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1260 钢坯 火焰 清理 输送 系统 设计

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湘潭大学机械工程学院毕业设计工作中期检查表系 机制系 专业 机械设计制造及其自动化 班级 07兴湘机一班 姓 名李 珂学 号2007964224指导教师胡自化指导教师职称教授题目名称钢坯火焰清理机的设计总体方案设计和总体装配题目来源科研 企业 其它课题名称钢坯火焰清理机的设计总体方案设计和总体装配题目性质 工程设计 理论研究 科学实验 软件开发 综合应用 其它资料情况1、选题是否有变化 有 否2、设计任务书 有 否3、文献综述是否完成 完成 未完成4、外文翻译 完成 未完成由学生填写目前研究设计到何阶段、进度状况：通过对资料的查询，已经确定了钢坯火焰清理机初步设计方案。现阶段着力对各个构件外形设计和计算。与此同时还通过对一些复杂的装配图形的装配和仿真熟悉和了解三维制图软件由老师填写工作进度预测（按照任务书中时间计划） 提前完成 按计划完成 拖后完成 无法完成工作态度（学生对毕业论文的认真程度、纪律及出勤情况）： 认真 较认真 一般 不认真质量评价（学生前期已完成的工作的质量情况） 优 良 中 差 指导教师（签名）： 年 月 日建议检查结果： 通过 限期整改 缓答辩系意见： 签名： 年 月 日注：1、该表由指导教师和学生填写。2、此表作为附件装入毕业设计（论文）资料袋存档。湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）任务书设计（论文）题目： 钢坯火焰清理机的钢坯输送系统 学 号： 2007964224 姓名 李 珂 专 业： 机械设计制造及其自动化 指导教师： 胡自化 系主任： 一、主要内容及基本要求： 1、钢坯运送方案确定； 2、滚筒输送机传动方案确定； 3、滚筒输送机动力系统设计； 4、滚筒输送机传动系统设计； 5、完成毕业论文的文稿工作，要求：使用A4编辑及打印装订成册； 6、技术图纸：滚筒输送机装配图1张（0号）、减速器齿轮轴图1张（3号）、电动机图1张（3号）； 7、翻译英文技术资料：翻译国外滚筒输送机相关课题的英文资料。要求：3000单词，复印原稿与翻译(打印)稿同册装订。 二、重点设计的问题： 1、 滚筒输送机传动方案设计； 2、 滚筒输送机传动系统设计； 3、 滚筒输送机动力系统设计； 三、进度安排 各阶段完成的内容起止时间1熟悉课题及基础资料 第一周2调研及收集资料 第二周3方案设计与讨论 第三四周4初步方案可行性讨论 第五八周5CAD软件学习 第九周6CAD制图 第十周7撰写说明书 第十一周四、应收集的资料及主要参考文献1彭万喜，胡英强.厂内运输机械.武汉：华中科技大学出版社，2006. 2濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2008. 3吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，2006,23 .4机械手册联合编写组.机械设计手册（上册，第一分册）.北京：化学工业出版社 5机械手册联合编写组.机械设计手册（上册，第二分册）.北京：化学工业出版社 6机械手册联合编写组.机械设计手册（中册，第一分册）.北京：化学工业出版社 湘潭大学兴湘学院毕业设计说明书题 目： 学 院： 兴湘学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 2007964224 姓 名： 李 珂 指导教师： 胡自化 完成日期： 2011年05月31日 湘潭大学兴湘学院毕业设计题 目： 学 院： 兴湘学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 2007964224 姓 名： 李 珂 指导教师： 胡自化 完成日期： 2011年05月31日 湘 潭 大 学 兴湘学院 本科毕业设计开题报告题 目钢坯火焰清理机之钢坯输送系统设计姓 名李珂学号2007964224专 业机械设计制造及其自动化班级兴湘学院机械一班指导教师胡自化职称教授填写时间2011年3月20 日 2011年3月说 明1根据湘潭大学毕业设计(论文)工作管理规定，学生必须撰写毕业设计（论文）开题报告，由指导教师签署意见，系主任批准后实施。2开题报告是毕业设计（论文）答辩委员会对学生答辩资格审查的依据材料之一。学生应当在毕业设计（论文）工作前期内完成，开题报告不合格者不得参加答辩。3毕业设计(论文)开题报告各项内容要实事求是，逐条认真填写。其中的文字表达要明确、严谨，语言通顺，外来语要同时用原文和中文表达。第一次出现缩写词，须注出全称。4本报告中，由学生本人撰写的对课题和研究工作的分析及描述，应不少于2000字。5开题报告检查原则上在第24周完成，各系完成毕业设计开题检查后，应写一份开题情况总结报告。6. 填写说明：(1) 课题性质：可填写A工程设计；B论文；C. 工程技术研究；E.其它。(2) 课题来源：可填写A自然科学基金与部、省、市级以上科研课题；B企、事业单位委托课题；C校级基金课题；D自拟课题。(3) 除自拟课题外，其它课题必须要填写课题的名称。(4) 参考文献不能少于10篇。(5) 填写内容的字体大小为小四，表格所留空不够可增页。本科毕业设计(论文)开题报告学生姓名李珂学 号2007964224专 业机械设计制造及其自动化指导教师胡自化职 称教授所在系机制系课题来源科研课题性质工程技术研究课题名称钢坯火焰清理机之钢坯输送系统设计一、选题的依据、课题的意义及国内外基本研究情况钢坯火焰清理(searfing of billet)利用高温火焰的气割和熔除作用将钢坯表面缺陷烧除。在钠坯生产中，它是保证钢坯质量的重要工序。它是通过专门烧嘴将氧气和炼焦煤气进行混合，燃烧火焰预热连铸钢坯，然后利用高压的纯氧流与钢坯表面产生氧化反应，对钢坯的一个顶面、一个底面和两个侧面的表面缺陷进行火焰清理作业。钢坯火焰清理技术起源于美国，成熟于韩国，是全球冶金行业率先进行批量化检验板坯皮下缺陷的先进手段，目前正风靡于世界冶金业。国外钢坯火焰清理技术现处于极度保密的状态，国内需要花费巨大的外汇来进口国外的钢坯火焰清理机的整机和关键核心部件，而且维修服务费用昂贵。基于我国目前火焰清理机研发十分落后的局面，注定我国民族冶金企业必须走自主创新、产学研相结合的道路，通过对钢坯火焰清理机研发中的整体方案设计、结构分析、制造与装配等关键技术进行校企联合公关，我国才能够较快较全面掌握钢坯火焰清理技术，为我国冶金企业长期发展注入强劲的活力。因此，钢坯火焰清理机的设计项目具有十分深远的现实意义和工程应用价值。二、研究内容、预计达到的目标、关键理论和技术、技术指标、完成课题的方案和主要措施火焰清理机的输送系统能将钢坯稳定的输送到清理区域以及冷却区域。在输送过程中必须保持钢坯的稳定输送。因此，为满足钢坯输送工序要求和项目技术指标要求，钢坯输送系统应具有如下功能：1、钢坯的稳定输送功能2、钢坯的准确定位功能3、钢坯的支撑功能技术指标：1、钢坯的输送速度为19.38m/min2、将轧后的钢坯在热状态下同时进行四面(方坯)或两面(板坯)的在线火焰清理钢坯输送系统采用驱动式滚筒输送机，并且采用准齿轮传动，能使钢坯稳定的输送到需要的区域，以便对其进行清理。完成课题的方案和主要措施：先在导师的帮助下查阅相关的资料，对课题进行初步的了解，然后通过分析计算对它做前面的了解，先通过三维软件对之进行动态仿真，看所设计的参数是否合理，最后将此产品研发出来。三、主要特色及工作进度主要特色： 利用计算机辅助设计技术，基于solidworks软件对理论设计的进行参数化建模。工作进度： 收集查阅了有滚筒输送机设计资料，现已经对方案进行了初步的讨论。接下来将进行方案的选取与确定，并制定了设计提纲方案和计划，将按照计划实施。四、主要参考文献（按作者、文章名、刊物名、刊期及页码列出）1彭万喜，胡英强.厂内运输机械M.武汉：华中科技大学出版社，2006. 2濮良贵，纪名刚.机械设计M.北京：高等教育出版社，2008. 3吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册M.北京：高等教育出版社， .4机械手册联合编写组.机械设计手册M（上册，第一分册）.北京：化学工业出版社 5机械手册联合编写组.机械设计手册M（上册，第二分册）.北京：化学工业出版社 6机械手册联合编写组.机械设计手册M（中册，第一分册）.北京：化学工业出版社指导教师意 见指导教师签名： 年 月 日系意见 系主任签名： 年 月 日院意见 教学院长签名： 年 月 日湘潭大学兴湘学院毕业设计说明书题 目： 学 院： 兴湘学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 2007964224 姓 名： 李 珂 指导教师： 胡自化 完成日期： 2011年05月31日 湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）任务书设计（论文）题目： 钢坯火焰清理机的钢坯输送系统 学 号： 2007964224 姓名 李 珂 专 业： 机械设计制造及其自动化 指导教师： 胡自化 系主任： 一、主要内容及基本要求： 1、钢坯运送方案确定； 2、滚筒输送机传动方案确定； 3、滚筒输送机动力系统设计； 4、滚筒输送机传动系统设计； 5、完成毕业论文的文稿工作，要求：使用A4编辑及打印装订成册； 6、技术图纸：滚筒输送机装配图1张（0号）、减速器齿轮轴图1张（3号）、电动机图1张（3号）； 7、翻译英文技术资料：翻译国外滚筒输送机相关课题的英文资料。要求：3000单词，复印原稿与翻译(打印)稿同册装订。 二、重点设计的问题： 1、 滚筒输送机传动方案设计； 2、 滚筒输送机传动系统设计； 3、 滚筒输送机动力系统设计； 三、进度安排 各阶段完成的内容起止时间1熟悉课题及基础资料 第一周2调研及收集资料 第二周3方案设计与讨论 第三四周4初步方案可行性讨论 第五八周5CAD软件学习 第九周6CAD制图 第十周7撰写说明书 第十一周四、应收集的资料及主要参考文献1彭万喜，胡英强.