带式输送机传动装置设计毕业论文教材.docx

带式输送机传动装置设计带式输送机是我国目前必不可缺的机电设备，其凭借具有输送距离长、运量大、 连续输送等特点，而且运行可靠，易于实现自动化和集中化控制，尤其对高产高 效矿井，带式输送机已成为煤炭开采机电一体化技术与装备的关键设备。带式输送 机由驱动装置拉紧输送带，中部构架和托辊组成输送带作为牵引和承载构件，借以连续 输送散碎物料或成件品。该次课题研究围绕带式输送装置的各个部分展开足一攻破设 计，其中轴承的设计和驱动的改善为主。关键字：传动方式，滚动轴承，带式驱动，减速器目录1、确定传动方式32、电动机的选择43、传动装置54、齿轮的设计计算 65、输出轴的设计计算 96、键连接设计 157、 箱体结构的设计 158润滑密封设计 179、机头传动装置的驱动改善 18结论语 20参考文献 20引言上世纪80年代初，我国带式输送机行业只能生产 TD75型带式输送机，因而配套棉 帆布输送带即可满足要求， 但当时国家重点工程项目中带式输送机产品却都是从国外进 口。80年代中期， 我国带式输送机行业开始引进国外先进技术和专用制造设备， 设计制 造水平有了质的提高，并逐渐替代进口产品。近年来，我国带式输送机总体上已经达到 国际先进水平，除满足国内项目建设的需求外，已经开始批量出口，其设计制造能力、 产品性能和产品质量得到了国际市场的认可。而输送带作为承载和牵引构件，是带式输 送机中的主要部件之一，因此必须满足国内大型项目及国际更高标准的要求。通过对带式输送机发展历程的阐述， 我们也更显而易见的看出学院对我们研究带式 输送机传动装置设计的要求是合乎国情，关乎人类进步的，也是对我们下一代促进国家 机电类事业发展的锻炼。环顾外国带式输送传动装置的飞速发展水平，确实超出我国的水平，不可否认国内 外带式输送机技术上所存在的差距，所以该选题的研究意义不言而喻，经过我三年对机 械知识的学习以及生产实习，我对机械行业有了更深刻的认识和理解，看到了机械工业 在国民经济中的重要地位。机械制造是我国工业领域的重要组成部分，而带式输送机也 在很多工业生产中起到了重要作用。 所以设计出一种新型的带式输送机对于生产技术的 提高会有一定的推动力。研究范围主要是传动方案的选择，电动机，传动比的分配，以及计算传动装置的运 动，齿轮的设计计算，轴的设计计算，键连接和联轴器的选择等等。技术参数主要是，输送带拉力 F(N), 输送带速度v(m/s),滚动直径D(mm等等。 机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后的一次重要的实践部分， 是高等院校对 学生专业能力的一次较全面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。 其目的是培养理论联系实际的设计的设计思想，训练综合运用机械设计，结合生产实际 分析和解决工程实际问题的能力，巩固，加深和拓展有关机械设计方面的知识。本课题要解决的主要问题包括，机头传动装置的驱动改善，传动的优化。正文：1. 确定传动方式1.1 适用企业车间及矿山井做工不大1.2 结构简单成本不高制造方便并有过载保护功能联轴器要求轴有较大1.3传动方案由电动机 V 带轮圆柱齿轮减速器链传动 滚筒输送带1.4 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 的刚度。初步确定传动系统总体方案如 :传动装置总体设计图如下图所示。 选择链传动和二级圆柱直齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率n直齿圆柱齿轮传动（7级精度）效率（两对）为n 3 =298.0滚动轴承传动效率（四对）为 n 2 =499.0弹性联轴器传动效率 n 4 =0.99链传动的传动效率为 n 1 =0.96n = n 1 n 2 n 3 n 4 =0.96x 0.994 x 0.98 x 0.99 =0.86其传动方案如下：设计莆式运输机传动鮭 （简图如下卜-V带传动2-运输带3- 单级斜齿圆柱齿轮减速器A联轴器5电型机5卷简底始数抓：数据编号12345678运输带工竹拉力 | F/N1500220023002500260028002300KMO运输诽作麓度V/'（IU11. 1L II, 1L t1L2L 6卷简 THC D. mm22Q2i0300too220350350400采用V带传动不齿轮传动的组合即对涔足传应比石求R时山带传动厂冇反好旳缓汁吸振性能.疋应大卍幼榔E启要求，结构简单，成本低，使用维护方便。2.电动机的选择2.1电动机类型的选择：丫系列封闭式三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）2.2电动机功率选择：据书中的输送机的参数表知：工作滚筒的拉力F w =F*V带式输送机可取n W =0.96电动机至工作机的总效率n =0.84电动机所需工作功率为：Pd = Pw/ n = 3.616 kw2.3确定电动机转速：计算滚筒工作转速：nw = 1°°° * 60V =62.97 r/min兀D2.4确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及减速器的传动比，可知电动机型号丫112M-4比较适合，额定功率为 Pm=4kW,满载转速n电动=1440 r/min同步转i#额定功率皤载转逐陽转癖额定转矩最夭转乘 離定转矩质 uL kgY112M-1lSQOr/flin11 102. 22, 343-3传动装置3.1确定传动装置的总传动比和分配传动总传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw,可得传动装置总传动比为 i = nm/nw = 1440/62.97= 22.87高速轴的传动比i|，低速级的传动比i 2，取链传动比i3=2取减速箱的传动比i 4 =i/i 3=22.87/2=11.435根据指导书得 儿=.