带式输送机驱动装置设计 (2)【9张cad图纸+文档全套资料】
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带式输送机驱动装置设计
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河南理工大学万方科技学院本科毕业论文摘要带式输送机驱动装置是输送机的动力的来源，主要由电动机通过联轴器、减速器、带动传动滚筒转动。本驱动装置设计中，首先根据输送机的工作要求确定传动方案,然后确定电动机,由电机及工作机进行减速器设计, 驱动装置，驱动装置架，传动滚筒，滚筒头架设计。关键词： 带式输送机 驱动装置 减速器 滚筒 Abstract Conveyor belt conveyor drive is the driving force of the source. The main belt conveyor drive motor through a coupling, reducer, driving drum driven rotation. With drum and the friction of the belt, the belt movement, a tilt of the belt conveyor also set up for brakes and stop.In this drive in accordance with the design of the first conveyor requirements for the work programme identified transmission, and then determine Motors, electrical and machine reducer design work, drive, drive planes, driving drum, drum-head design .Keywords: Beltconveyor DrivingDevice Reducer Drum 1概述11.1带式输送机的发展历程及发展方向11.2 输送机的分类21.3 驱动装置42运动方案的拟订63减速器设计93.1 选择电动机93.1.2 选择电动机的容量93.1.3 确定电动机的转速103.2 计算总传动比并分配各级传动比113.3 运动参数的计算113.3.1 计算各轴转速:113.3.2 各轴的功率和转矩113.4 传动零件(齿轮)的设计133.4.1 高速级齿轮传动的设计计算133.4.1.1 选择材料、齿轮精度等级、类型及齿数133.4.1.2 按齿面接触强度设计143.4.1.3 按齿根弯曲强度设计163.4.1.4几何尺寸计算183.4.2 低带级齿轮传动的设计计算193.4.2.1 选择材料、齿轮精度等级、类型及齿数193.4.2.2 按齿面接触强度设计193.4.2.3 按齿根弯曲强度设计223.4.2.4 几何尺寸计算233.5 轴的设计243.5.1 轴的材料243.5.2轴径的初步估算243.5.3 轴的结构设计253.5.4 按弯扭合成进行轴的强度校核273.6.1 轴I上的轴承的选择373.6.3 轴III(输出轴)上的轴承的选择423.7.1 高速级大齿轮与轴的联接443.7.2 低速级大齿轮与轴的联接453.9.1 联轴器的选择设计483.9.1.1 高速轴联轴器483.9.1.2 低速级联轴器的选择设计503.9.3 密封533.9.4 公差与配合543.9.5 其他附件的设计544 驱动滚筒设计584.2.2 滚筒轴的校核654.2.3 滚筒的周向定位655 托辊的设计675.1.1 作用675.1.2 托辊的类型675.3.1槽形托辊695.3.2 缓冲托辊705.3.3 回程托辊715.3.4 调心托辊726.机架757.拉紧装置76致谢.77参考文献.781概述1.1带式输送机的发展历程及发展方向随着世界装备制造业向中国转移及我国带式输送机产品的技术进步，中国成为世界上最大的带式输送机产品研发和制造基地指日可待，5年后我国带式输送机全球市场占有率将达到50%左右。下游产业的发展和技术进步，要求为其配套的橡胶输送带行业更快地与国际接轨，采用国际先进标准、不断提高产品质量、开发低阻力节能型输送带、加强技术服务，成为下游产业的迫切要求。带式输送机作为大宗散状物料连续输送设备，广泛应用于大型露天煤矿、大型露天金属矿、港口码头以及火电、钢铁、有色、建材、化工、粮食等行业，是现代工业和现代物流业不可或缺的重要技术装备。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。目前带式输送机发展的重点产品包括长距离、大运量、高带速带式输送机，水平及空间曲线越野带式输送机，露天矿用移置式带式输送机，大型下运带式输送机，自移机尾可伸缩带式输送机，园管带式输送机，大倾角上运带式输送机，钢丝绳牵引带式输送机。重点研发的核心技术包括带式输送机动态分析设计技术，智能化可控驱动系统研发，物料转载点新型耐磨材料研制，钢结构优化设计技术以及带式输送系统节能技术、环保技术和散料输送系统集成及工程设计技术等。