螺旋输送机的设计

螺旋输送机的设计

摘要：此螺旋输送机的设计主要用于饲料的传送，根据给定的输送量以及物料特性分别进行叶片用料实形、螺旋直径、螺旋转速等主要参数的设计计算。传动部分采用电动机带动皮带，皮带带动一级减速器、减速器连接机体的传动方式。根据计算得出的主要参数选择合适的电动机，从而确定带轮以及减速器的传动比，将主要后续工作引向一级减速器的设计，其中包括主要传动轴的校核、齿轮的选择等计算工作。最后根据计算所得结果整理出安装尺寸以及装配图的绘制。

关键词：螺旋输送机减速器饲料运输

1 引言：

螺旋输送机是一种常用的连续输送机械。它是利用工作构件即螺旋体的旋转运动使物料向前运送，是现代化生产和物流运输不可缺少的重要机械设备之一，在国民经济的各个部门中得到了相当广泛的应用，已经遍及冶金、采矿、动力、建材、轻工、码头等一些重工业及交通运输等部门。主要是用来运送大宗散货物料，如煤、矿石、粮食、砂、化肥等。本文以草料和饲料为主要输送原料进行螺旋输送机的相关结构和参数设计。

2 螺旋输送机工作原理

草料和饲料运输工业中螺旋输送机主要用于原料的输送，一般采用实体螺旋叶片，中间吊挂轴承等螺距的全叶式螺旋即S制法螺旋输送机。其结构图如下图1所示

它由一根装有螺旋叶片的转轴和料槽组成。转轴通过轴承安装在料槽两端轴承座上，转轴一端的轴头与驱动装置相联。料槽顶面和槽底开有进、出料口。其工作

原理是：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。

3 主要参数设计

3.1 输送量

输送量是衡量螺旋输送机能力的一个重要指标，现传送物料选择为饲料，平均产量为10T/时，采用螺旋输送机

5米。在输送物料

时，螺旋轴径所占据的截面虽然对输送能力有一定的影响，但对于整机而言所占比例不大，因此，螺旋输送机的物料输送量可粗略按下式计算：·ε

νλ...36001f Q =Q=螺旋输送机输送量，t ／h 。 F 为料槽内物料层横截面积 入为物料的单位容积质量，t ／m ，它同原料的种类、湿度、切料的长度以及净化方式、效果等多种因素有关，其值查阅相关的手册 ε为倾斜输送系数 在实

动速度60/1n s ≈ν所以ελ?....472n s D Q =由式(4)可以看出，，螺旋输送机的物料输送量与D 、S 、n 、?，λ有关，当物料输送量Q 确定后，可以调整螺旋外径D 、螺距S 、螺旋转速n 和填充系数?等四个参数来 满足Q 的要求。

3.2 螺旋直径的确定

螺旋叶片直径是螺旋输送机的重要参数，直接关系到输送机的生产量和结构尺寸。一般根据螺旋输送机生产能力、输送物料类型、结构和布置形式确定螺旋叶片直径。由经验公式

5.21/C G K D ?γ=米

此种螺旋输送机以饲料为输送原料，由已知条件知 122.110=?=G 吨/时【1.2倍系考虑生产数倍量】

?=0.25【查表得物料填充系数】

γ=1.1吨/3米【查表得物料堆积重度】

1k =0.0565

GX 型螺旋输送机的螺旋直径系列如下100,150,200,250,300,400,500,600 因此

圆整取 D=100mm

螺距不仅决定着螺旋的升角，还决定着在一定填充系数F 物料运行的滑移面，，所以螺距的大小直接影响着

物料输送过程。输送量Q 和直 D 一定时，螺距改变，物料运动的滑移面随着改变，这将导致物料运动速度分布的变化

对于标准的输送机，通常螺距为K =0．8～1．0；当倾斜布置或输送物料流动性较差时K ≤0．8；当水平布置时，K1=0．8～1．0。

因选用全叶式螺旋，其螺距和螺旋直径的关系为 S=0.8D=80mm

3.3 螺旋转速的确定

螺旋轴的转速对输送量有较大的影响。一般说来，螺旋轴转速加快，输送机的生产能力提高，转速过小则输送机的输送量下降但转速也不宜过高，因为当转速超过一定的极限值时， 物料会因为离心力过大而向外

抛，以致无法输送。所以还需要对转速n 进行一定的限定，不能超过某一极限值。为了保证物料能比较平稳地输送，不至被螺旋抛起来，根据实验螺旋的极限转速为

D k n /2= 。

。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。 1 式中D 为螺旋直径，2k 为物料特性系数 查表可得生料的物料特性系数为35 。

由以上计算可得D=0.1m 代入1式求的螺旋转速

N=110转/分 按螺旋输送机转速系列20,30,35,45,60,75,90,120,150,190 因此圆整取标准系列值 N=120转/分 在此校核填充系数?