厂内运输机械.武汉：华中科技大学出版社，2006. 2濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2008. 3吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，2006,23 .4机械手册联合编写组.机械设计手册（上册，第一分册）.北京：化学工业出版社 5机械手册联合编写组.机械设计手册（上册，第二分册）.北京：化学工业出版社 6机械手册联合编写组.机械设计手册（中册，第一分册）.北京：化学工业出版社 湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）评阅表学号 2007964224 姓名 李 珂 专业 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计）题目： 钢坯火焰清理机钢坯输送系统 评价项目评 价 内 容选题1.是否符合培养目标，体现学科、专业特点和教学计划的基本要求，达到综合训练的目的；2.难度、份量是否适当；3.是否与生产、科研、社会等实际相结合。能力1.是否有查阅文献、综合归纳资料的能力；2.是否有综合运用知识的能力；3.是否具备设计方案的设计能力、设计方法和手段的运用能力；4.是否具备一定的外文与计算机应用能力；5.工科是否有经济分析能力。论文（设计）质量1.立论是否正确，论述是否充分，结构是否严谨合理；实验是否正确，设计、计算、分析处理是否科学；技术用语是否准确，符号是否统一，图表图纸是否完备、整洁、正确，引文是否规范；2.文字是否通顺，有无观点提炼，综合概括能力如何；3.有无理论价值或实际应用价值，有无创新之处。综合评 价评阅人： 2011年5月 日湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）鉴定意见学 号： 2007964224 姓名： 李 珂 专 业： 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计说明书） 36 页 图 表 3 张论文（设计）题目： 钢坯火焰清理机钢坯输送系统 内容提要：本课题主要设计钢坯火焰清理机的钢坯输送部分，滚筒运输机的动力，传动，运转等设计以及计算。能使钢坯稳定的输送，使其进入清理区域。本说明书结合各式滚筒输送机的输送方案，设计出选用锥齿轮驱动式滚筒运输机。并且对该运输机的动力，传动，运转等方面进行了计算。 在滚筒运输机的传动方面，选用了三角带、减速器、锥齿轮配合传动，能使传动达到稳定的要求。并且抗干扰能力强。指导教师评语指导教师： 年 月 日答辩简要情况及评语答辩小组： 年 月 日答辩委员会意见答辩委员会主任： 年 月 日目 录中文摘要1ABSTRACT1第一章 总体方案设计2第二章 电动机的选择4第三章 三角胶带传送设计5第四章 减速器设计7第五章 联轴器选择20第六章 锥齿轮传动设计21第七章 小锥齿轮设计及轴承座设计24第八章 滚筒、滚筒轴及配件的设计25致谢27参考文献28附录一 滚筒运输机机架部分示意图29附录二 英文技术资料及中文翻译3共36页 第36页摘 要摘要内容： 本次设计的主要内容有：传动方案的总体设计、电动机的选择、三角胶带传动设计、减速器的设计、联轴器的设计、锥齿轮传动设计及滚筒运输架等的设计。本次设计我采用了三角胶带传动，圆柱齿轮减速器及锥齿轮传动。关键词： 电动机. 齿轮. 减速器. 轴承. 滚筒. SummarySummary contents: The main contents of this design has:Spread to move the choice,triangle tape that project that total design,electric motor spread move the design,stalk that decelerate the join shaft ware of design, the subulate wheel gear spread to move the design and roller the conveyance the design for waiting.This design I adopted the triangle tape to spread to move ,and the cylinder wheel gear decelerate the machine and subulate wheel gear to spread to move.Keywords:Electrpmotor. gear wheel. Reducer. Axletree. Platen. 第一章 总体方案设计 驱动式滚筒运输机的原动机选用电动机。因为滚筒的转速为：n5=V/D （D为滚筒直径），初步选取滚筒直径为D=380mm，滚筒长度L=4150mm，滚筒间的间距为l=630mm，因为驱动式滚筒运输机共5m长，故滚筒共8根。故 n5=51.0 r/min 。 为了使电动机转速减为n5 ,故驱动装置与电动机之间必有减速器，为使各滚筒同时转动，各滚筒由锥齿轮带动。电动机与减速器之间由带轮联接，减速器与锥齿轮由联轴器联接。1.1、初步画出机械传动图， （图1）1. 2、初定各级传动比为： 取带轮传动比为i1=1.88，减速器传动比为i2=549，锥齿轮传动比为i3=1.5。因带轮传动比为 i1=1.882，选用三角胶带传动。1.3、初步计算机械的总功率由文献1式（16-1） 得滚筒运输机械的总功率为：P=0.735/75q1(2f+1d)+q0(1d)L+G(kw)式中数据：q1：物品分布在1m长度上所受的载荷；q0：滚筒及其轴的重量； f：物品在滚筒表面的滚动摩擦系数；1：滚筒轴衬中的滑动系数； d：滚筒的轴径D：滚筒直径； ：滚筒表面与物品的滑动磨擦系数 ：机械传动的总功率。（1）、首选滚动轴衬效率1=0.98（共34个）。 联轴器效率2=0.99 三角V带效率3=0.9 直齿圆齿轮减速器4=0.98 锥齿轮 5=0.95（8个） =12345 = 0.980.990.960.980.95=0.28（2）、查文献4表1-8得：f = 0.5； 1 = 0.002； = 0.3。（3）、滚筒选用热轧无缝钢管，其理论重量为：（取壁厚7.5mm）G0=20.99Kg/m ，滚筒重量为G1=20.994.1587Kg q0 G1 = 87 Kg（4）、因滚柱间距为630mm，钢坯最小宽度为1850mm，钢坯最大重量为2400 Kg，所以每个滚筒的最大所受的载荷为q1=2400/3=800 Kg （5）、计算P=19 kw 第二章 电动机的选择 由于运输机的功率P=19 kw，可知电动机的功率为PP。又根据其工作条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，额定电压为380V，Y型。 根据机械的各级传动比，可得电动机转速为： n1=n5(i1 i2 i3) n1=1470 r/min 查文献3边12-1 （JB3074-82）可得： 选用Y180L-4，其额定功率为P=22kw，额定转速为n1=1470 r/min最大转矩为2.2电动机外形安装尺寸如下表， 型号尺 寸 （mm）HABCDEGKbb1b2hAABBHAL1Y132M1802792791214811042.5153552851804306534920710三 、三角带传动设计3.1、三角带的选择，设计计算已知：选择的电动机型号Y180L-4，额定功率P=22kw，转速n1=1470 r/min，选择三角带的传动比为i1=4，一天运转的时间为1015小时，工作有轻微振动。 三角带传动计算（表中数据由文献6中查取）计算项目公式及数据计算结果单位计算功率pca由表8-4选取KA1.3Pca=KAP28.6kw选取胶带型号根据Pca和n1由图8-1选取C主动轮节圆直径D1由表8-6和表8-12选取140mm从动轮节圆直径D2D2=iD1按表8-12圆整560mm带速VV=D1n1/（601000）2510.77m/s实际传动比i=D2/（1-）D1（=0.02）4.08初定中心距a0a0（10.95）D2560532取550mm初定胶带节线长度LOPLOP2a0+/2（D1+D2）+（D2D1）/4a0按表8-2选取标准值Lp内周长Lj22792420mm计算中心距aa=a0+LPLOP/2620mm主带轮包角11=180-（D2-D1）/a 60120139.4单根胶带传动功率P0由表8-5选取P04.11Kw单根胶带传递功率增量P0由表8-7查Kb由表8-8查KiP0=Kbn0（1-1/Ki）1.9910-31.120.307KW胶带根数Z由表8-9查得K由表8-10查得K1Z=Pca/（KKl（Po+Po）0.950.865.22取6根根单根胶带的初拉力Fo由表8-39查得Fo380公斤计算项目公式及数据计算结果单位有效圆周力Ft=102 Pca/v234公斤作用在轴上的力FF=2FoZ Sin（1/2）712公斤带轮宽B由表8-11查得e20mm由表8-11查得f12.5mm故B=（Z-1）e+2f125mm3.2带轮的几何尺寸的计算：3.2.1小带轮的几何尺寸计算： （1）、由Y180L-4型电动机可得：电动机轴伸直径D=48mm，长度L=110mm，带轮宽：B=（Z-1）+2f=(2-1)*25.5+2*16=57.5mm （2）、因为小带轮基准直径为140mm,故可采用实心式结构轮毂宽：L=（1.52）d=1.8d=1.8*48=86.4mm轮毂外直径：d1 =1.9d=1.9*48= 91.2mm 带轮外径：da=dd+2ha=140+2*4.8=149.6mm轮毂宽：=8mm基准线下槽深：hf=14.3mm3.2.2大带轮的结构的几何尺寸计算因为基准直径为560mm，所以选用椭圆轮辐式结构。