1.2 输送机的分类带式输送机分类方法有多种,按运输物料的输送带结构可分成两类,一类是普通型带式输送机,这类带式输送机在输送带运输物料的过程中,上带呈槽形,下带呈平形,输送带有托辊托起,输送带外表几何形状均为平面;另外一类是特种结构的带式输送机,各有各的输送特点.其简介如下:各种带式输送机的特点 .QD80轻型固定式带输送机QD80轻型固定式带输送机与TD型相比,其带较薄、载荷也较轻,运距一般不超过100m,电机容量不超过22kw. .它属于高强度带式输送机,其输送带的带芯中有平行的细钢绳，一台运输机运距可达几公里到几十公里. .U形带式输送机它又称为槽形带式输送机,其明显特点是将普通带式输送机的槽形托辊角由提高到使输送带成U形.这样一来输送带与物料间产生挤压,导致物料对胶带的摩擦力增大,从而输送机的运输倾角可达25. . 管形带式输送机U形带式输送带进一步的成槽,最后形成一个圆管状,即为管形带式输送机,因为输送带被卷成一个圆管,故可以实现闭密输送物料,可明显减轻粉状物料对环境的污染,并且可以实现弯曲运行. .气垫式带输送机其输送带不是运行在托辊上的,而是在空气膜（气垫）上运行,省去了托辊,用不动的带有气孔的气室盘形槽和气室取代了运行的托辊, 运动部件的减少,总的等效质量减少,阻力减小,效率提高,并且运行平稳,可提高带速.但一般其运送物料的块度不超过300mm.增大物流断面的方法除了用托辊把输送带强压成槽形外,也可以改变输送带本身,把输送带的运载面做成垂直边的,并且带有横隔板.一般把垂直侧挡边作成波状,故称为波状带式输送机,这种机型适用于大倾角,倾角在30以上,最大可达90. （6）.压带式带输送机它是用一条辅助带对物料施加压力.这种输送机的主要优点是:输送物料的最大倾角可达90,运行速度可达6m/s,输送能力不随倾角的变化而变化,可实现松散物料和有毒物料的密闭输送.其主要缺点是结构复杂、输送带的磨损增大和能耗较大. .钢绳牵引带式输送机它是无际绳运输与带式运输相结合的产物,既具有钢绳的高强度、牵引灵活的特点,又具有带式运输的连续、柔性的优点。1.3 驱动装置驱动装置的作用是将电动机的动力传递给输送带，并带动它运动。机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。驱动装置是带式输送机的动力传递机构。一般由电动机、联轴器、制动器、减速器及驱动滚筒组成。电动机：带式输送机用的电动机，有鼠笼式、绕线式异步电动机。在有防爆要求的场合，就采用矿用隔爆机。使用液力耦合器时，不需要具有高起动力矩的电动机，只要与耦合器匹配得当，就能得到接近电机最大力矩的起动力矩。联轴器：按传动和结构上的需要，分别采用液力耦合器、柱梢联轴器、棒梢联轴器、齿轮联轴器或十字滑块联轴器。减速器：带式输送机用的减速器，有圆柱齿轮减速器和圆锥-圆柱齿轮减速器。圆柱齿轮减速器的传动效率高，但是它要求电机轴与输送机轴平行，驱动装置占地宽度大，适合于在地面驱动；而井下使用时需要加宽峒室，若把电机布置在输送带下面，会给维护和更换造成困难。因此，用于采区巷道是，常采用圆锥-圆柱齿轮减速器。驱动滚筒：驱动滚筒是依靠它与输送带之间的摩擦力带动输送带运行的部件。据挠性牵引构件的摩擦传动理论，输送带与滚筒之间的最大摩擦力，随摩擦系数和围包角的增大面增大。所以提高牵引力必须人这两方面入手。根据不同的使用条件和工作要求，带式输送机的驱动方式，可分单电机单滚筒驱动单电机双滚筒驱动及多电机驱动多滚筒驱动几种。2运动方案的拟订 驱动装置是带式输送机的原动力部分、由电动机、减速器以及高（低）速联轴器、制动器和逆止器等组成。其型式的确定按与传动滚筒和关系，驱动装置可分为分离式、半组合式和组合式三种。其三种组合方式如下表的示：类型代号功率范围/kw驱动系统组成分离式Y-DBY/DCY2.2-315 MLL联轴器- 直交轴硬齿面Y电机- YOX耦合器 ZL联轴器 分离式Y-ZLY/ZSY2.2-315Y电机-MLL联轴器-平行轴硬齿面-ZL联轴器 YOX耦合器 减速器半组合式YIH2.2-250Y电机-HL联轴器减速滚筒 YOX耦合器组合式YII2.2-55Y电机电动滚筒分离式驱动装置有两种，在这两种分离式装置中，应优先选择Y-ZLY驱动装置；而Y-DBY适用于要求布置特别紧凑的地方。电动滚筒-组合式驱动装置是将电动机和减速器齿轮副装入滚筒内部与传动滚筒组合在一起的驱动装置。驱动装置不占空间，适用于短距离及较小功率的带式输送机上。但电动机在滚筒内部，散热条件差，因而电动滚筒不适合长期连续运转，也不适合在环境温度不大40C的场合使用。减速滚筒-半组合式驱动装置是只将减速齿轮副置于滚筒内部，电动机伸出在滚筒外面的驱动装置。它解决了电动滚筒散热条件差的问题。因而作业率可不受太大的限制。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。综合考虑本题设计采用的为第一种分离式传动方案。众所周知，带式输送机的驱动装置由电动机、减速器、联轴器、滚筒有向上倾斜时还配有制动器、逆止器等部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计带式输送机的传动装置，必须先合理选择、设计它各组成部分，下面我们将一一进行设计及选择。