SC n D G γ?247/==24.018.01.01.1120)1.0(47/2.12=??????

在推荐范围了 填充系数满足要求

3.4 螺旋轴轴径的确定

螺旋轴径的大小与螺距有关，因为两者共同决定了螺旋叶片的升角，也就决定了物料的滑移方向及速度分布，所以应从考虑螺旋面与物料的摩擦关系以及速度各分量的适当分布来确定最合理的轴径与螺距之间的关系。根据物料的运动分

析,

可知要保证物料在料槽中的轴向移动，螺旋轴径处的轴向速度1v 要大于0，即螺旋内升角ρπ-<2/2a ，又因为tanp=f ，tan α=S ／d π所以螺距与轴径之间的关系必须满足的条件之一是：d ≥π/fs

实践证明，对大多数螺旋输送机来说，一般其螺旋体的结构均能满足第一个条件的要求，但对螺旋体直径较小(例如D=100mm)的螺旋输送机来说，其2α 不一定能满足第一个条件的要求，因而在确定较小直径螺旋体的S 和d 时，必须进行这项验算工作。轴径与螺距的关系还应满足的第二个条件是：螺旋轴径处的轴向速度

1v 要大于圆周速度2v ，即21v v > 。由此计算得出的轴径相当大，这势必降低

有效输送截面。为了保证足够的有效输送截面，从而保证输送能力，就得加大结构，使得输送机结构粗大笨重，成本增

加。所以，螺旋轴径与螺距的关系应是输送功能与结构的综合，在能够满足输送要求的前提下，直尽可能使结

构紧凑 由于螺旋输送机的填充系数较低，只要保证靠近叶片外侧的物料具有较大的轴向速度，且轴向速度大 于圆周速度即可。 一般轴径计算公式为 d=【0。2～0．35】D

在此 取d=0.3D 即 d=0.3?100=30mm

3.5 单片螺旋叶片用料实形的下料确定

全叶式螺旋结构简单，输送效率亦高，适于输送松散的物料。而叶片是极易磨损的原件，需要经常的制备和更换。叶片通常先煨制成长度为一个螺距的单节叶片，再在转轴上焊接成为连续的螺旋。单节螺旋叶片的计算方法如上图所示，根据已知的 C,D,S,d 值 ，计算a R 的值。计算公式如下 r=11/L L cL -...................................1 R=r c +.........................................2 r L 01745.0/36010-=α.........................3 式中222S C L +=π..............................4 2221S d L +=π.............................5 由上面计算可知螺旋轴直径d=30mm 螺旋直径D=100mm C=35mm =0.035M r=0.35m R=0.385M a=020

3.6 倾斜角度

螺旋输送机的倾斜角度对于螺旋输送机输送过程的生产率和功率消耗都有影响，一般它是以一个影响系数的形式来体现的，螺旋输送机输送能力将随着倾斜角度的增加而迅速降低，同时，螺旋输送机布置时倾斜角度也将影响物料的输送效果。另外倾斜角度的大小还会影响填充系数，倾斜角度对填充系数的影响如表1。倾斜角度越大，允许的填充系数越小，螺旋输送机的输送能力越低。因此，在满足使用条件的前提下，在此选用水平布置，提高输送效率，即倾斜角度为零。

3.7电机功率的计算

螺旋输送机的功率，用以克服以下阻力。1)使被运物料提升高度H(水平或倾

斜)所需的能量(2)被运物料对料槽壁和螺旋面的摩擦所引起的能量消耗(3)物料内部颗粒间的相互摩擦引起的能量消耗；(4)物料沿料槽运动造成在止推轴承处的摩擦引起的能量消耗；(5)中间轴承和末端轴承处的摩擦引起的能量消耗。 克服以上阻力所需轴功率0N

