由於軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以剖面A、B、II、III均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，剖面IV和V處過盈配合所引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，剖面C處 最大。剖面V的應力集中的影響和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同時軸徑也比較大，故不必作強度校核。剖面C上雖然 最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故剖面C也不必校核。剖面VI顯然更不必校核，又由於鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只須校核IV既可。

（二）、高速軸的設計校核
高速軸的設計
已知：輸入軸功率為PⅠ=6.94 kw ，輸入軸轉矩為TⅠ= 128.87Nm
，輸入軸轉速為nⅠ=514.286 r／min，壽命為10年。
齒輪參數： z1=21，z2=84，m=3.5， 。
1、選擇軸的材料
該軸無特殊要求，因而選用調質處理的45鋼，由表查得
1、 求輸出軸的功率 ，轉速 及扭矩 。
已求得 =127.4 r／min
=6.66kw
=499.286Nm
初步估算最小軸徑
最小軸徑 d min=
由表可知，當選取軸的材料為45鋼，C取110
d min=26.2 mm
此最小直徑顯然是安裝大帶輪處軸的直徑 。
考慮到軸上開有鍵槽對軸強度的影響，軸徑需增大5%。
則 d min=1.05 26.2=27.5mm，取 =28 mm
2、 軸的結構設計
（1）、裝帶輪軸段I-II:
=28 mm,軸段I-II的長度根據大帶輪的輪轂寬度B決定，已知 =60mm，為保證軸端擋板壓緊帶輪，而不會壓在軸的端面上，故 略小於 ，故取 =57mm。
（2）、裝左軸承端蓋軸段II-III：
聯軸器右端用軸肩定位，取 ,軸段II-III的長度由軸承端蓋的寬度及其固定螺釘的范圍（拆裝空間而定），可取
（3）、裝左軸承軸段III-IV：
由於圓柱直齒輪無軸向力及 ,初選深溝球軸承，型號6207，其尺寸為 , 。
軸段III-VI的長度由滾動軸承的寬度,滾動軸承與箱體內壁距離 ，等尺寸決定： 。
（4）、間隙處IV-V：
高速軸小齒輪右緣與箱體內壁的距離 。
取 ，
（5）、裝齒輪軸段V-VI：
考慮齒輪裝拆方便，應使 ，取 ，軸段V-VI的長度由齒輪輪轂寬度B=80mm決定，取 。
（6）、軸段VI-VII：
與軸段IV-V同。 。
（7）、右軸承安裝段VII-VIII：
選用6207型軸承， B=17mm ，軸VII-VIII的長度取
軸總長為263mm。
3、 軸上零件的定位
小齒輪、帶輪與軸的周向定位均用平鍵連接。
按 =28mm，由手冊查得平鍵剖面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm。
帶輪與軸的配合代號為 。同理由 ，選用平鍵為 ，為保證良好的對中性，齒輪輪轂與軸的配合代號為 ，滾動軸承與軸的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選 。
4、 考慮軸的結構工藝性
軸端倒角取 。
為便於加工，齒輪、帶輪處的鍵槽分布在同一母線上。
7、軸的強度驗算
先作出軸的受力計算簡圖，如圖所示，取集中載荷作用在齒輪的中點，並找出圓錐滾子軸承的支反力作用點。查《機械設計課程設計指導書》得代號為6207的深溝球軸承 a=17mm，則
L1=57/2+50+17/2=87mm
L2=17/2+12+10+80/2=70.5mm
L3=17/2+12+10+80/2=70.5mm
(1)、計算齒輪上的作用力
輸出軸小齒輪的分度圓直徑為
d1=mz1=3.5 21=73.5mm
則圓周力

徑向力

軸向力 Fa=0
（2）、計算軸承的支反力
【1】、水平面上支反力
RHA=FtL3/(L2+L3)=1/2Ft=1753.4N
RHB=FtL2/(L2+L3)= 1/2Ft=1753.4N
【2】、垂直面上支反力