3减速器设计3.1 选择电动机电动机是常用的原动机，具有结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。3.1.1 选择电动机的类型按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。 3.1.2 选择电动机的容量工作所需的功率： = FV/（1000）所以： = FV/（1000）式中电动机的工作功率kw 工作机所需功率(指输入工作轴的功率)kw工作机的效率由电动机至工作机之间传动装置的总效率为：= .式中、分别为齿轮传动、卷筒、轴承、联轴器的效率。取 = 0.97、= 0.96、 =0.98、 = 0.99则： = 0.9720.960.9840.992= 0.817所以：= 根据选取电动机的额定功率 查机械零件设计手册取电动机的额定功率为110kw3.1.3 确定电动机的转速由卷筒轴的转速 按二级斜齿圆柱减速器的传动比的合理范围=830故电动机的转速范围为: =()59.7r/min=(477.61791)r/min 配合计算出的容量,由表1-57查出有两种适用的电动机型号, 其技术参数比较情况见下表：表3-1 ：方 案电动机型号额定功率 电动机转速电动机重量kw同步转速满载转速 1Y315M2-6 110 1000 9901110 2Y315S-4 110 150014801000综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及减速器的传动比，可知方案2比较适合。因此选定电动机型号为Y315S-4,所选电动机的额定功率P =110kw，满载转速n=1480r/min 。3.2 计算总传动比并分配各级传动比 电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。4.2.1 计算总传动比=24.79 4.2.2 分配各级传动比 确定各级的传动比时,考虑到润滑条件,应使高、低级两个在齿轮的直径相近，所以低速级大齿轮略大些，推荐高带级传动比。 3.3 运动参数的计算3.3.1 计算各轴转速: = 3.3.2 各轴的功率和转矩电动机轴输出功率和转矩80kw9550Nm9550轴1的输入功率和转矩：= = 800.99=79.2kw9550Nm9550511.05Nm轴2的输入功率和转矩：= = 79.20.970.98=75.29kw9550Nm95502667.18Nm轴3的输入功率和转矩：= =75.290.970.98=71.57kw9550Nm955011435.39Nm卷筒轴的输入功率和转矩：= =71.570.980.990.96=66.66kw9550Nm955010650.87Nm将以上各轴的转速，功率及转矩，列成表格表3-2： 参 数 轴 名电 动机 轴 1轴 2 轴3轴卷 筒轴转 速 r/min14801480269.5859.77 59.77 功 率 kw11079.275.2971.5766.66 转 矩 Nm516.21511.052667.1811435.3910650.873.4 传动零件(齿轮)的设计3.4.1 高速级齿轮传动的设计计算3.4.1.1 选择材料、齿轮精度等级、类型及齿数（1）材料及热处理。由表10-1选得大、小齿轮的材料均为40，并调质处理及表面淬火，齿面硬度为4855HRC。（2）按运动简图中的传动方案所示，选用斜齿轮圆柱齿轮传动。（3）输送机为一般机器，速度不高，表面淬火，轮齿变形不大，故精度可选用7级精.(4) 选用小齿轮的齿数为=18，大齿轮的齿数为=取。（5）选取螺旋角。初选螺旋角。3.4.1.2 按齿面接触强度设计按机械设计公式（10-21）计算（1）确定式中的各计算数值1).试选=1.62).小齿轮传递的转矩即=511.05Nmm3).由图10-30,选取区域系数=2.4234).由图10-26,查得=0.78 =0.89 则=+=0.78+0.89=1.675).齿宽系数。因为大小齿轮均为硬齿面，故宜选稍小的齿宽系数。由表10-7选取齿宽系数=0.8。6）由表10-6，查得材料的弹性影响系数 =188.9。7）由图10-21e按齿面硬度,查得大小齿轮的接触疲劳强度极限=1100Mpa。8）由式（10-13）计算应力循环次数。=60=6014801(83005)=1.06 =1.939)计算接触疲劳选用应力。（取失效概率为1，安全系数S为1）查图10-19，得=0.96；=0.98由式(10-12)，=得：=0.961100/1=1056MPa=0.981100/1=1078 MPa故取 =1067 MPa(2)设计计算1)计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式得=mm=64.45mm2)计算圆周速度=4.99m/s3) 计算齿宽b及模数b=0.864.45=51.56mm=3.47mmh=2.25=2.253.47=7.8mmb/h=51.56/7.8=6.614) 计算纵向重合度 = 0.318=0.3180.818tan=1.1425) 计算载荷系数k由表10-2,得使用系数=1；根据v=5.06m/s、7级精度由图10-8查得动载系数=1.14；由表10-3查得齿间载荷分配系数=1.2；由表10-4查得齿向载荷分布系数=1.29。