0N =)(367

H L G

k

±ζ千瓦 所需电动机功率电N =)(367H L G

k

±ζη

千瓦 其中ζ为物料阻力系数 L 为输送机水平投影长度 H 为垂直投影高度

总传动效率η 一般取η=0.94

k 为功率备用系数 k =1。2--1.4 0N 为轴功率 电N 为电动机功率 由上式代入数值计算得： 0N =)(367

H L G

k ±ζ=)55.1(367122.1??=0.3千瓦 电N =)(367H L G

k

±ζη

=0.32千瓦 4 传动端轴的验算

螺旋输送机的端轴直径d 是由螺旋直径D 的系列所确定。但端轴传递的功率则随螺旋输送机的水平投影长度L 和垂直投影高度H 值的增加而增大。为了保证端轴能可靠的传递功率，确定功率后，对端轴进行强度验算。一定系列螺旋输送机的端轴所能承受的扭矩M 和悬臂力P 是固定的。端轴的需用扭矩通常以许用千瓦转速比【n

N

】表示。

现拟采用联轴节和减速器作为传动装置。端轴受扭矩作用 进行千瓦转速验算 05.060/3.00

==n N 千瓦/转/分 查表得D=100毫米时 ][0n

N

n N ≤所以端轴强度满足强度要求

4.1 端部轴承的选择计算

在螺旋的俩端，装端部轴承。在此，输入端采用单列圆锥滚子轴承。

螺旋轴直径d=30mm 如图所示 从右至左各段长度分别为7654321,,,,,,l l l l l l l 各段宽度

为

7

654321,,,,,,d d d d d d d

则1d =d =30mm

2d =1d +(5~10)mm 取2d =35mm 3d =40mm 4d =50mm 35d d =40mm 6d =2d =35mm 7d =1d =30mm 1l =5m 2l =35mm 3l =18mm 4l =60mm

5l =18mm 6l =15mm 7l =70mm

由此查机械设计课程设计手册

选用 圆锥滚子轴承 30208 GB/T 297--1994 其相关安装尺寸可参照课程设计手册第75页

另一端平轴承装置的结构，在此采用调心球轴承 其尺寸如下图所示 参照机械设计课程设计手册 选择滚动轴承 1208 GB/T 281--1994

5 动力装置的选择和分配

5.1电动机的选择

由以上计算可知电机功率输出功率为0.32千瓦 因此选择Y90S-6 额定功率为0.75 转速为910转/分 其主要安装尺寸如下图 中心高 H

外形尺寸

HD

AD AC L ?+?)

2/(

底角安装 尺寸

B A ? 地脚螺栓 孔直径 K

轴伸尺寸

E

D ? 装键部位 尺寸

GD F ?

160

)1552/175(310+?190?

100140?

10

24x50 )

2420(6??

5.2确定传动装置的总传动比和分配传动比

由选定的电动机满载转速m n 和工作机转速w n 可得传动装置总传动比为

58.7120

910===

w m a n n i ，拟采用带传动和一级圆柱齿轮减速齿轮为传动装置。故可取带的传动比为2。 一级圆柱齿轮减速器传动比i=3～7,由于所取电动机型号为Y90S-6,其同步转速为910,故分配到一级圆柱 齿轮减速器传动比为i ＝(910/120)/2=3.8

5.3 计算传动装置和动力参数

设计计算传动件时，需要知道各轴的转速、转矩或功率，因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。由于从电动机到工作机有两，依次为错误！未找到引用源。、Ⅱ轴，则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。 5.3.1．各轴转速