(1.3匚1.4儿 则il=4, i2=i4/i 1=2.863.2计算传动装置的运动和动力参数各轴转速n (r/mi n)高速轴I的转速n1 = 1440 r/min中间轴U的转速 n2 =n 1/i1=360 r/min低速轴川的转速 n3 = n 2/i 2 =125.87 r/min滚筒轴W的转速 n 4 =n 3/i=62.94 r/mi n误差e=? 239 =0.004在误差允许范围内.23.9各轴的输入功率(kW)= p X? 3X0.96=3.650(1PIt = p.XrjX 7, =3. 18kWP!； = Pf X X 7, =3. 31 kN几% X 征 x 呱15 k*电动机的额定功率为 p m =4KW直齿圆柱齿轮传动（7级精度）效率为n 3=0.98弹性联轴器传动效率n 4 =0.99带式输送机的传动效率为n 1=0.96滚动轴承传动效率为n 2 =0.98各轴的输入转矩T(N m)Tf =9550p,inJ 9550 p： n, 2, 32X * mTn - 951011 - m£| =U35U 弘 ni 1?7. U6 X - in4. 齿轮的设计计算4.1选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220-250HBS,大齿轮选用45钢正火硬度为170-210HBS。由课本得，d1>6712kT1(u+1)/© du c HP2】1/3确定有关参数如下传胡比i齿=u=4.2由课本图取© d=1转矩 TI=9550X P1/n仁9550X 2.14/1445 =14143.25N m载荷系数k由课本取k=1.2许用接触应力c HP 山讲族查得 c Hlim仁610Mpa Hlim2=500Mpa 由课本公式知ZN1=1ZN2=1.13c HP1=0.9 c Hlim仁 X 610Mpa=610Mpac HP2=0.9 c Hlim2=1.13 X 500Mpa=565Mpa取c HP=565Mpa故得d1> 6712kT1(u+1)/© du c HP2】1/3=6712 X.2 X4143.25 (X.73+1)/1.2 7.73 X6521/3mm=28.24mm取d仁30mm 4.2确定齿轮传动主要参数及几何尺寸模数m=d1/Z仁30/20=1.2mm取标准值 m=1.5分度圆直径 d1=mZ1=1.5X20=30mmd2=mZ2=1.5X 152=228mm 传动中心距a=m(Z1+Z2)/2=1.5(20+152)/2=129mm齿宽 b2=b=© dx d1=1.2X 30=36mmb仁b2+5mm=41mm验算齿轮圆周速度V 齿=n din 1/60x 1000=3.14x 30x 1445/60X 1000=2.27m/s选齿轮传动精度等级8级合宜校核齿根弯曲疲劳强度由课本得，(T F=(2kT1/d1mb)YFS1 < c F1确定有关参数和系数。4.2许用弯曲应力有课本得，一、-工旳MR艸材加.= 1.3 »治.FWf=竺耐 = 46 MPa1 -3故2 KT1x1 1 x HJ 11 x 1 14= Yf 匚 =* 2.柿 xl .59 MPa = 91 Mftr <0 = 217 .(Hi MPabmM x2P5a x 252.1M k KS2 .65 x 1,5V=146 MPa齿轮弯曲强度校检合格。4.3验算齿轮的圆周速度vAO k HMX)60 K 100()由课本表可知，选9级精度是合适的。4.4计算几何尺寸及绘制齿轮零件工作图将上述计算结果整理如下表所示名称小齿轮（皿大齿蛇伽）分度圆直径d62. * 5250齿顶Ifih,2.52.53. 753. 75齿全高h6. 256. 25齿顶圆宣径匚64.5252齿帳圆直径匚55242. 5基圆直径冬58. 73234. 92中心距a156* 25传动比i44.5传动轴的设计齿轮轴的设计4.5.1懾定佝入轴r各部位的丿M女_图4.5.2按扭转强度估算轴的直径选用45并经调质处理，硬度217255HBS轴的输入功率为PI= 4.03 KW转速为nl =286.57 r/min 根据机械设计基础得 C=107到118. X山书弍得4.5.3确定轰各段直径和长度从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加3雅V 5%取D1P30mm又因为带轮的宽度舁一 八'则第一段长度L仁60mm右起第二段直径取D2=O 38mm根据轴承端盖的装拆以及对轰承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端 面不带轮的左端面间的距离为30mm则取第二段的长度L2=70mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为dx DX B=40X 80X 18,那么该段的直径为D3P40mm 长度为L3=20mm因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合 P7/h6) 右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4迤48mm 长度取 L4= 10mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为d5=67.5mm分度圆直径为62.5mm齿轮的宽度为70mm贝U，此段的直径为 D5迤67.5mm 长度为L5=70mm 右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6P48mm长度取L6= 10mm因为轴承是标准件。所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配 合 P7/h6右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7P40mm长度L7=18mm5. 