故载荷系数K=11.141.21.29=1.776) 按实际的载荷系数校核所算得的分度圆直径 由式（10-10a）得=64.45=66.65mm7) 计算模数=3.59mm3.4.1.3 按齿根弯曲强度设计(1) 确定式中计算参数1) 计算载荷系数 由上面的可知=1 =1.14;由表10-3查得=1.2;由图10-13查得=1.22K=11.141.21.24=1.696 2) 根据纵向重合度=1.142,从图10-28查得螺旋角影响系数=0.853）计算当量齿数 =19.7 =108.374) 查齿表系数 由表10-5,查得=2.80 =2.185) 查取应力校正系数 由表10-5,查得=1.55 =1.796) 由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳极限=620MPa7) 由图10-18，取弯曲疲劳寿命系数=0.88 =0.918) 计算弯曲疲劳许用应力（取弯曲疲劳安全系数S=1.4） 由式(10-12)得 =389.7MPa=403MPa9) 计算大小齿轮的并加以比较=0.0114=0.00968(2) 设计计算=3.30mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大,取模数m=3.5可满足弯曲强度要求；但要同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 =66.65mm来计算应有的齿数，于是由=18.49取=18，则=u=5.4918=98.82 取=99这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.4.1.4几何尺寸计算（1）计算中心距a=将中心矩圆整为210mm(2) 按圆速后的中心矩修正螺旋角=因值改变不多，故、参数等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径=64.6mm=355.38mm（4）计算齿轮宽度b=0.8=51.68mm圆整后取=52mm =57mm3.4.2 低带级齿轮传动的设计计算3.4.2.1 选择材料、齿轮精度等级、类型及齿数1）材料及热处理。由表10-1选得大、小齿轮材料为40，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC。2）按图示方案，低带级采用直齿圆柱齿轮传动。3）因表面淬火，轮齿变形不大，且输送机为一般机器，故精度选用7级。4）选取小齿轮的齿数=21，大齿轮的齿数为=214 .51= 94.71 取=95。3.4.2.2 按齿面接触强度设计1）试选载荷系数=1.32) 小齿轮传递的转矩=Nmm3) 由表10-7选取齿宽系数 因大、小齿轮均为硬齿面，故宜选稍小的齿宽系数，取=0.84) 由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8MPa5) 由图10-21e按齿面硬度查得6大、小齿轮的接触疲劳强度极限=1050Mpa6) 由式10-13计算应力循环次数=60=60269.581(83005)=1.94 =1.937) 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90；=0.958) 计算接触疲劳选用应力。（取失效概率为1，安全系数S为1）由式(10-12)，=得：=0.901050/1=945MPa=0.951050/1=997.5MPa(2)设计计算1) 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值=2.32=79.95mm2) 计算圆周速度=1.13m/s3) 计算齿宽b及模数b=0.879.95=63.96mm=3.97mm4)计算齿宽与齿高比b/hh=2.25=2.253.97=8.91mmb/h=63.96/8.9=7.195) 计算载荷系数k由表10-2,得使用系数=1.25；根据v=1.05m/s、7级精度由图10-8查得动载系数=1.05；由表10-3查得直齿轮=1；由表10-4查得接触疲劳强度齿向载荷分布系数=1.30故载荷系数K=1.251.0511.30=1.716) 按实际的载荷系数校核所算得的分度圆直径 由式（10-10a）得=79.95=87.60mm7) 计算模数=4.17mm3.4.2.3 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为(1) 确定式中各计算参数1) 计算载荷系数 由上面的可知=1.25, =1.02，=1;由图10-13查得=1.25K=1.251.0211.25=1.5942) 由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳极限=620MPa3) 由图10-18，取弯曲疲劳寿命系数=0.92 =0.964) 计算弯曲疲劳许用应力（取弯曲疲劳安全系数S=1.4） 由式(10-12)得 =407.43MPa=425.14MPa5) 查齿表系数 由表10-5,查得=2.76 =2.216) 