min /100min

/38821r i n n n r n n a

m

w m ==

=== 21n n 、——分别为错误！未找到引用源。、Ⅱ 轴的转速，r/min ；Ⅰ轴为高

速轴，Ⅱ轴为低速轴；2．各轴输入功率

kw P P d 56.1096.01111=?=?=η

kw P P P d 84.997.098.098.056.103213212=???=???=??=ηηηηη5.3.2．各轴输出功率

kw P P 35.1098.056.1021'1=?=?=η

kw P P 64.998.084.922'2??=?=η 5.3.3．各轴输入转矩

电动机轴输出转矩m N n P T m d d ?=?==3.108970

11

95509550

Ⅰ轴输入转矩m N T T d ???=?=10496.03.10811η

Ⅱ轴输入转矩m N i T T ?=???=???=2.24797.098.05.21043212ηη 5.3.4．各轴输出转矩

Ⅰ轴输出转矩m N T T ???=?=92.10198.010421'1η Ⅱ轴输出转矩m N T T ?=?=?=16.24298.02.24722'2η

6齿轮的设计计算

6,1．齿轮的材料

因传动尺寸不宜太大 ，批量较小，由于传动比比较大，故小齿轮用20cr

经渗碳淬火低温回火处理，硬度为56~62HRC ，平均取为60HRC ，大齿轮的材料选与小齿轮相同的材料，硬度取为60HRC 。 6.2．齿根弯曲疲劳强度计算

计算项目 计算内容 计算结果

6.2.1 .初步计算

转矩 '1T '1T =247.94N m ?=247940 N m ?齿宽系数Ψd 由表12.13，取Ψd=1.0 Ψd=1.0

弯曲疲劳极限 由图12.23c MPa

F F F 10002lim 1

lim lim ===σσσ MPa F 1000lim =σ

弯曲应力[F σ] 由式12.21 [F σ] ≈0.7lim F σ

=700 Mpa [F σ]=700 MpaAm 值

由表12.17，取 Am=1.35 Am=1.35

齿形系数 YFa 由图12.21 YFa1=2.8 YFa2=2.21 应力修正系数 YSa 由图12.22 YSa1=1.56 YSa2=1.82 初步小齿轮齿数 由17min ≥z 初选201=z 201=z 初步计算的模数m 由式12.20

67

.256.18.2700

205.0247940

35.1]

[3

231

12

1'

1=?????=?????=Sa Fa F d M n Y Y z T A m σψ

由表12.3选用m=3 m=3

小齿轮直径d1 6020311=?==mz d mm 601=d mm 初步齿宽b 60600.11=?=?=d b d ψmm b=60mm 大齿轮直径2d 及齿数2z 6.772088.312=?==iz z 2z =78 mm mz d 23478322=?== 2d =234mm 6.2.2 校核计算

圆周速度v s m n d /22.1100060388601000601

1=???=???=

ππν v =1.22m/s

精度等级 由表12.6 选6级精度 使用系数KA 由表12.9 KA=1.5 动载系数KV 由图12.9 KV=1.15 齿间载荷分配系数αF K 由表12.10，先求

N d T F t 3.339760

101920

221'1=?==

N N b F K t A 1009.16930

3

.33975.1>=?= αF K =1.0 齿向载荷分布系数KH β 由表12.11

175

.1301033.0)6030

(])6030(

6.01[26.009.110)]()(

6.01[32232

1

21=??+??+?+=??+++=--b C d b d b B A K H β KH β= 1.175 齿向载荷分布系数βF K

44.43

25.230

=?=h b 由图12.14 βF K =1.12 载荷系数K K= KA KV αF K βF K

=932.112.10.115.15.1=??? K=1.932 重合度系数εY

69

.11)122

1201(

2.388.1cos )]1

1(2.388.1[2

1=?+?-=+-=βεαz z

69.069

.175

.025.075

.025.0=+

=+

=α

εεY εY =0.69 弯曲最小安全系数min F S 由表12.14 min F S =1.25 总工作时间h t h t h 24000830010=??=. h t =24000h 应力循环次数NL h L nt N γ601= 24000388160???=

81059.5?= 811059.5?=L N i N N L L /12=

88

1044.188

.31059.5?=?=

821044.1?=L N

弯曲寿命系数 N Y 由图12.24 9.01=N Y 95.01=N Y 尺寸系数 X Y 由图 12.25 X Y =1.0

许用弯曲应力[F σ] min

11lim 1][F X

N F F S Y Y σσ=

25

.10

.19.01000??=

MPa 720= MPa F 720][1=σ min

22lim 1][F X

N F F S Y Y σσ=

25

.10

.195.01000??=

MPa 760= MPa F 760][2=σ 验算 εσY Y Y m

bd KT Sa Fa F ???=111'11

2 69.056.18.23

6030101920

93.12???????=

][6.2191F MPa σ<= 1

12

212Sa Fa Sa Fa F F Y Y Y Y ??=σσ

56

.18.282

.121.26.219???