输出轴的设计计算确定轴上零件的定位和固定方式如图5.1按扭转强度估算轰的直径llij血计算得 传刘妙卒P2=4.207kw, n2=76.19r/min丄作单B 采HL菜沟球件.承支 撑。由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率故选用45刚并经调质处理，硬度217255HBS。根据课本并查表的，=卩厲 -11K )= («) .IS 44,舗)脚恂5.2确定轴各段直径和长度5.2.1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5% 取 41.9747.18。根据计算转矩 T= 9.55 X 106 P/n=527.324 N m Tc=RA< T=1.3 X 527324=685.49N m查标准GB/T 5014 2003。选用HL4型弹性柱销联轴器，半联轴器 长度为l1=112mm轴段长L1= 84mm5.2.2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取52mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距 离为30mm故取该段长为L2=74mm5.2.3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴 向力为零，选用6011型轴承，其尺寸为dX DX B=55X 90X 18。那么该段的直径为 55mm 长度为 L3=32。5.2.4右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%则第四段的直径取60mm齿轮宽为b=65mm为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=62mm5.2.5右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=O66mm长度取L5=11.5mm526右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6P55mm长度L6=18mm5.3初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据d2-3=42mm查手册表6-1选取轴承代号为7009AC的角接触球轴承，其尺寸为d*D*B=45mm*75mm*16mtm,d3-4= d 5-7=45mm;b-7=30mm如 图：1UIHIVV M m5.3.1 取安装齿轮处的轴端W - V的直径d4-5=48mm齿轮的左端与左轴承之间采 用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为 55mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端 应略短于轮毂宽度，故取l4-5=53mm齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h>0.07d， 故取h=4mm则轴环处的直径 d5-6=56mm轴环宽度b> 1.4h，取15-6=10mm5.3.2. 轴承端盖的总宽度为10mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴 承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间 的距离l=30mm，故12-3=40mm5.3.3.取齿轮距箱体内壁的距离 a=12mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=10mm已知滚动轴承宽度T=16mm大齿轮轮毂长度L=55mm则、 T + j4-u-+-(55-53| = (16 + 10 4-12 + 2- Aiirtun至此，已初步确定了轴的各段和长度。5.3.4轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d4-5由机械设计课程设计手册查得平键截面b*h=14mm*9m，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm同时为了保证齿轮与 轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为H7/n6;同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为12mm*8mm*50mr半联轴器与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的 周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6m.5.4求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=44.6mm+44.6mm=89.2mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的HM VM及M的值列于下表。水平面H乖克面v'支反力FF糾严1】3QNF卅厂-如阳Mff = 61057 AZ -rnMBA1 w>j.AfX2 = -13514/V-mm*总弯矩隅=8刖27 W mm 財严 62535Ar mmr=2S2()(X)/V5.5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强 度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0= a，轴 的计算应力C = !