RVA=3220N
RVB= =347N
【3】、截面C處的彎矩
1、 水平面上的彎矩

2、 垂直面上的彎矩

3、 合成彎矩M

4、 扭矩
T= TⅠ= 128.87Nm
5、 計算彎矩
因單向運轉，視扭矩為脈動循環， ，則截面C、A、D處的當量彎矩為

6 、 按彎扭組合成應力校核軸的強度
可見截面A的當量彎矩最大，故校核該截面的強度

查表得 ，因 ，故安全。
截面D的直徑最小，故校核該截面的強度

因 ，故安全。

5、 判斷危險截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，雖有鍵槽、軸肩及過渡配合等所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由於軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以剖面A、B、II、III均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，剖面IV和V處過盈配合所引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，剖面C處 最大。剖面V的應力集中的影響和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同時軸徑也比較大，故不必作強度校核。剖面C上雖然 最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故剖面C也不必校核。剖面VI顯然更不必校核，又由於鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只須校核IV既可。

六、鍵連接的校核計算
鍵連接設計
I、 帶輪與輸入軸間鍵連接設計
軸徑 ，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 。
現校核其強度：
, ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
II、 小齒輪與輸入軸間鍵連接設計
軸徑 d=50mm，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 .
現校核其強度：
TI=128872Nmm, ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
鍵連接設計
III、 大齒輪與輸出軸間鍵連接設計
軸徑d=60mm，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為
現校核其強度：
TII=499.286 Nm， ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
IV、 半聯軸器與輸出軸間鍵連接設計
軸徑 ，半聯軸器的長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 .
現校核其強度：
, ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
七、 滾動軸承的選擇及壽命計算
滾動軸承的組合設計及低速軸上軸承的壽命計算
已知條件：
採用的軸承為深溝球軸承。
一、滾動軸承的組合設計
1、滾動軸承的支承結構
輸出軸和輸入軸上的兩軸承跨距為H1=155mm,H2=150mm ，都小於350mm。且工作狀態溫度不甚高，故採用兩端固定式支承結構。
2、滾動軸承的軸向固定
軸承內圈在軸上的定位以軸肩固定一端位置，另一端用彈性擋圈固定。
軸承外圈在座孔中的軸向位置採用軸承蓋固定。
3、滾動軸承的配合
軸承內圈與軸的配合採用基孔制，採用過盈配合，為 。
軸承外圈與座孔的配合採用基軸制。
4、滾動軸承的裝拆
裝拆軸承的作用力應加在緊配合套圈端面上，不允許通過滾動體傳遞裝拆壓力。
裝入時可用軟錘直接打入，拆卸時藉助於壓力機或其他拆卸工具。
5、滾動軸承的潤滑
對於輸出軸承，內徑為d=55mm，轉速為n=127.4 ，則
，查表可知其潤滑的方式可為潤滑脂、油浴潤滑、滴油潤滑、循環油潤滑以及噴霧潤滑等。
同理，對於輸入軸承，內徑為35，轉速為514.286 r/min
，查表可知其潤滑的方式可為潤滑脂、油 浴潤滑、滴油潤滑、循環油潤滑以及噴霧潤滑等
6、滾動軸承的密封
對於輸出軸承，其接觸處軸的圓周速度

故可採用圈密封。
二、低速軸上軸承壽命的計算
已知條件：
1軸承 ,

2軸承

軸上的軸向載荷為0徑向載荷為
查表得 ,則軸承軸向分力
Fs1=Fr1/2Y=567N
Fs2=Fr2/2Y=496N
易知此時
Fs1 > Fs2
則軸承2的軸向載荷

軸承1軸向載荷為
.
且低速軸的轉速為127.4
預計壽命 =16 57600h
I、計算軸承1壽命
6、 確定 值
查《機械設計基礎課程設計》表，得6207基本動荷 ,基本額定靜載荷 。
7、 確定e值
對於深溝球軸承，則可得 e=0.44
8、 計算當量動載荷P
由
<e
由表查得 ,則