=

][2.2022F MPa σ<=

计算结果表明，弯曲疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。否则，尺寸调整后还应在进行验算。 6.2.3 确定传动主要尺寸

实际分度圆直径d 因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故 分度圆直径不会改变，即 6020311=?==mz d mm 601=d mm

mm mz d 23478322=?== 2d =234mm

中心距 a m m d d a 1472

234

60221=+=+=

a =147mm

齿宽b 60600.11=?=?=d b d ψmm mm b 601= mm b 502=

6.3 齿面接触疲劳强度计算

计算项目 计算内容 计算结果 齿间载荷分配系数αH K 由表12.10，先求

N d T F t 3.339760101920

221'1=?==

N N b F K t A 809.8460

3.33975.1>=?= αH K =1.0 载荷系数K K= KA KV αH K βH K

=03.2175.10.115.15.1=??? K=2.03 接触疲劳极限lim H σ MPa H 1500lim =σ 弹性系数ZE ZE=189.8 MPa 节点区域系数ZH ZH=2.5 接触最小安全系数SHmin SHmin=1.05 应力循环次数NL 811059.5?=L N 821044.1?=L N 接触寿命系数N Z 由图12.18 N Z 1=1.0 N Z 2=1.15 许用接触应力

]H σ， []1H σ=

=?=

?05.10

.11500min

1

1lim H N H S z σ1428.6MPa ，

[]2H σ==?=

?05

.115

.11500min

2

2lim H N H S z σ1642.8MP

验算 μ

μσε

2

1'1)

1(2bd KT Z Z Z H E H += =88

.3606088

.410192003.2288.05.28.1892????????

=][15.6481H MPa σ<

计算结果表明，接触疲劳强度也合适。传动无严重过载，故不作静强度校核

7 轴的设计计算

7.1.轴Ⅰ的设计计算

7.1.1 估算轴径1d 查参考资料二表16.2取C=102，1P =10.56KW ， 1P -轴的输入功率，1n =388r/min, 1n -Ⅰ轴的转速。

mm n P C d 7.30388

56.1010233

111==≥ 取 1d =32mm 7.1.2 轴的结构

阶梯轴的第二个轴径一般比第一个轴径大3~8mm ，所以从右边起：

1d =32mm ，取2d =40mm ，3d =44mm ，取4d =48mm 由于此段轴与齿轮相连，5.75.2475.3642

48

60=<--=---=

m h x f ，故设计成齿轮轴。5d =4d =48mm ，6d =2d =40mm ，参考带轮的长度，连接带轮的长度为：1L =80mm ，2L 装的是轴承

和轴承端盖还加上20mm ，所以，取2L =58mm ，3L =18mm ，4L =14mm ,5L 是齿轮轴且是齿宽，取5L =60mm ，6L =58mm ，7L 装的是轴承，查手册，取7L =18mm 。 轴的结构图如下：

7.1.3 I 轴的校核

轴的校核采用疲劳强度校核，疲劳强度的校核是计入应力集中、表面状态和尺寸影响以后的精准校核。 校核过程如下：

计 算 项 目 计 算 内 容 计 算 结 果

计算齿轮受力

圆周力 2.21689

.96105050

221=?==

m t d T F N F t 2.2168

= 径向力 1cos tan δαt r F F = =r F 694.5N

轴向力 1sin tan δαt a F F = =a F 374.85N 计算支承反力

水平面反力 N F R 55.61091

80

5.6941'=?=

=1'R F 610.55N 130591171

5.6942'=?=

R F =2'R F 1305N 垂直面反力 190691

80

2.21681''=?=

R F =1''R F 1906N 3.407491

171

2.21682''=?=

R F =2''R F 4074.3N 许用应力值 用插入法查得[]MPa b 5.1020=σ，[]MPa b 601=-σ 应力校正系数 [][]5

.1026001==

-b b a σσ α=0.59 当量弯矩 22')(T M M α+= ='M 192385N.mm 校核轴径

齿根圆直径 m m M d b 603260

1.0192385

][1.0331'

<=?==-σⅠⅠ

mm M d b 462260

1.061980

][1.033

1'