带轮宽：B=（Z-1）e+2f=(2-1)*25.5+2*16=57.5mm轮毂宽：L=（1.52）d=1.8d=121.5mm轮毂外直径：d1=1.9d=236.4mm带轮外径：da=dd+2ha=560+2*4.8=569.6mm轮毂宽：=10mm基准线下槽深：hf=10mm第四章 减速器的设计由文献3表1-12查得，减速器的传动比为i2=7，选用单级圆柱齿轮减速器。4.1、齿轮传动设计已知减速器输入轴的功率为P2=P3=220.96=21.12 kw；小齿轮转速为n2=n1/ i1=1470/2.74=536r/min。每天工作15小时，使用年限15年，（每年以300工作日算），有较长的冲击。转向不变。设计过程：（以下过程均参照文献2P221-224，所用的表，图也由文献2中查得）。4.1.1、选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数。（1）按照图1的传动方案图，上述查文献所得选直齿圆柱齿轮传动；（2）考虑到此减速器的功率太大，大小齿轮的材料均选用45号钢，并经调质及表面淬火，表面硬度为4050HRC；（3）选取精度等级，因采用表面淬火，齿轮变形不大，不需磨削，故初选7精度（GB10095-88）；（4）选小齿轮数z1=20，大齿轮齿数为Z2= iz1=720=1401、 按齿面接触强度设计 由公式（10-9a）进行试算，即：1)确定公式内的各计算值，a)、试选载荷系数Kt=1.3。b)、计算小齿轮传递转矩T1T1=95.510P2/n2=95.5107.2/765=0.9105 Nmmc)、由表10-7选取齿宽系数d=0.9d)、由表10-7查得材料的弹性系数ZE=189.8 Mpae)、由图10-21按齿面硬度中间值45HRC查得大小齿轮的接触强度极限 Hlim1=Hlim2=1100 Mpaf）、由式10-13计算应力循环次数 N1=60 n1jLn=60536(1530015)=3.1109g)、由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.88 KHN2=0.90h)、计算接触疲劳许用应力取失效率为1% 安全系数S=1，由公式10-12得：H1=KHN1Hlim1/s=968 MpaH2=KHN2Hlim2/s=990 Mpa2）、计算a) 试算小齿轮的分度圆直径d1t代入H中较小值得：d1t=42.73（mm）b) 计算圆周速度VV=d1tn/601000=31.442.3776.5/601000=1.71(m/s)c) 计算齿宽bb=d d1t=0.942.73=38.457(mm)d）、计算齿宽与齿高之比b/h模数：mt= d1t / z1=42.73 / 20=2.1365(mm)齿高：h=2.25mt=2.252.1365=4.81(mm) b/t=38.457/4.81=8e）、计算载荷系数 根据V=1.71m/s 7级精度，由图10-8查得载荷系数Kv=1.07 直齿轮假设KAFt/b100N/mm，由表10-3查得 KH=KF=1.1 由表10-2查得使用系数 KA=1.5 由表10-4查得 KH=1.223 由图10-13查得 KF=1.18故载荷系数 K=KAKvKKH=1.51.071.11.223=2.16f)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，有式10-10a得：d1d1t K/Kt=42.73 32.16/1.3=50.6mmg)、计算模数m m=d1/Z1=50.6/20=2.53mm 2、 按齿根弯曲强度计算：由式10-15得弯曲强度的设计公式为：m=32KT1YSYF/（dZ12F）1）、确定公式的各数据值a)、由图10-20d查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=FE2=600Mpab)、由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.88 KFN2=0.90C)、计算弯曲疲劳安全系数 S=1.4 由式10-12得： F1 = KFN1fe1/s=0.88600/1.4=377.14mpa. F2= KFN2fe2/s=0.9600/1.4=385.71mpa.d)、计算载荷系数k. k=kakvkkfb=1.51.071.11.18=2.083e)、查取齿形系数与应力校正系数.由表10-5查得：齿形系数：Yfa1=2.8 Yfa2=2.22应力校正系数：Ysa1=1.55 Ysa2=1.77f)计算大小齿轮的YfaYsa/f并加以比较Yfa1Ysa1/ f1=2.81.55/377.14=0.01151Yfa2Ysa2/ f2=2.221.77/385.71=0.01019小齿轮数值较大。2).设计计算 m322.0830.91050.01151/（0.9202）=2.29mm. 对比计算结果，由齿面按接触疲劳强度计算的模数略大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.29mm。并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=50.6mm。验算：Ft=2T1/d1=20.9105/50.6=3557.3NKaFt/b=1.535773/0.950.6=117.2100N/mm设分度圆直径最大可取dmax，则Ft=2T/dmax KaFt/b=100 2Kat1/bdmax=100即：20.91051.5/0.9dmaxdmax=100 dmax=55mm.根据实装尺寸的原因，取d1=55mm.Z1=d1/m=55/2.5=22 Z2=uZ1=722=1544几何尺寸的计算1） 计算分度圆直径 d1=Z1m=222.5=55mm d2=Z2m=1542.5=385mm2） 计算中心距a。 a=(d1+d2)/2=(55+385)/2=220(mm)3） 计算齿轮宽度b4） b=db1=0.955=49.5mm取（圆整） B2=49mm B1=55mm5.验算Ft=2T1/d1=20.910*8/55=3272NKaFt/b=32731.5/49=100.16100N/mm。合适6.结构设计（1）、大齿轮的结构设计因其中径d2=385mm200mm而小于500mm。故选用辐板式。由文献6P434查得（表8-149）其结构尺寸：因大齿轮孔径D=65mm.（详见后文齿轮轴设计）。 D1=1.6D=104mm 毂长L=(1.21.5)D=80mmB2=(2.54)m 取=10mm辐板厚C=0.3B=15mmD。=0.5(D1+D2)=0.5(104+213.15-20)=149 取为D。=150(mm)孔径d。=0.25(D2-D1)=22.2 取d。=22mm(2).小齿轮的设计因其中径d1=55mm, 故选用齿轮轴式。其结构尺寸为：中径d1=55mm 顶径da1=60mm 宽度B1=55mm7. 经校核强度足够 4.2、减速器轴的设计4.2.1、齿轮轴的设计已知：轴上输入的功率为P2=21.12Kw,n2=536r/min.因其与大带轮相联，且带轮作用在轴上的里F=1773.8N.齿轮的切应力Ft=3273N.设计过程：（1）、计算轴上的扭矩TT=95.5105P2/n2=95.510521.12/536=0.9105Nmm (2) 求作用在齿轮轴上的力 Ft=3273N.取齿轮压力角为=20Fr=Fttg=3273tg20=1191.3N Ft Fr 因为是直齿圆柱齿轮=0 Fa=0 Fr圆周力Ft.径向力Fr的方向如右图4。（3）初步确定轴的最小直径 图3由参考文献 2式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45#钢，调质处理。由文献2表15-3，取A。=126。于是有：dmin=A。3P2/n2=87(mm)考虑到齿轮轴的装配需要，取该齿轮轴的最小尺寸为96mm。显然输入轴的最小直径是安装的大带轮的。（4）、小齿轮的中径d1=55mm 2dmin.故该齿轮做成齿轮轴。（5）、轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径及长度，画出其结构草图如下（a）为了满足大带轮的轴向定值，F8轴段左端需有一台阶，故取7-8段的直径为d6-7=43mm，右端用轴端档板定位。按轴端直径取档圈直径D=45mm。大带轮与轴配合的毂孔长度为70mm，为了保证档圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故7-8段的长度应比毂孔长度略短一些。取l7-8=68mm。（b）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力，故选用圆柱滚子轴承。参照工作要求并据d6-7=43mm，由轴承产品目录中选取42209圆柱滚子轴承， 其尺寸为dDB=458519,故d1-2=d4-5=52mm.（c）因为小齿轮中径d1=55mm，底径df=48.75mm。为了保证齿轮的加工。在2-3段与4-5段靠近齿形部分下挖一部分，而在另一端留足滚动轴承的轴肩。故在2-3段与4-5段中下挖部分的直径，取为d=48mm。轴肩部分取为d=52mm，下挖部分长度取l=30mm，台阶部分取l=12mm。（d）为了满足装配要求取L6-7=30mm。至此，已初步确定轴上各段直径和长度。（6）、轴上的周向定位带轮的周向定位采用平键联结。按d7-8由文献3查得平键截面bh=108（GB1096-79），键槽用键槽铣刀加工。长为56mm（标准键长由文献3表4-1GB1096-79查得）。其与轴的配合为H7/r6。滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证，此处选轴的尺寸公差为m6。（7）、确定轴上圆角和倒角尺寸。由文献2表15-2查得，取轴上所有倒角（轴端）为1.545；各轴肩处圆角半径为R1.5.（8）、按弯扭合成应力校核轴的强度。