9、 計算軸承壽命
由 =
查可得 ,取 ；查表可得 （常溫下工作）；6207軸承為深溝球軸承，壽命指數為 ，則
>
故滿足要求。
II、計算軸承2壽命
1、確定 值
查《機械設計基礎設計》，得6211型軸承基本額定動載荷 ,基本額定靜載荷 。
2、 確定e值
對於深溝球軸承6200取，則可得e=0.44
4、 計算當量動載荷P
由

由表10-5查得 ,則
P=Fr2=1687N
5、 計算軸承壽命
由
查表10-7，可得 ,取 ；查表10-6可得 （常溫下工作）；深溝球軸承軸承，壽命指數為 ，則
> ,故滿足要求。
八、 聯軸器的選擇
與低速軸軸端相連的半聯軸器為彈性套柱銷聯軸器，型號為 ，其公稱轉矩為 ，而計算轉矩值為：
，故其強度滿足要求。
九、箱體結構設計
箱體採用灰鑄鐵鑄造而成，採用剖分式結構，由箱座和箱蓋兩部分組
成，取軸的中心線所在平面為剖分面。
箱體的強度、剛度保證
在軸承座孔處設置加強肋，做在箱體外部。外輪廓為長方形。
機體內零件的密封、潤滑
低速軸上齒輪的圓周速度為：

由於速度較小，故採用油池浸油潤滑，浸油深度為：

高速軸上的小齒輪採用濺油輪來潤滑，利用濺油輪將油濺入齒輪嚙合處進行潤滑。
3、機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M8螺釘緊固。
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
E 定位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
F 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.

總結：機箱尺寸

名稱 符號 結構尺寸/mm
箱座壁厚
8
箱蓋壁厚
8
箱座凸緣厚度
12
箱蓋凸緣厚度
12
箱底座凸緣厚度
20
箱座上的肋厚
7
箱蓋上的肋厚
7
軸承旁凸台的高度
39
軸承旁凸台的半徑
23
軸承蓋的外徑
140/112
地
腳
螺
釘 直徑
M16
數目
4
通孔直徑
20
沉頭座直徑
32
底座凸緣尺寸
22
20
連
接
螺
栓 軸承旁連接螺栓直徑
M12
箱座的連接螺栓直徑
M8
連接螺栓直徑
M18
通孔直徑
9
沉頭座直徑
26
凸緣尺寸 15
12
定位銷直徑
6
軸承蓋螺釘直徑
M8A
視孔蓋螺釘直徑
M6
吊環螺釘直徑
M8
箱體內壁至軸承座端面距離
55
大齒輪頂圓與箱體內壁的距離
12
齒輪端面與箱體內壁的距離
15

十、潤滑與密封
滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定
十一、設計小結
十二、參考資料
1《畫法幾何及工程制圖 第六版》朱輝、陳大復等編 上海科學技術出版社
2、《機械設計基礎課程設計》 陳立德主編 高等教育出版社
3、《機械設計計算手冊 第一版》王三民主編 化學工業出版社
4、《機械設計 第四版》邱宣懷主編 高等教育出版社

我的設計作業F=3000N V=2m/s D=300mm

B. 螺旋輸送機的工作原理是什麼

螺旋輸送機的工作原理是利用物料的重力及其與槽體壁所產生的摩擦力。

物料在中間軸承的運移，則是依靠後面前進著的物料的推力。所以，物料在輸送機中的運送，完全是一種滑移運動。

為了使螺旋軸處於較為有利的受拉狀態，一般都將驅動裝置和卸料口安放在輸送機的同一端，而把進料口盡量放在另一端的尾部附近。

旋轉的螺旋葉片將物料推移而進行輸送，使物料不與螺旋輸送機葉片一起旋轉的力是物料自身重量和螺旋輸送機機殼對物料的摩擦阻力。

葉片的面型根據輸送物料的不同有實體面型、帶式面型、葉片面型等型式。螺旋輸送機的螺旋軸在物料運動方向的終端有止推軸承以隨物料給螺旋的軸向反力，在機長較長時，應加中間吊掛軸承。