<=?==-σⅡⅡ

故该轴合格

7.2 轴Ⅱ的设计计算

7.2.1 材料的选择： 选的是45号钢，调质处理，βσ=650Mpa ，s σ=360Mpa 。 7.2.2 Ⅱ轴的结构的设计

1）估算直径 取C=112，2P =9.84KW ，2n =100rad/min

mm n P C d 52100/84.911233

2

2

1=?=≥, 取mm d 551=

2） 轴的结构

阶梯轴的第二个轴径一般比第一个轴径大3~8mm ，所以从右边起：取2d = 65mm ， 3d =75mm ，4d =mm d 753=。1L 用来安装轴承和挡油板，1L =72mm ，取2L =88.25mm ，根据结构要求取3L =25mm ，4L 根据结构要求取4L =60mm 。轴的结构如下图所示：

7.3减速器箱体尺寸表

名称

符号

尺寸关系 数据 机座壁厚 δ

0.25+1>8 10 机盖壁度 1δ 0.02a+1>8 8 机座凸缘厚度 b

1.5δ 15 机盖凸缘厚度 1b

1.51δ 12 地脚螺钉直径 f d 0.03a+12 20 地脚螺钉数目 n

a>250~500 n=6

4 轴承旁联结螺钉直径 1d 0.75f d 16 机盖与机座联结螺钉直径

2d

(0.5~0.6)f d

12

联结螺钉2d 的间距

l

150~200

结构决定

轴承端盖螺钉直径 3d (0.4~0.5)f d =8~10 10 窥视盖螺钉直径 4d

(0.3~0.6) f d 8 定位销的直径

d

(0.7~0.8)2d =9.6~12

10

21d d d f 至外壁距离 1c 26 22 18 21d d d f 至凸缘边缘距离

2c

24 18 16

轴承旁凸缘半径 1R

16 凸台高度

1h

结构决定 外机壁至轴承座端面距离

1l

1c +2c +(8~10)

62

大齿轮顶圆与机壁距离 1? >1.2δ=1.2*10

12 齿端面与机内壁距离 2? >δ=10

25 肋厚

1m ,m 1m =m=10

10 底座凸缘的厚度 2b 2.5δ 25 轴承端盖外径 2D

1.25D+10 160 、170 轴承端盖凸缘厚度 t (1~1.2) 3d

12 轴承旁联结螺钉距离

s

205

8 结束语

螺旋输送机是一种连续的物料输送机械，由于连续运输机在工作原理、结构特点、输送物料的方法和方向以及其他一系列特性上各有不同，因此种类繁多。在螺旋输送机设计中，主要是根据输送物料性质、输送量、输送距离、输送倾角、螺旋转速确

定螺旋输送机的生产率和功率。设计参数主要有两类，一类为设计常量，它是根据客观规律，具体条件所确定的已知数据或者是预先给定的参数。另一类为设计变量，它是设计中可变化的需要确定的结构参数。由于制砖原料多种多样，而且原料的特性随原料的种类、产地、湿度以及备料净化方式及效果等各种因素的不同而改变，因此，在确定螺旋输送机的主要参数时，要从其输送机理、物料的特性等方面入手，尽可能进行多种试验，取得一些设计参数，才能设计出符合物料特性的螺旋输送机。

致谢

本设计是在陈迎春老师的悉心指导下完成的。在陈老师的帮助下，顺利完成了该设计的资料搜寻、初步构想、设计计算、图形绘制、直至修改和完稿。陈老师不仅在学业方面给予指导，而且在工作方面也给予了很多的关怀。在此谨向陈老师表示以诚挚的敬意和感谢。

参考文献

1.期刊论文徐余伟螺旋输送机参数选择和确定

2. 刑苏宁、李新平螺旋输送机的合理选型[期刊论文]-煤矿机械

3. 网络资料https://www.360docs.net/doc/303183943.html,/

(毕业论文外文摘要)

Title:Screw conveyor design

Abstract:

The design of screw conveyor is mainly used for feed delivery, according to the given throughput and material characteristics of the materials were actually the leaf-shaped, screw diameter, screw speed and other main parameters of the design calculations.Transmission of the use of motor driven belt, belt drive a gear reducer, speed reducer to connect the body of the drive.According to the calculated main parameters select the appropriate motor pulley and speed reducer to determine the transmission ratio, will lead a major follow-up reducer design, which includes checking the main shaft, gear selection calculationwork.Finally, the calculated results supported the installation size and assembly mapping.

Key words: Screw Conveyor Reducer feed transport