查取应力校正系数 由表10-5,查得=1.56 =1.7857) 计算大、小齿轮的，并加以比较=0.010568=0.009279小齿轮的数值大(2) 设计计算=3.65mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大,取模数m=3.65mm,就近圆整标准值3.8mm可满足弯曲强度要求；但要同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 =66.65mm来计算应有的齿数，于是由=23.16取=24，则=u=244.51=108.24 取=108这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.4.2.4 几何尺寸计算（1）计算大、小齿轮的分度圆直径=91.2mm=414.2mm（2）计算中心距a=252.7（3）计算齿轮宽度b=0.8=70.08mm圆整后取=70mm =75mm3.5 轴的设计3.5.1 轴的材料根据机械设计表15-3从几种常用的轴的材料中选选取，由于小齿轮的直径较小，轴I设计成齿轮轴，故选材与小齿轮相同为40，调质处理；而轴II轴III取材也为40Cr,调质处理。3.5.2轴径的初步估算由公式（15-2）， 可得各轴直径如下：查表15-3得，=11297 取=110轴I：=41.45mm轴II: =71.9mm轴III: =116.81mm当截面上开有键槽时,应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱作用。对于直径mm的轴，有一个键槽时，轴径增大3,有两个键槽时，增大7；而对于直径mm时，有一个键槽增大57；有两个键槽增大1015。所以，根据以上原则，本题中的中间轴要用单键联接，故增大5；输入轴的最外端要开键槽联接联轴器，故可增大7；而输出轴的最外端也开槽联接联轴器，故可增大5。所以有：41.45(1+7)=44.3571.9(1+5)=75.50116.8(1+5)=122.64将上面三轴的计算结果取整，初步估定三轴的最小直径如下：=48mm =80mm =125mm3.5.3 轴的结构设计转轴的结构形式为阶梯轴，各阶梯的直径和长度应综合考虑轴上的零件的固定、轴上零件的装配、轴的加工工艺等因素进行设计。(1) 轴上零件的固定轴上零件在轴上的周向固定多采用过盈配合，一般用键或花键的形式联接；且在轴径相差不在的情况下，键槽应设计在同一加工轴线上。而在轴向上的固定，常采用轴肩与轴环、套筒、圆螺母、弹性挡圈等形式。(2) 轴上零件的装配轴上零件的装配在保证顺利装配的前提下，要减少加工，选择阶梯级数最少，装配最方便，轴上零件数目最少，轴毛坏直径最小的结构方案。(3) 轴的加工工艺性根据加工工艺性的要求，主要是对轴的细部结构进行设计，一般要考虑退刀槽、越程槽及倒圆角等工艺。根据以上原则，并结合机械零件课程设计表16-14图6-2，确定轴的结构大致如下：轴I结构简图如图3-5-1所示：图3-5-1 轴I结构简图轴II结构简图如图3-5-2所示：图3-5-2 轴二结构简图轴III结构简图如图3-5-3所示：图3-5-3轴三结构简图3.5.4 按弯扭合成进行轴的强度校核按弯扭合成进行轴的强度校核时，通常将轴视为受弯矩和扭矩合成作用之可动铰链二支点梁。(1) 对轴I(输入轴)进行校核1) 绘轴的计算简图，如图a所示2) 计算作用在轴上的力轴I上高速级齿轮为斜齿轮，由机械零件课程设计表-17，得=15.8KN=5.9KNtan=15.8tan=3.59KN3) 求支点反力根据静力学平衡条件得：A 支点反力：=10.42KN =3.89KNC 支点反力：=5.38KN =2.01KN4) 作弯矩图如图，c水平面弯矩图：B截面处的弯矩最大。 =739.82Nme 垂直面弯矩图：B截面处的弯矩最大。=276.2 Nm =163.33 Nm轴向力所产生的转矩为：Ma=116Nmf 合成弯矩图：由合成弯矩，得=789.70Nm=757.63 Nm5) 作扭矩图T=511.05Nm6) 作当量弯矩图当量弯矩为：= 取=0.3则=772.99Nm7) 校核轴的强度受载最大的剖面在B处齿轮中间平面上，可用来计算。=48.37MPa查表15-1，得40的许用弯曲应力为=70MPa校核结果：=70MPa,剖面的强度满足要求。根据以上的计算，作轴的载荷分析图如下：(2) 以轴II(中间轴)进行强度校核1) 绘轴的计算简图，如图a所示2) 计算作用在轴上的力轴II上高速级齿轮为斜齿轮，低速级齿轮为直齿轮，由机械零件课程设计表-17，得=15KN=5.6KNtan=15tan=3.42KN=58.5KNtan=58.5tan3) 求支点反力根据静力学平衡条件得：A 支点反力：=30.41KN =3.21KND 支点反力：=43.09KN =12.49KN4) 作弯矩图如图，c 水平面弯矩图： =30.4168.5=2083.09Nm=43.0980=3447.2Nme 垂直面弯矩图： =3.2168.5=219.89 Nm轴向力所产生的转矩为：Ma=607.7Nm=12.4980=999.2 Nm=607.7219.89=387.81 Nmf 合成弯矩图：得=2119.68Nm=3589.09Nm5) 作转矩图及当量弯矩图中间轴通过齿轮来传递转矩和功率，转矩已由上面的齿轮间的载荷而得到分析；故合成弯矩当量弯矩即为。