螺旋輸送機的技術特點：

螺旋輸送機的特點是結構簡單、橫截面尺寸小、密封性好、工作可靠、製造成本低，便於中間裝料和卸料，輸送方向可逆向，也可同時向相反兩個方向輸送。

輸送過程中還可對物料進行攪拌、混合、加熱和冷卻等作業。通過裝卸閘門可調節物料流量。但不宜輸送易變質的、粘性大的、易結塊的及大塊的物料。

輸送過程中物料易破碎，螺旋及料槽易磨損。單位功率較大。使用中要保持料槽的密封性及螺旋與料槽間有適當的間隙。

C. 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

D. 機械課程設計實習小結

單級圓柱直齒減速器
前言
製造業是現代國民經濟和綜合國力的重要支柱，其生產總值一般佔一個國家國內生產總值的20%~55%。在一個國家的企業生產力構成中，製造技術的作用一般佔60%左右。機械式變速箱主要應用了齒輪傳動的降速原理。是現代機械設備中應用最廣泛的一種傳動變速裝置,結構緊湊,傳動性能可靠壽命長且傳動效率高;可以以空間任意角度進行動力傳動且具有恆定的傳動比;能適用各種動力傳動場合,廣泛的應用於機械變速機構中。
本課題是南昌理工學院05級機電一體化工程專業的設計主題,以螺旋輸送機動力和傳動裝置為設計主體.根據學院有關設計要求,經過大學長期理論知識學習以及大量社會實踐,配合機械設計及機械設計基礎課程設計實踐環節而設計。
本設計共分為五部分:第一部分為電動機選擇及傳動系統總的傳動比分配;主要確定電動機類型和結構形式、工作機主動軸功率、電動輸出功率及傳動系統總的傳動比分配。第二部分為傳動裝置的運動和動力參數計算,主要確定各軸轉速、各軸的輸入功率、及各軸轉矩。第三部分為有關錐齒輪的計算,選擇齒輪、材料、精度、等級、確定齒輪齒數、轉矩、載荷系數、輪寬系數及齒根彎曲疲勞強度校核。第四部分為帶輪的設計包括帶輪類型的選擇、帶輪尺寸參數的確定。第五部分為聯軸器類型的選擇及聯軸器尺寸（型號）的確定 。
該變速器主要由齒輪、軸、軸承、箱體等組成。為方便減速器的製造、裝配及使用 ，還在減速器上設置一系列附件，如檢查孔、透氣孔、油標尺或油麵指示器、吊鉤及起蓋螺釘等。在原動機於變速器間採用是機械設備中應用較多的傳動裝置帶傳動，主要有主動輪、從動輪和傳動帶組成。工作時靠帶與帶輪間的摩擦或嚙合實現主、從動輪間運動和動力的傳遞,具有結構簡單、傳動平穩、價格低廉、緩沖吸振及過載打滑以保護其他零件的優點。
設計者以嚴謹務實的認真態度進行了此次設計，但由於知識水平與實際經驗有限。在設計中難免會出現一些錯誤、缺點和疏漏，誠請位評審老師能給於批評和指正。
摘 要
這次畢業設計是由封閉在剛性殼內所有內容的齒輪傳動是一獨立完整的機構。通過這一次設計可以初步掌握一般簡單機械的一套完整的設計及方法，構成減速器的通用零部件。
這次畢業設計主要介紹了減速器的類型作用及構成等，全方位的運用所學過的知識。如：機械制圖，金屬材料工藝學公差等已學過的理論知識。在實際生產中得以分析和解決。減速器的一般類型有：圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器、齒輪-蝸桿減速器，軸裝式減速器、組裝式減速器、聯體式減速器。
在這次設計中進一步培養了工程設計的獨立能力，樹立正確的設計思想，掌握常用的機械零件，機械傳動裝置和簡單機械設計的方法
和步驟，要求綜合的考慮使用經濟工藝性等方面的要求。確定合理的設計方案。
關鍵詞：減速器 直齒輪 V帶輪 聯軸器 方案
Abstract
This time graate the design to have the contents a to design concerning the machine that decelerate the complets systeem .
Decelerating the machine is a kind of from close to move in the rigid wheel gear in the hull is an independent complet organization.Pass this a design can then the first step controls general simple a set of complete designs step and methods of the machine.
This time graate the design to introce the type function of the deceleration machine and constitute the etc. primarily, made use of all directionsly learned the knowledge.the metals material craft learns the theories knowledge that business trip etc.already learn, In actual procton can analysis definitely reach agre ement. The general type that decelerate the machine has:The cylinder wheel gear-Cochlea pole deceleraes the machine ,stalk park type decelerates machine, assembles type decelerate machine, couplet type decelerate machine, couplet type deceleratemachine
Further ecated in this time design independent bility that engineering design, set up the right design thought controls the in common use machine spare parts,the machine spread to move the device with the simple machine design of method with step, the consideration that device with the simle machine request of econmic craft etc.make sure the reaaonable design project.