绅W前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2查得c-i=60MPa, 因此C ca< c -1,故安全。5.6精确校核轴的疲劳强度5.6.1判断危险截面截面A,n,川,b只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均 将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面 A, n ,川,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面W和V处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面W的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做 强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集 中均在两端)，而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面切显然更不必校核。 截面W为危险截面，截面W的左右两侧均需校核。5.6.2截面IV左侧抗弯截面系数 W=0.1d 3=0.1 x 453 =9112.5mnf抗扭截面系数 W T=0.2d3=0.2 x 453=18225mm截面W左侧的弯矩M为M=MX (44.6-26)/44.6=35501N.mm截面W上的扭矩T为T=282000N.mm截面上的弯曲应力C b=M/W=3.9MPa截面上的扭转切应力t T=T/WT=15.47MPa弯曲正应力为对称循环弯应力，c孑0,扭转切应力为脉冲循环应力，r - 15.47/2- 774<7 =(7,H r - © =1.74MPa轴的材料为45钢，调制处理。由书表查取。因r/d=2.0/45=0.04, D/d=48/45=1.07,可查得：又由机械设计图2.8并经插值可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为铅=丨十依“ -I） = L75Jlr = I +- I） = 1.26由机械设计查图2.9 , &（T =0.75;由附图3-3的扭转尺寸系数& t =0.76 轴 按磨削加工，由（T b=640MPa查图得，Ba * t =0.92。轴未经表面强化处理，即B E =1,则综合系数为Q丄+丄十2+2'J A已知碳钢的特性系数衽=0J -,取帆，二（J卩” -0.G5 - 0.1 » 1R 卩”二 0.05于是，计算安全系数值，则S.=冬= 29.14Ke. + 眞 J10.4»5 - L5量故可知其安全。（截面IV右侧方法同，证明略）6. 键连接设计6.1带轮与输入键的选择轴径d=25.轮毂长度L=35mm查手册，选A型平键，其尺寸为 b=8mm,h=7mm,L=28mm(GB/T 1095-2003)6.2. 输出轴与齿轮间键的选择轴径d=48mm轮毂长度L=45mm查手册，选A型平键，其尺寸为b=14mm h=9mm L=45mm(GB/T 1095-2003)6.3. 输出轴与联轴器间键的选择轴径d=38mm轮毂长度L=50mm查手册，选A型平键，其尺寸为b=12mm h=8mm L=50mm(GB/T 1095-2003)7. 箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造(HT200制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用H7/is6配合.7.1机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。7.2考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿 顶到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的 宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 6.3?7.3机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm圆角半径为R=5机体外型简单，拔模方便.7.4对附件设计741视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支 承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固7.4.2油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放 油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面, 并加封油圈加以密封。7.4.3油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.7.4.4通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视 孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.7.4.5位销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安 装一圆锥定位销，以提高定位精度.7.4.6 吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下："-+算瓷式-CT10辑盖壁厚6bi = 0,02« + 388* 一 1旳12b15繪吨底凸缴厚 ! J6b7b7 = 25a25地胛踝钉阳径心d, - 0.<J36a 十 1 2 JM16地腮螺钉数忖fl査手册4轴承唠联接蝶栓直径J, = 0.75 fM12机盖与机座联接螺d厂(0. 