6) 校核轴的强度 由弯扭合成图可以看到，齿轮C处的弯矩最大，且齿轮C和B处的轴段直径相等，故齿轮C处的横截面最危险。查表15-1，得40的许用弯曲应力为=70MPa=59.56MPa校核结果：=70MPa,剖面的强度满足要求。根据以上的计算，作轴的载荷分析图如下：(3) 对轴III (输出轴)进行校1) 绘轴的计算简图，如图a所示2) 计算作用在轴上的力轴上低速级为直齿轮，由机械零件课程设计表17得=55.22K=55.22=20.1KN3) 求支点反力根据静力学平衡条件得：B支点反力：=18KN =6.57KND支点反力：=37.16KN =13.53KN4) 作弯矩图如图，c水平面弯矩图：c截面处的弯矩最大。 =18.06159.5=2880.57Nm=18.06159.5=2880.57Nme 垂直面弯矩图：c截面处的弯矩最大。=6.27159.5=1047.92 Nm=6.27159.5=1047.92 Nmf 合成弯矩图：由合成弯矩，得=3065.26Nm=3065.26Nm5) 作扭矩图T=11435.39Nm6) 作当量弯矩图当量弯矩为：= 取=0.3则=4600.54Nm7) 校核轴的强度受载最大的剖面在齿轮中间平面处，此剖面虽有键槽，但仍可近似用来计算。=19.06MPa查表15-1，得40的许用弯曲应力为=70MPa校核结果：=70MPa,剖面的强度满足要求。根据以上的计算，作轴的载荷分析图如下：3.6 轴承的选择3.6.1 轴I上的轴承的选择(1) 初步选择,计算当量动负荷 由工作需要的要求得：轴承的使用时间为=53008=12000 第一对轴承的当量动载荷P： 查手册取 =1.1 由于轴的转速较高,且具有一定的轴向力,故初步选择圆锥滚子轴承3000型。 由轴的载荷分析计算部分，可知作用在轴承上的径向力和轴向力为： =11.12KN=5.74KN=3.59KN由于轴承的型号没定，暂时选轴承的e=0.32 Y=1.8。由表20-11所列公式可求得两轴承的内部轴向力为：=3.09KN =1.59KN因为e 故=0.4 =1.8=1.1(0.411.12+1.85.18)=15.15对于轴承2: =0.29，因此只按选择轴承型号。由表20-8，查得寿命系数=2.60，由表20-9查得速度系数=0.32。由公式20-3可得C=15.15= 123.09KN由表8-29查得内d=500mm的单列圆锥滚子轴承的额定负荷c接近于123.09KN的有：30310 C=130KN e=0.35 Y=1.7(3) 校核强度因30310轴承的e和Y值与暂取值不等，故需进行验算校核。作用于轴承1、2的轴向负荷3.27KN=1.69KN因为e 故=0.4 =1.7=1.1(0.411.12+1.75.28)=14.77 KN=0.29，所以验算轴承1的寿命。由公式20-3得0.32=2.8。由表20-8,反查得 =16000=12000故满足要求。3.6.2 轴II上的轴承的选择(1) 初步选择,计算当量动负荷由工作需要的要求得：轴承的使用时间为=53008=12000第一对轴承的当量动载荷P：,查手册取 =1.1。 由于轴的转矩较大,且具有一定的轴向力,故初步选择圆锥滚子轴承3000型。 由轴的载荷分析计算部分，可知作用在轴承上的径向力和轴向力为： =30.58KN=44.86KN=3.42KN由于轴承的型号没定，暂时选轴承的e=0.36 Y=1.6。由表20-11所列公式可求得两轴承的内部轴向力为：=9.56KN =14.02KN因为e 故=0.4 =1.6=1.1(0.430.58+1.617.44)=44.15 KN对于轴承2: =0.31e 故=1 =0所以 =1.144.86=49.35KN(2) 确定轴承的型号由于，因此只按选择轴承型号；由表20-8，查得寿命系数=2.60，由表20-9查得速度系数=0.538；由公式20-3可得 地C=49.35= 238.49KN。由表8-29查得内d=80mm的单列圆锥滚子轴承的额定负荷c接近于238.49KN的有：33216 C=245KN e=0.43 Y=1.4(3) 校核强度因33216轴承的e和Y值与暂取值不等，故需进行验算校核。作用于轴承1、2的轴向负荷10.92KN=16.02KN因为e 故=0.4 =1.4=1.1(0.430.58+1.419.44)=43.39 KN对于轴承2: =0.36e 故=1 =0=1.144.86=49.35KN因为=12000故满足要求。3.6.3 轴III(输出轴)上的轴承的选择(1) 初步选择,计算当量动负荷由工作需要的要求得：轴承的使用时间为=53008=12000第一对轴承的当量动载荷P：,查手册取 =1.2。 由于轴的转发矩较大,故初步选择圆锥滚子轴承3000型。 由轴的载荷分析计算部分，可知作用在轴承上的径向力为： =19.22KN=39.55KN由于轴承的型号没定，暂时选轴承的e=0.38 Y=1.6。