Key words: Bevel gear recer coupling V pulley program

設計—用於帶式運輸機上的單級直齒圓柱減速器，已知條件：運輸帶的工作拉力F=1350 N，運輸帶的速度V=1.6 m/s捲筒直徑D=260 mm,兩班制工作（12小時），連續單向運轉，載荷平移，工作年限10年，每年300工作日，運輸帶速度允許誤差為±5％，捲筒效率0.96

一.傳動方案分析：
如圖所示減速傳動由帶傳動和單級圓柱齒輪傳動組成，帶傳動置於高速級具有緩沖吸振能力和過載保護作用，帶傳動依靠摩擦力工作，有利於減少傳動的結構尺寸，而圓柱齒輪傳動布置在低速級，有利於發揮其過載能力大的優勢
還有

E. 機械設計 螺旋輸送機傳動裝置設計

一、傳動方案擬定

螺旋輸送機用減速器方案如下圖所示

FD

V

二、電動機的選擇

電動機的選擇:選用Y系列三相非同步電動機

1.帶式輸送機所需功率

2.初估電動機額定功率P=

V帶效率=0.96,一對滾動軸承效率=0.99,閉式齒輪傳動效率=0.97(8級精度),聯軸器

3.確定電動機轉速

選擇同步轉速為1500電動機,型號為

4．各尺寸及主要性能如下:

額定功率

同步轉速

滿載轉速

額定轉矩

最大轉矩

質量

(kg)

4.0

1500

1440

2.2

2.2

43

機座號

中心高

安裝尺寸

軸伸尺寸

平鍵尺寸

外形尺寸

112M

112

A

B

D

E

G

L

HD

AC

AD

190

140

28

60

24

400

265

230

190

三、分配各級傳動比

初取V帶傳動比3

則兩斜圓柱齒輪 取

綜上取傳動比

四、 計算運動和動力參數(傳動裝置運動和動力參數的計算)

1.各軸轉速

電動機軸

I軸

II軸

III軸

捲筒軸IV

2.各軸輸入功率

I軸

II軸

III軸

捲筒軸IV

3.各軸輸入轉矩

I軸

II軸

III軸

捲筒軸IV

五、 減速器外傳動零件的設計計算

一 V帶的設計計算

1：確定計算功率

由V帶的工作情況和工作時間長短等因素 取

2：選擇帶型

根據計算功率小帶輪的轉速，由表8-6，可選 SPZ型V帶

3：確定帶輪的基準直徑

1）：由表8-7，8-3，初選

2）：驗算帶速度:

故V帶選擇合適

3）：計算從動輪的基準直徑

由表8-7，選取

4：確定中心距

初選，帶的基準長度

由表8-2取

5：驗算主動輪的包角

，

主動輪的包角符合要求

6：確定窄V帶根數z

由查表8-5c和8-5d得：

由表8-8得：

由表8-2得：

代入式（8-22）得：

故z取z=3

7:計算帶的預緊力

查表8-4得：

由於新帶容易鬆弛，所以安裝新帶時的預緊力為上述預緊力的1.5倍

8：計算壓緊力

9驗算 實際傳動比：

9：帶輪結構設計

基準寬度

基準線上槽深

基準線下槽深

槽間距

第一槽對稱面

至端面的距離

最小帶輪緣厚

帶輪寬

外徑

輪槽角

F. 　螺旋輸送機

螺旋輸送機是一種不帶撓性牽引構件的連續輸送設備，主要用來輸送粉狀或粒狀物料。

螺旋輸送機構造簡單，橫截面尺寸小，製造成本低，密封性好，操作安全方便，而且便於改變加料和卸料位置。其缺點是輸送過程中物料易過粉碎，輸送機零部件磨損較快，動力消耗大，輸送長度較小（＜40m），輸送能力較低，傾斜輸送時傾角小於20°。

一、構造和工作原理

螺旋輸送機主要由料槽、輸送螺旋和驅動裝置組成。當機長較長時應加中間吊掛軸承，如圖9-17所示。螺旋葉片固裝在軸上，螺旋軸縱向裝在料槽內。每節軸有一定長度，節與節之間聯結處裝有懸掛軸承。一般頭節的螺旋軸與驅動裝置連接，出料口設在頭節的槽底，進料口設在尾節的蓋上。物料由進料口裝入，當電動機驅動螺旋軸轉動時，物料由於自重及與槽壁間摩擦力的作用，不隨同螺旋一起旋轉，這樣由螺旋軸旋轉產生的軸向推動力就直接作用到物料上，使物料沿軸向滑動。輸送物料情況恰似被持住而不能旋轉的螺母沿著螺桿作平移一樣，朝著一個方向推進到卸料口處卸出。

圖9-17螺旋輸送機

1-驅動裝置；2-出料口；3-螺旋軸；4-中間軸承；5-殼體；6-進料口

螺旋輸送機的螺旋分為實體螺旋、帶式螺旋及葉片螺旋三種，如圖9-18所示。

實體螺旋構造簡單，效率高，適宜輸送鬆散、乾燥、無粘性的物料。帶式螺旋加工製造較麻煩，強度較低，主要用於磨損和腐蝕性強及粒度較大的物料的輸送。葉片式螺旋加工製造麻煩，效率低，主要用於物料輸送過程中伴隨攪拌及混合等工藝要求的場合。

圖9-18螺旋面形狀

（a）實體螺旋；（b）帶式螺旋；（c）葉片螺旋

二、主要參數的確定

1.輸送能力

非金屬礦產加工機械設備

式中D——螺旋直徑（m）；

s——螺距（m），全葉式螺旋s＝0.8D，帶式螺旋s＝D；

n——螺旋轉速（r/min）；

φ——物料填充系數，見表9-23；

表9-23螺旋輸送機的物料參數

P_s——物料堆積密度，見表9-23；

C——輸送機傾斜修正系數，見表9-24。

表9-24螺旋輸送機傾斜修正系數C值

2.螺旋轉速

螺旋轉速太低，則輸送量不大；若轉速過高，物料受過大的切向力而被拋起，輸送能力降低，而且磨損增加。因此，螺旋軸轉速不能超過某一極限。螺旋軸的極限轉速可按如下經驗公式計算：