（a）、求轴上载荷首先根据轴的结构简图（图5），作出轴的计算简图（图6）。在确定轴承的支点位置后、，此轴即可作为简支梁，其支承跨距为l2=l3=79mm。带轮重心点到支承点距离l1=73.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图，扭距图和计算弯矩图（6）。从轴的结构上看，截面c处的计算转矩大，是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的Mh,Mv,M及Mca的值到于下表3（参看图6）载 荷水平面垂直面支反力RRh1=811.35N,Rh2=4235.45NRv1=Rv2=595.65N弯矩MMH1=64096.65Nmm，MH2=334600.5NmmMV1=MV2=47056.35Nmm总弯矩M1=64096.652+47056.352=79515.3NmmM2=334600.52+47056.352=337893.2Nmm扭距TT=0.9105计算弯矩McaMca1=M1=79515.3NmmMca2=337893.22+（0.60.9105）2=342181Nmm表3（表中=0.6由文献2P375页获得）。（b）、按弯矩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计算弯矩的截面（即危险截面c）的强度，则由文献2式15-5及上表中的数据可得ca=Mca2/W=342181/0.1555555=20.56Mpa（式中W 由文献2表15-4查得）前面已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由文献2表15-1查得-1=60mpa。因此ca0.07d取h=6，则d6-7=77mm,另一端用轴承端盖定位，l7-8=12mmD：根据装配需要取l2-3=30mm,l4-5=32mm，l7-8=20mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（c）、轴上的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联接。按d5-6由文献3表4-1查得平键的截面尺寸为bh=1811（GB1096-79），键槽用键槽铣刀加工，长为68mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;同样，半联轴器与轴的联结，选用平键为14988（GB1096-79），半联轴器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证。此处选轴的直径尺寸公差为m6。（d）、确定轴上圆角和倒角尺寸由文献2表15-2，取轴端倒角为1.545。圆角半径为R1.5。4）按弯扭合成应力校核轴的强度（a）、首先根据轴的结构图（图9）做出轴的计算简图（图10）。简支梁轴的跨距为L2=L3=80mm，根据轴的见图做出轴的弯曲图，扭距图和计算弯矩图，从轴的结构图和计算玩具图中可以看出截面c处的计算弯矩最大，是轴的危险截面，现将计算出的截面c处的MH,MV,M及Mca值列于下表4。 表4载荷水平面H垂直面V支反力RH1=RH2=1541NRV1=RV2=560.9N弯矩MMH=123280NmmMV=44872Nmm总弯矩M1=M2=1232802+448722=131192.4Nmm扭矩TT=T3=3.39105Nmm计算弯矩McaMca1=M1=131192.4 NmmMca2=131192.42+（0.63.39105）2=242039 Nmm （a由文献2p375页获得）进行校核时，通常只校核轴上最大计算弯矩的截面（即c面）的强度，则由文献2式15-5及上表中数值可得，（w由文献2表15-4查得）。ca=Mca2/W=242039/653/32-187(65-7)2/265=10.3 MPa.前面已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由文献2表15-1查得-1=60mpa。因此-1 ca ， 合适。图54.3小皮带轮配合用键的强度校核。（1）、因为电动机的轴径为38mm，查文献3表4-1（GB1096-79）可得：键的尺寸为108，（取N9/JS9配合）。轴深度t为50+0.2。毂中、深t1为3.30+0.2，键长取70mm的A型平键。（2）、校核键的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由文献2表6-1查得许用挤压应力为P=100120Mpa，取其平均值，P=110 Mpa，键的工作长度l=L-b=70-10=60mm，键与轮毂的接触高度K=0.5h=0.58=4mm。由文献2式6-1可得：p=2T10/bld T为电动机的转矩又T=95.507.5/1440=47.75NMp=247.7510/41038=10.47MpaP故键的强度适合4.3.1大带轮键的校核（1）、大带轮键的选择因为大带轮轴径为36mm，大带轮的毂宽为70mm，查文献3表4-1（GB1096-79）可得键的尺寸为10870，键为轴的配合为N9.5毂的配合为JS9，轴深t为5.00+0.2，毂深t1为3.3+0.20。（2）、校核键的强度键、轴与毂均是由钢制成。由文献2表6-1查得许用挤压应力为：P=100120MPa。取平均值得P=110MPa。键的工作长度为：l=L-b=70-10=60mm。键与轮毂的接触高度为k=0.5h=4mm。键上所受的转矩为T=P39550/（14401.88）=95507.50.961.88/1440=89.77 NM由文献2式6-1可得p=2T10/kld=289.7710/46036 =20.78MPaP故大带轮上配合键的强度合适。4.3.2大齿轮与轴的配合用键的选择与较核（1）、大齿轮配合用键的选择因大齿轮与轴搭配和处的轴径为6.5mm，大齿轮轮毂长为80mm，由此查文献3表4-1（GB1096-79）查得键的尺寸为181170，其与轴的配合为N9，与毂的配合为JS9轴深t为7.0+0.20，毂深t1为4.4+0.20（2）、键联结强度的校核 由上述已查得P=110MPa键的工作长度为：l=L-b=70-18=52mm，键与轮毂的接触高度为：k=0.5h=0.511=5.5mm，键上所受的转矩即为大齿轮的转矩T3T=T3=3.3910*Nmm=339Nm由文献2式6-1可得：p=2T10/5.55265 =36.47 MpaP故大齿轮上键的强度合适。4.3.3.联轴器配合用键的选择与校核（1）.联轴器用键的选择因与联轴器配合的轴径为45mm，与联轴器配合的轴的长度为78mm。因此，数据有文献3表4-1（GB1096-79）查得键的尺寸：14970与其轴的配合为N9，与毂的配合为JS9。轴深t=5.5+0.20，毂深t1=3.8+0.20 （2）.键的强度校核由上述查得P=110 Mpa键的工作长度为l=L-b=70-14=56mm键与轮毂的接触高度为k=0.5h=0.59=4.5mm键所受的转矩即为联轴器输入的转矩，亦为T3T=T3=339 NM由文件2式6-1可得：P=2T10/kld=233910/（4.55645）=59.79 Mpa 15000h即高于预期计算寿命故选用42209圆柱滚子轴承合适（GB283-64）结构尺寸为：4585191、 大齿轮轴上滚动轴承的选择及校核已知：轴上齿轮上的圆周力Ft=3082N、径向力Fr=1121.8N、轴的转速为n3=191.25r/min轴的预期寿命为Lh=18000（4年，每年300天，每天15小时）（1）、滚动轴承的选择由表4计算可得：RH1=RH2=1541N Rv1=Rv2=560.9NR1=R2=1640N（2）、确定当量载荷P因轴承只受径向力作用，故A=0由文献2式13-9得：P=R P=R=R1=R2=1640N（3）、由文献2式13-6求出轴承应有的基本额定动载荷 C=P=16403=9694.4N9.7KN（4）、根据上计算C值，由文献3表6-1（GB276-89）查得选用Cor=22.10KN的6111型深沟球轴承，（5）、验算6111滚动轴承的寿命，由文献2式13-5得：Lh=106/60n（C/P）=106/（60191.25）（22100/1640）3=213251.7h18000h故此轴承合适。 其结构尺寸为5590184.4、减速器中箱体的设计4.4.1减速器箱体用铸造而成，由文献3表11-1与表11-2查得箱体结构尺寸如下表5名 称符号减速器（单级圆柱齿轮）尺寸关系箱座壁厚8箱盖壁厚18箱盖凸缘厚度b12箱座凸缘厚度b112箱座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径dfM20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d1M16盖与座联结螺栓直径d2M12定位销直径d8df、d1、d2、至外箱壁距离C1df：26 d1：22 d2：18df、d2至凸缘边缘距离C2df：24 d2：16轴承旁凸台半径R116凸台高度h见装配图齿轮顶圆与内箱壁距离110齿轮端面与内箱壁距离28箱盖箱座肋板厚度mm=7联结螺栓d2间距L100检查孔盖螺栓直径d4M64.4.2、通气器的结构形式和尺寸由文献3表11-4中选用通气帽，其结构尺寸见文献3表11-4中间表，4.4.3减速器轴承端盖的结构尺寸。（1）、2209轴承端盖结构尺寸由文献3表11-5嵌入式轴承盖 （结构图12）（2）、6111轴承端盖结构尺寸由文献3表11-5嵌入式轴承盖 （结构图如图13） 4.4.4皮带轮挡圈见装配图4.4.5减速器进油口、油标、放油口见装配图4.5减速器装配图（见总装配图，此略）第五章 联轴器的选择5.1设计要求：联轴器传递功率P40=P31=6.780.98=6.5kw，传递转速n4=n3=n3=191.25r/min5.2轴器的选择因为联轴器的转速为n4=191.25250r/min，无剧烈冲击处，联轴器两端的转速相等，故初步选用十字块联轴器。