由表20-11所列公式可求得两轴承的内部轴向力为：=6.01KN =12.40KN因为e 故=0.4 =1.6=1.2(0.419.22+1.612.40)=33.03 KN对于轴承2: =0.31e 故=1 =0所以 =1.244.86=47.46KN(2) 确定轴承的型号由于，因此只按选择轴承型号；由表20-8，查得寿命系数=2.60，由表20-9查得速度系数=0.84；由公式20-3可得 C=47.46= 146.9KN。由表8-29查得内d=130mm的单列圆锥滚子轴承的额定负荷c接近于146.9KN的有：32926 C=205KN e=0.34 Y=1.8(3) 校核强度因32926轴承的e和Y值与暂取值不等，故需进行验算校核。作用于轴承1、2的轴向负荷5.34KN=10.99KN因为e 故=0.4 =1.8=1.2(0.419.22+1.810.99)=32.96 KN对于轴承2: =0.28e 故=1 =0=1.239.55=47.46KN因为=12000故满足要求。3.7 键的选择键的类型的选择主要考虑所传递的转矩的大小，是否有沿国向滑动，对中要求及键在轴上的位置因素；而键的尺寸主要按联接处的轴径来选择。3.7.1 高速级大齿轮与轴的联接（1）键的类型的选择根据键的选择原则和减速器的结构特点，减速器中轴上零件(齿轮、联轴器等)与轴的联接多用平键。(2) 键及键槽尺寸的选择及强度校核1）尺寸的选择由d=85mm,查表6-1得，安装键为普通平键型，尺寸为2214 L=45采用一般联接。2) 校核 由公式-1，得38.98MPa查表6-2,得键联接的许用挤压应力100120MPa 取=100MPa 则满足要求。3.7.2 低速级大齿轮与轴的联接(1) 键的类型的选择根据键的选择原则和减速器的结构特点，减速器中轴上零件(齿轮、联轴器等)与轴的联接多用平键。(2) 键及键槽尺寸的选择及强度校核1）尺寸的选择由d=135mm,查表6-1得，安装键为普通平键型，尺寸为3620 L=70采用一般联接。2) 校核由公式-1，得62.75MPa查表6-2,得键联接的许用挤压应力100120MPa 取=100MPa 则1.216齿轮端面与内箱壁距离14吊环螺钉直径0.818外箱壁至轴承座端面距离+(510)40箱盖肋厚=0.8510箱座肋厚=0.85103.9 联轴器、润滑、密封、公差及其他附件设计3.9.1 联轴器的选择设计3.9.1.1 高速轴联轴器在减速器高速轴与是动机之间，由于转速较高，且有轻微的冲击振动；输送机功率在110KW以内的高速轴一般采用弹性柱梢联轴器，这种联轴器传递转矩的能力很大，结构简单，安装制造方便，耐久性好，弹性柱梢有一定的缓冲和吸振能力，允许被联接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移。计算选型如下：选择时应满足如下的强度条件计算转矩：=（）Nm电动机系数，查表8-9，得=0.25工作机类型系数，查表8-10，得=1.2=1.45511.05=766.57Nm由联轴器的计算和轴的设计计算，查表8-7选 联轴器(GB/T5014-2003) 其公称许用转矩1250Nm，许用转速为4700r/min，故满足要求。其结构图如下：型号公称转矩(Nm)许用转速(r/min)轴孔直径、mm轴孔长度mmD mmY型J、Z型LLLX31250470030，32，35，3882608216040，42，45，4811284112mmBmmSmm转动惯量(kg)质量kg75362.50.02683.9.1.2 低速级联轴器的选择设计在低速级与工作机之间，其转矩很大，且有一定的冲击振动，减速器输出轴与工作机轴间又有一定的轴向和径向位移，所以此处选择弹性齿式联轴器。这种联轴器由两个带有内齿及凸缘的外套筒和两个带有外齿的内套筒组成。两个内套筒分别用键与两轴连接，两个外套筒用螺栓连成一体，依靠内外齿相啮合以传递转矩。由于外齿的齿顶制成椭球面，且保证与内齿啮合后具有适当的顶隙和侧隙，故在传动时，套筒可有轴向和径向位移以及角位移。但为了减少磨损，应对齿面进行润滑。这类联轴器能传递很大的转矩，长允许有较大的偏移量，安装精度要求不高；成本较高，在重型机械广泛应用。计算选型如下：选择时应满足如下的强度条件计算转矩：=（）Nm电动机系数，查表8-9，得=0.25工作机类型系数，查表8-10，得=1.25=1. 511435.39=17153.09Nm由联轴器的计算和轴的设计计算，查表1-82选 ZL8型联轴器。 公称许用转矩25000Nm 许用转速2300r/min，故满足要求。其结构尺寸如下表所示型号公称转矩(Nm)许用转速(r/min)轴孔直径、mm轴孔长度mmD mmY型型LLZL8160002500125212167300130252202mmBmmSmm转动惯量(kg)质量kg19012860.79890.6260.80082.0603.9.2 润滑 目前，国内外采煤机减速器的润滑方式有3种：飞溅润滑、强迫润滑和定期注油或脂润滑。 1. 飞溅润滑 2. 飞溅润滑是一部分传动零件位于油池内，由它们向其他零件供油和溅油。这种方法用于润滑高速和低速齿轮副。这时，油面的位置应使齿轮副的大齿轮浸在油中1/31/4直径。较小的齿轮靠较大的齿轮带油并送到啮合处进行润滑。轴承是靠足够的油面高度或溅油润滑的。当传动零件转速相当高时，这种方法可以使位于不同水平面的传动件得到良好的润滑。