非金屬礦產加工機械設備

式中K_L為物料綜合特性系數，見表9-23；

由上式計算出的轉速，應圓整為下列轉速：20、30、35、45、60、75、90、120、150、190r/min。

3.螺旋直徑

已知輸送量及物料特性，則螺旋直徑可由式9-28導出整理求得：

非金屬礦產加工機械設備

式中K為物料綜合特性經驗系數，見表9-22。

如果輸送物料的塊度較大，螺旋直徑應根據下式進行校核：

對於篩分過的物料D≥（4～6）d_max；

對於篩分的物料D≡（8～12）d_max。

式中d_max為被輸送物料的極大直徑。

按上述求得的螺旋直徑，應圓整為下列標准螺旋直徑：150、200、250、300、400、500、600mm。

4.功率

螺旋輸送機所需功率用於克服以下阻力：物料對料槽以及螺旋的摩擦阻力；傾斜輸送時，提升物料的阻力；物料的攪拌及部分被破碎的阻力；傳動阻力等。上述各項阻力中，除了輸送和提升物料的阻力可以精確計算外，其他阻力要逐項精確計算是困難的。一般認為，螺旋輸送機的功率消耗與輸送量及機長成正比，而把所有損失歸入一個總系數內，即阻力系數ζ，因此螺旋軸所需功率可按下列計算：

非金屬礦產加工機械設備

式中Q——輸送機的輸送能力（t/h）；

ζ——物料阻力系數，見表9-25；

L——輸送機長度（m）。

式中向上輸送時取「＋」號；向下輸送時取「-」號。電動機所需功率則為：

非金屬礦產加工機械設備

式中K——功率儲備系數，一般為1.2～1.4；

η——總傳動效率，一般取0.9～0.94。

表9-25輸送物料的阻力系數ζ值

G. 請問螺旋輸送機的特點及作用是什麼

螺旋輸送機具有結構簡單，製做成本低，密封性強、操 作安全方便等優點，中間可多點裝、卸料。廣泛用於化工、 建材、冶金、糧食等部門，在傾角β＜ 20 °的情況下，輸送粘度不大、不易變質、不蝗結塊的粉狀、顆粒狀和小塊物料。
產品用途：
螺旋機廣泛應用於各行業，如建材、化工、電力、冶金、煤礦炭、糧食等行業，適用於水平或傾斜輸送粉狀、粒狀和小塊狀物料，如煤礦、灰、渣、水泥、糧食等，物料溫度小於200℃。螺旋機不適於輸送易變質的、粘性大的、易結塊的物料。在混凝土攪拌站中,螺旋輸送機的作用得到了最大的體現.
產品特點：
結構簡單、橫截面尺寸小、密封性好、工作可靠、製造成本低，便於中間裝料和卸料，輸送方向可逆向，也可同時向相反兩個方向輸送。輸送過程中還可對物料進行攪拌、混合、加熱和冷卻等作業。通過裝卸閘門可調節物料流量。但不宜輸送易變質的、粘性大的、易結塊的及大塊的物料。
輸送過程中物料易破碎，螺旋及料槽易磨損。單位功率較大。使用中要保持料槽的密封性及螺旋與料槽間有適當的間隙。
垂直螺旋輸送機適用於短距離垂直輸送。
可彎曲螺旋輸送機的螺旋由撓性軸和合成橡膠葉片組成，易彎曲，可根據現場或工藝要求任意布置，進行空間輸送。螺旋輸送機葉片有現拉式和整拉失，現拉式可做成任意厚度與規格尺寸，整拉式不宜製作非標准螺旋。
從輸送物料位移方向的角度劃分，螺旋輸送機分為水平式螺旋輸送機和垂直式螺旋輸送機兩大類型，主要用於對各種粉狀、顆粒狀和小塊狀等鬆散物料的水平輸送和垂直提升，該螺旋輸送機不適宜輸送易變質、粘性大、易結塊或高溫、怕壓、有較大腐蝕性的特殊物料。
螺旋輸送機螺旋面的形式有實體螺旋（S製法）和帶式螺旋（D製法）兩種。各螺旋軸之間採用法蘭式聯接保證了聯接軸的互換性，便於維修。 螺旋輸送機機蓋為瓦片式並用蓋扣夾緊在機殼上，若需改進密封性能，用戶可自行在機蓋與機殼間加防水粗帆布。 螺旋輸送機進、出料裝置有進料口，方型出料口，手推式出料口，齒條式出料口四種，由用戶在使用現場在機體上開口焊接。布置螺旋輸送機進、出料口位置時應注意保證料口至端部的距離，同時避免料口與吊軸承加油杯、機殼聯接法蘭、底座等相碰。