5.3联轴器的校核5.3.1载荷计算公称转矩： T=9550P/n=95506.5/191.25=324.6Nm由文献2表14-1查得工作情况系数KA=1.5。由文献2式14-3得计算转矩： Tca=KAT=1.5324.6=486.9 Nm5.3.2型号选择从文献5表4-34中查得d=45的十字滑块联轴器的许用转矩为 800 Nm，许用最大转速为250r/min，故合适。其轴孔长度总长200mm，半联轴器长度为80mm。第六章 锥齿轮传动设计设计要求：小锥齿轮转速n4=191.25r/min传动比i=1.5，每个锥齿轮输入功率P4=P402/10=6.50.99/10=0.644kw，轴交角为90，使用期限为5年（每年工作月300天，每日工作15小时）。小齿轮简支，大齿轮悬壁，材料均为45钢，表面淬火，HRC=4550。精度等级为8-7-7级。6.1、设计过程：小齿轮的转矩T4=95500.644/191.25=32.16 Nm=3.28Kgm设计计算过程见下表6计算项目计算公式及数据说明按 接 触 强 度 初 定 主 要 尺 寸工作况数KaKa=1由表8-119查接触强度的齿间载荷分布系数KHKH=2.1由表8-208查试验齿轮的接触疲劳极限HlimHlim1=Hlim2=104Kg/mm由图8-38查齿数比uu=n3/n4=1.5初定小齿轮分度圆直径d1d1=72mm由图8-93查齿数z取z1=18，z2=uz1=27z1由图8-78查确定大端模数mm=d1/z1=72/18=4取m=4mm复算小齿轮分度圆直径d1d1=mz1=418=72mm分锥角1=arctg（z1/z2）=33.691=33.692=90-1=56.312=56.31锥距RR=d1/2sin1=64.9mmR=64.9mm宽度b取齿宽系数R=0.3，b=RR=19.47mm，b=20mm齿宽系数RR=b/R=20/64.9=0.3R=0.3齿形制按JB110-60齿形制=20，ha*=1，c*=0.2接 触 疲 劳 强 度 校 核 计 算分度圆上圆周力FxFx=2000T3/d1=91.11KgFx=91.11Kg分度圆圆周速度VV=d1n3/19100=0.72动载系数KvKv=1.1（8级精度）由表8-207查齿数比系数ZuZu=1.09由图8-95查按接触强度的齿宽影响系数Z=1.15由图8-96查节点区域系数ZHZH=2.5由图8-97查弹性系数ZEZE=60.6由表8-206查接触应力HH=12.6取直齿Z=1当量循环次数NeNe1=2.58108Ne1=1.72108见表8-123接触强度的寿命系数ZNZN1=ZN2见第388页润滑剂系数Z1选择润滑油粘度r50=266cst由表8-417查ZL=1.2由图8-40查速度系数ZVZV=0.9由图8-41查光洁度系数ZRZR=0.88由图8-42查工作硬化系数ZWZW=1由表8-206查齿轮的接触疲劳极限HLIMHLIM=98.8接触强度的最小安全系数SHLINSHLIN=1由表8-121查接触强度的安全系数SH=1.36 SHmin接触疲劳强度校核计算项目计算公式及数据小齿轮大齿轮分锥角11=33.692=56.31齿顶高haha=4mmha=4mm齿高hh=8.8mmh=8.8mm齿根高hfhf=4.8mmhf=4.8分度圆直径dd=72mmd=108mm齿顶圆直径dada=78.66mmda=114mm锥距RR=65mmR=65mm齿根角ff=4.23f=4.23根锥角ff=29.46f=52.08顶锥角f=27.92f=60.54外锥高AKAK=51.78AK=32.67分度圆弧齿厚SS=6.28mmS=6.28mm第七章 小锥齿轮轴的设计及轴上配件的选择本次设计的滚筒架长10m。滚筒有10个，故小锥齿轮也需要10个。因由六中设计可得小锥齿轮设计成锥齿轮轴式，考虑到装配原因，故要分成10段，段与段之间再通过联轴器联结，并且每段长1m。7.1锥齿轴的设计7.1.1轴上的装配方案：因轴上装有固定杆（与轴承联结），装有两个联轴器，一个联轴器用轴肩定位、另一个用螺钉定位。1、 计算轴的最小轴径由前面计算轴径最小直径的方法，求得锥齿轴的最小直径为30mm，考虑到锥齿轮处轴径为42mm，故取联轴器的轴径为36mm。2、 选用联轴器由前面的选择计算方法与校核，选用十字滑块联轴器，其轴径为36mm，孔径长为160mm，最大转速为250r/min，最大转矩为500Nm，半联轴长为64mm3、 固定杆用轴承选择因轴承同时受轴向力与径向力，由前面的计算方法选用角接触球轴承，其尺寸为：408018，型号为36208（由文献3表6-6，GB292-83），采用外圈定位，即固定杆与轴承配合处采用圆槽，槽宽为18mm，槽深为3.5mm，内径为80mm。4、 螺钉的选择因用于紧固半联轴器，所受的力不太大，故选用M8的紧钉螺钉（由文献3表3-18，GB73-85）。5、 根据上述配件的结构及装配要求，画出锥齿轮轴的工作图，（图16）6、 轴上联轴器周向定位用键。由文献3表4-1（GB1096-79），并据联轴器轴径36mm有：键的尺寸为：108，长为50mm轴t=5.0+0.20，毂t1=3.3+0.20，与轴配合为100+0.2，毂为100+0.2，其校核方法见四-（三）7、 与孔径为45mm联结的那一段小齿轮轴，最右端装联轴器的轴径为45最后一根右边轴承右端不要。第八章 滚筒，滚筒轴及其配件设计8.1滚筒的设计由前面已选定的数据有：滚筒直径D=121mm；滚筒的长度L=400mm8.1.1选择滚筒的材料。由文献4表2-75（YB231-70）查得：滚筒的材料选用热轧无缝钢管。其外径D=380mm，厚度为20mm，理论重量为20.99Kg/m。滚筒内与轴配合的钢管材料选用热轧无缝钢管。其外径D1=360mm，厚度为20mm，理论重量为15.24 Kg/m。联结钢板材料选择热轧扁钢（由文献4表2-55（YB704-83）。其宽度为D2=110mm理论重量为6.91 Kg/m，厚度为7mm，经加工成外径为106mm、内孔为60mm的圆环钢板。8.2.2滚筒结构设计参照文献1图16-3，选用滚筒表面较平整的结构。（即钢管外表面不经加工）。8.2滚筒轴的设计8.2.1计算轴的最小直径由四-（二）的计算方法，算得轴的最小直径为90mm，考虑到装配原因，取其最小直径为96mm，显然这是用来装配大锥齿轮。8.2.2确定轴上零件的装配方案（1） 大锥齿轮孔径为36mm，长为37mm，故装大锥齿轮处的轴段长为35mm，轴端用挡圈定位。（2） 选用轴承靠近锥轮端面由于要承受轴向力和径向力。选用接触球轴承。根据36mm取型号为36208，尺寸为40808（文献3表6-3，GB292-83），采用内外圈定位（文献3表6-3，GB276-89），校核同前，此略。 8.2.3滚筒轴配合处孔径长为44mm，总长为434mm。一端轴肩定位一端与圆锥滚子轴承用套筒定位。 8.2.4大锥齿轮用键由文献3表4-1（GB1096-79）查得尺寸为：10825，轴t=5.00+0.2，毂t1=3.30+0.2，配合与轴N9（公差为0-0.036）毂JS9（公差为0.018），校核从略。 8.2.5滚筒配合处键由文献3表4-1（GB1096-79）查得尺寸为12832，轴t=5.00+0.2，毂t1=3.30+0.2，轴键槽公差0-0.043，毂为0.025第九章 课题总结与展望 滚筒输送机主要由辊子、机架、支架、驱动部份等组成,辊筒,滚筒输送机是依靠转动着的辊子和物品间的摩擦使物品向前移动.按其驱动形式可分为无动力滚筒输送机、动力滚筒输送机.在动力滚筒输送机中,驱动辊子的方法目前一般不在采用单独驱动的方式,而是多采用成组驱动,常用电机与减速器组合,再通过链传动、带传动来驱动辊子旋转. 滚筒输送机适用于各类箱、包、托盘等件货的输送，散料、小件物品或不规则的物品需放在托盘上或周转箱内输送。能够输送单件重量很大的物料，或承受较大的冲击载荷，滚筒线之间易于衔接过滤，可用多条滚筒线及其它输送机或专机组成复杂的物流输送系统，完成多方面的工艺需要。可采用积放滚筒实现物料的堆积输送。滚筒输送机结构简单，可靠性高，使用维护方便。致 谢在大学四年当中，学习了本专业的知识，收获很大。在此感谢各位老师的辛勤教诲，学校领导的关怀，同学们的支持。本文在指导老师胡自化教授的指导下完成，胡教授的严谨的治学态度，渊博的学识，丰富的实践经验和一丝不苟的工作作风给我留下了深刻的印象，让我终身受益。值此论文完成之际，谨向胡老师表示深深的谢意！参考文献1彭万喜，胡英强.厂内运输机械M.武汉：华中科技大学出版社，2006. 2濮良贵，纪名刚.机械设计M.北京：高等教育出版社，2008. 3吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册M.北京：高等教育出版社， .4机械手册联合编写组.机械设计手册M（上册，第一分册）.北京：化学工业出版社 5机械手册联合编写组.机械设计手册M（上册，第二分册）.北京：化学工业出版社 6机械手册联合编写组.机械设计手册M（中册，第一分册）.