50. 6) d、MBdy= <0. 1'0. 51 dfM8视孔盖躍il Md* 二(0.3 0. )叭M5dJ - (0. 7'0. 8J 心6d ” d | * （1 -i 予外机唯护离G齐机械设计课职设计手册表1卜21618tl边缘距离C査机械课样设计f囲表 11-?2216外柚徉科也朮 座端面距离片二匚C?(8 12)18大齿轮頂冒与内机昭酬油Aj >1,2aIO苗轮端面rj内机壁距寓A,A, > a11机蛀肋丹m | ?hrn 出 U.B5crm = 8轴承端盖外径D.Dj =D+ <5"5. 5) d,1158. 润滑密封设计对于单级斜齿圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于（1.5 2）xi05mm.r/min，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。油的深度为H+h，H=30 hi=34。所以H+h=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应 精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大， 并均匀布置, 保证部分面处的密封性。轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。9. 机头传动装置的驱动改善9.1机头传动装置机头传动装置由传动卷筒、减速器、液力联轴器、机架、卸载滚筒，清扫器 组成。机头传动装置是整个输送机的驱动部分，两台电机通过液力联轴器、减速器 分别传递转距给两个传动滚筒（也可以用两个齿轮串联起来传动）。用齿轮传动 时，应卸下一组电机、液力联轴器和驱动输送机运行的动力源。其作用是把电动 机输出的转矩，通过联轴器和减速器传递到输送机的传动滚筒上，使之达到驱动 输送带运行所需的牵引力矩和转数。9.2基本结构由电动机、联轴器和减速器三部分组成一台驱动单元。电动机，常用隔爆鼠笼型电动机，功率根据需要选定，电压等级应符合采区供电电压，多为 660V和1140V，趋向于 3300V。联轴器，用于联结电动机轴和减速器的高速轴，具有一定的挠性和保安功能。 常用的有弹性套柱销联轴器、弹性柱销齿式联轴器等。近年来趋向于选用更安全 可靠的限矩型液力偶合器和调速型液力偶合器。减速器，根据驱动输送带所需的牵引力矩、运行速度和工作条件选用，大多 为多级硬齿面渐开线齿轮传动，也有是圆弧齿齿轮传动。近年来有选用体积小、 重量轻、传动比范围广的行星齿轮传动的趋向。为便于驱动装置的总体布局，减 速器的输入轴和输出轴的位置有相互呈平行和垂直两种形式。9.3类型按驱动方式可归纳为集中驱动、分散驱动、中间助力驱动三种类型。集中驱动，由单台或多台驱动单元集中装在带式输送机的某适当部位（如头部、尾部等），联结一个或数个传动滚筒驱动输送带运行。无论是采用单台还是多 台驱动单元集中驱动，输送带上承受的最大张力均相同，后者只是将驱动总功率 分解，由多台功率较小的驱动单元集中在一起协力驱动，对于大驱动功率的带式输送机，它可减少驱动点所需的空间尺寸，有利于在井巷环境中使用。这种驱动 方式必须是：各驱动单元的输出转数保持同步；各驱动单元的功率分配基本平衡具有良好的可控起动性能。分散驱动把若干台驱动单元分别设置在带式输送机的机头和机尾，其驱动功 率由各驱动单元分别承担。这种分散驱动的方式适合于输送量大、运距长、功率 消耗大的带式输送机。其输送带承受的最大张力比集中驱动方式低，同时传动部 安装空间小，产品的通用性强。中间助力驱动，驱动装置除设置在机头外，按实际需要，在输送机沿线若干 预定位置分别设置驱动装置，使每个驱动单元只牵引一段运距内的输送带，以分 段接力的方式牵引整条输送带运行（其原理见下页图1，2）。其优点是：降低输送带强度；提高驱动装置通用性，减少传动部安装空间；可根据输送距离延长或缩短的需要，灵活配置驱动装置。主要有带式摩擦驱动和卸载滚筒摩擦驱动两种方式。N1苦式摩擦娶妙瑕理朋强用1 一生机権挽常;3廉擦黠幼怙t门；斗 酗也帯;5心瘵柴胡机用滦筒;6-亠粧UL屋娥倚團2】：血汨訂r/Fm/U小龙厲1 lift-功潔筒;2 來扳诽；3 i卩戕式f动胡筒机1邑我* |9.4带式摩擦驱动即在上输送带的背面紧贴着一台由驱动装置直接驱动的带式输 送机，依靠上下两层输送带间的摩擦力由下层输送带（常称作驱动带）推动上层输送带（常称作承载带）运行。9.5卸载滚筒摩擦驱动将输送带绕过一组与驱动装置直接联结的传动滚筒，依靠传 动滚筒与输送带间的摩擦力驱动输送带运行。带上运载的物料在经过此传动滚筒时有一 次卸料转载过程。 中间助力驱动同样必须保持各驱动单元牵引输送带的带速同步，各 驱动单元间的功率分配平衡以及良好的可控起动性能。结论语通过对本课题的研究，对资料的采集分析，我更加发现学无止境的道理，还有很多 问题值得自己去摸索思考。而我国的机电行业也存在着很多需要改进创新和完善的地 方，我们这一代更应该积极学习。一篇毕业论文不是我们学习的结束，而更该是我们学 习的另一种开始。通过对带式传输机传动装置设计的研究是让我们真正理论联系实际、 深入了解设计 概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星 期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识 . 为我们以后的工作打下了坚实 的基础 .参考文献机械设计基础课程设计 ，高等教育出版社，陈立德主编， 2004年 7月第 2 版；机械设计基础，机械工业出版社 胡家秀主编2007年 7 月第 1 版工程制图中国林业出版社主编霍光青 刘洁材料力学高等教育出版社主编刘鸿文互换性与技术测量基础高等教育出版社主编胡凤兰机械工程材料机械工业出版社主编 王章忠河北科技大学继续教育学院毕业设计（论文）院 站：专 业：学 生：指导教师：评阅教师：完成日期：