北京：化学工业出版社附录一 滚筒运输机机架部分示意图图8 滚筒运输机机架部分示意图附录二：外文技术资料及中文翻译1、 英文技术资料Belt ConveyorFIELD OF THE INVENTIONThe present invention relates to a belt conveyor having a circulating conveying belt, having carrying rollers, which are arranged between the top strand and the bottom strand of the conveying belt, and having a drive device and a force-transmission device for moving the conveying belt.BACKGROUND OF THE INVENTIONIt is known from practice for force to be transmitted from the drive device to the conveying belt of a belt conveyor via friction fitting. The friction between a driven carrying roller and the conveying belt, for example, may even be sufficient for this purpose. The rest of the carrying rollers are mounted in a movable manner and rotate along.DE 42 44 170 C2 discloses a belt conveyor having an endless conveying belt, the latter being driven by means of a force-transmission device which is present in the form of a friction wheel. A drive shaft extends beneath the bottom strand of the conveying belt. On the inner radius of the belt curve, a motor is connected as a drive device to the drive shaft and, in the region of the outer radius, a friction wheel is seated on the drive shaft and is in contact with the outer surface of the conveying belt. In this case, the friction wheel interacts with a carrying roller functioning as counterpressure roller. The drive shaft is mounted such that it can be moved at an angle both in the region of the outer radius and in the region of the inner radius of the belt curve. The movable-angle mounting of the drive shaft allows adaptation of the extent to which the friction wheel is pressed against the conveying belt in proportion to the actual load. In this way, the wear is reduced if, in part-load operation, the conveying belt is only subjected to the contact-pressure force which is necessary for this purpose.Although the belt conveyor known from DE 42 44 170 C2 reduces the wear of the conveying belt, it cannot rule it out altogether. The task of conveying foodstuffs or other goods which are to be kept clean involves, in addition to the mechanical damage to the conveying belt, the aspect of hygiene and of keeping goods clean. The abraded surface particles of the conveying belt could have a considerable adverse effect on the quality of the goods which are to be conveyed. Moreover, the known belt conveyor requires an extremely high level of structural outlay as far as the movable mounting of the separate drive shaft is concerned.SUMMARY OF THE INVENTIONTaking as departure point the belt conveyor known from DE 42 44 170 C2, the object of the invention is to specify a belt conveyor of the type in question which largely rules out any adverse effect to the surface of the conveying belt of the belt conveyor by the force-transmission device. According to a particularly preferred configuration, the belt conveyor is intended to require just a low level of structural outlay.The above object is achieved by the features of Patent claim 1. According to the latter, a belt conveyor of the type in question is configured such that a pair of elements which interact with one another with a form fit is provided for force-transmission purposes, and that one element is assigned to the force-transmission device and the other element is assigned to the conveying belt.According to the invention, it has been found that the surface of the conveying belt is not adversely affected as a result of the action of the force-transmission device if a separate pair of elements is provided in order to realize force transmission. It has also been found that the use of a pair of movement-converting elements which are known per se and interact with one another with a form fit largely eliminates the disadvantages which are known in the case of friction-fitting movement conversion, in particular wear and abrasion.According to a preferred exemplary embodiment of the belt conveyor according to the invention, the pair of elements could be present as toothed ring and toothed belt, the tooth flanks of the toothed ring and of the toothed belt interacting with one another. It would be possible for the toothed ring to be assigned to the force-transmission device and for the toothed belt to be assigned to the conveying belt.As far as a particularly low level of structural outlay is concerned, a preferred configuration of the abovementioned exemplary embodiment provides that the toothed ring is assigned to a carrying roller, and the latter thus simultaneously assumes the role of the force-transmission device. Via a journal projecting from the carrying roller, the drive takes place by means of a motor. The toothed ring could be plugged onto the carrying roller and fixed releasablyfor example via a shaft/hub connection or a feather keyto the same. In the case of a plugged-on toothed ring, it is advantageous that it is possible to use carrying rollers which are already present. It is particularly advantageous for each carrying roller to be assigned at least one toothed ring. Over the entire running path of the conveying belt, it would then be the case that the toothed belt and the toothed rings interengage and move the conveying belt in a dimensionally stable manner. Corresponding to the toothed ring or rings which is/are arranged between the top and bottom strands and belongs/belong to the preferred configuration mentioned above, the toothed belt is arranged on the underside of the conveying belt, and extends in the running direction of the same. Arranging the toothed belt on the underside of the conveying belt once again ensures that the top side of the conveying belt, which is charged if appropriate with goods which are to be kept clean, is not subject to any force transmission, mechanical damage or production of abrasion particles or other contaminants.An expedient development of the preferred configuration of the belt conveyor according to the invention makes provision for the toothed ring to be arranged at the end of the carrying roller. As a result, on the one hand, straightforward maintenance of the force-transmission device is made possible and, on the other hand, this arrangement is also more cost-effective than a, for example, central arrangement. Direct force transmission over a short distance is achieved by a journal for the connection of the drive device projecting from that end of the carrying roller which is provided with the toothed ring.It is particularly advantageous if the toothed belt extends in the region of the side border of the conveying belt. As a result, on the one hand, straightforward production of the conveying belt with the toothed belt is made possible by the direct relationship to the border region and, on the other hand, a role is also played here by the accessibility to the pair of elements for maintenance purposes and, of course, by the coordination between the toothed belt and the arrangement of the toothed ring.In addition to toothed belts and toothed rings with normal toothing, it would also be possible to realize multisplining. This further reduces undesired sliding and thus wear, heating and noise development. In order to absorb high tensile forces, it would be possible for Kevlar filaments to be incorporated in the toothed belt, which usually consists of plastic. It would be possible for the conveying belt to be produced with the toothed belt by welding, vulcanizing or adhesive bonding.According to a particularly preferred configuration, it would be possible for the toothed belt to be a constituent part of a toothed- belt component which is of essentially U-shaped design in the transverse direction of the toothed belt. The U-shape makes it possible for the toothed- belt component simply to be plugged onto the border of the conveying belt until the border region has come into contact with the base part between the U-legs. The inner surface of the toothed- belt component may have been provided with adhesive beforehand. As a result of its shaping and of being produced in this way, the toothed- belt component engages around the side-border region of the conveying belt.While the toothed belt of the conveying belt is subjected to compressive force by the toothed ring, and this largely rules out detachment of the toothed- belt component on the underside of the conveying belt, a counterpressure device could be provided in order to secure that region of the toothed- belt component which extends on the top side of the conveying belt. In design terms, the counterpressure device could be present in the form of an arm which acts on the U-leg of the toothed- belt component on the top side and thus constantly presses the same onto the top side of the conveying belt.As far as reliable guidance is concerned, it would be possible for the toothed belt or the toothed- belt component containing the toothed belt to form a bead. A bead ridge is thus produced over the length of the conveying belt. In the case of a U-shaped toothed- belt component, the bead ridge extends in each case at the free ends of the U-legs, at a distance from the border of the conveying belt, the distance depending essentially on the width of the toothed belt. As an alternative to a bead ridge, it would be possible for the toothed- belt component or for the straightforward toothed belt also to have at least one beveled free end. The guidance measure taken on the toothed belt or on the specific toothed- belt component is provided in order that a guide roller or a pair of guide rollers acts on the beveled surface or on the bead or bead ridge. The guidance measure explained above could be taken equally well in the case of belt curves and straight belt lines and of belt S-shapes bridging different heights.In the case of belt curves, the force acting on the conveying belt is directed toward the inner radius of the belt curve, with the result that the guide rollers, in an advantageous manner which is known per se, could have inclined running surfaces. Correspondingly angled retaining arms as a constituent part of retaining structures for the guide rollers could be arranged in each case in the region of a carrying roller. The guide rollers could be arranged in pairs on the top strand and on the bottom strand of the conveying belt.It should be emphasized at this point that, with the abovementioned configuration of the belt conveyor according to the invention having the bead or beveled free ends, two functions are combined in the pair of form-fitting elements. Not only the force transmission, but also the guidance of the conveying belt, takes place. The dimensional stability of the conveying belt is advantageously increased by the pair of form-fitting elements with the specific configuration of the toothed belt or of the toothed- belt component for action of the guide rollers thereon.In the case of the already cited design of the belt conveyor in the form of a belt curve, the carrying rollers are of conical design and the toothed ring is arranged at the larger-diameter end of the respective carrying roller, that is to say on the outer radius of the belt curve. The drive device is present as a motor and is assigned to the first carrying roller of the belt curve. The form-fitting interengagement of the toothed wheel and toothed belt takes place in the region of each carrying roller, the form fit, in relation to the first, motor-driven carrying roller, serving for force-transmission purposes and, in relation to the rest of the rollers, serving for guiding the conveying belt.The previously explained principle of force transmission via a pair of elements which interact with one another with a form fit could also be used in the case of a straight belt line or in the case of a height-changing belt S-shape. Here, the carrying rollers are of a cylindrical design and the force transmission takes placeas with the belt curveat a first carrying roller, while the following carrying rollers, likewise equipped with the pair of form-fitting elements, serve for guiding the conveying belt. In contrast to the belt curve, however, it would be possible, in the case of the straight belt line or in the case of the belt S-shape, for the pair of elements to be arranged at the two free ends of the respective carrying roller and on the two border regions of the conveying belt. It would thus be possible specifically for the two border regions of the conveying belt to have a toothed belt or a toothed- belt component which interacts with the toothed rings at the two free ends of each carrying roller. Furthermore, it would also be possible, with these types of construction of the belt conveyor according to the invention, to provide guide rollers.A further advantage of the preferred embodiment of the belt conveyor according to the invention, the toothed ring and toothed belt interacting, consists in the improved capacity for controlling the belt speed in accordance with the current loading. It would be possible to provide a control device which senses a change in the speed by corresponding measuring sensors and adjusts the power of the drive device in line with the safety regulations.In comparison with the force transmission realized by friction fitting, the belt conveyor according to the invention not only has the advantage of better capacity for control, but also has the advantage that the conveying belt has a high level of dimensional stability as a result of the guidance by means o