但是，减速器的轴布置在同一水平面和接近同一水平面，则润滑效果最好。 这种方法的优点是：润滑强度高，工作零件散热快。而主要的优点是简单，对润滑油的杂质和粘度降低较不敏感。另外，我们考虑到采煤机常在倾斜状态下，润滑油集中在油池低处，使位于高处的传动零件润滑不好。所以为了保证其自然润滑，应避免油池太长，如果无法避免，则人为地将其隔成几个独立油池。 2强迫润滑 如果各传动件所在的水平相差很大，且有低速齿轮副，则采用强迫润滑。这时，由专用油泵供油，其吸油管所在位置应保证油面在最低允许水平时，它也总能浸在油里，这种润滑方法效果很好。它的优点是可以保证高处和远离油池的传动零件得到正常润滑。但是，这种方法对润滑油的洁净有较高的要求，必须经常检查润滑系统的工作。这种润滑方法比前一种润滑方法可靠性要差，所以，要无特殊需要，最好不要采用。 3 .定期注油或脂润滑 个别独立地点的润滑，通常是靠定期地用压力注油器，向其挤入润滑油。压力注油器可以是固定装在供油点的，也可以是供油时才接上去的。这种方法通常用于没有地方安排单独油池，不希望润滑点与公共油池连通及润滑转速不高，载荷不很大，不要求散热很快的零件（低速轴珠轴承、牵引机构导向链轮的轴承）等情况。润滑油主要分为三类：一是有机油,通常是动植物油；二是矿物油,主要是矿石产品；三是化学合油。其中因矿物油为源充足,成本低廉,适用范围广,面且稳定性好,故应用最多。动植物油中因含有较多的硬脂酸，在边界润滑时有很好的润滑性能，但因其稳定性差，而且来源有限，所以使用不多。化学合成油是通过化学合成的方法制成的新型润滑油，它能满足矿物汕所不能满足的某些特性要求，如高温、低温、高速、重载和其他条件。但无论哪种润滑油，润滑的观点考虑，主要从粘度、润滑性、极压性、闪点、凝点、和氧气化稳定性等指标来评判和选择。查手册选择N320号工业齿轮油润滑。表3-9常用润滑油的主要性质表名称代号运动粘度m/s倾点（C）闪点（开口）（C）C中负荷工业齿轮油(GB5903-86)N320288352-8200换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及补氧化、污染的程度。3.9.3 密封 在减速器中需要密封的部位有很多，如轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖，窥视孔和放油孔的接合面处等。(1) 滚动轴承的密封此处的密封主要起的作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止轴承内的润滑油漏出以及箱体水、灰尘、酸气和其他杂质等侵入轴承室，避免轴承、齿轮急剧磨损。因此在通孔轴承端盖的通孔处应主置密封件，端盖通孔直径一般较轴径大1mm。选用毡圈式密封，毡圈式密封结构简单、廉价、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而式耗较大，毡圈寿命较短。 (2) 轴承盖和窥视孔 主要防止过多的油通过此处的接合面向处渗油,采用可调整的密封垫圈片密封。同时又可防止箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴急剧磨损。 (3) 放油孔的密封 防止油液通过放油孔向外漏油，采用密封螺纹和密封圈片进行密封。3.9.4 公差与配合 公差与配合查机械零件设计手册采用标准公差。对于联轴器的公差配合为；轴承与轴的固定一般采用过盈配合，因为轴承与轴的公差配合选得较紧一些为；对于键的公差配合为。3.9.5 其他附件的设计(1) 窥视孔盖和窥视孔为了检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙及向箱内注等，在箱盖顶部设置便于观察传动件啮合区的位置，并且有足够大的窥视孔，箱体上窥视孔处应凸出一块，以便加工出与孔盖的接触面。本设计结构如下：=7mm =140mm =125mmm =120mm =105mm孔数6个，盖厚4，R=5mm 孔盖用M8的螺钉坚固。(2)排油孔和放油油塞 为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱座底部设有排油孔，并在其附近作出一个小凹坑，以便于攻丝及油污的汇集和排放，平时排不孔用油塞及封油垫封住。本设计中取螺塞为 JB/ZQ4450-86 而油圈为2214 ZB70-62(3) 通气器和油标由于减速器在工作时，传动件间不断的摩擦，而产生大量的摩擦热，因而室内的气体温度较外界高。所以为了沟通箱内外的气流，应在箱盖顶部或窥视板上安装通气器，可以使箱内的热胀气体向外自由流出，数据手册得。 通气器的结构和尺寸如下： DhSKefM181.5M331.58316404025.422622bcR7161840为了检查减速器内的油在高度，应在箱体便于观察、油面较稳定的部位设置油标。本设计采用杆式油标M12。油标的结构简图和尺寸如下： D()habcD1241262810642016(4)吊耳和吊钩为了拆卸和搬运减速器，应在箱盖上铸出吊耳环，并在箱座上铸出吊钩，吊钩和吊耳的具体尺寸可以根据具体情况加以修改。4 驱动滚筒设计4.1 驱动滚筒的选择设计驱动滚筒是传递动力的主要部件。根据不同的使用条件和工作要求，带式输送机的驱动方式，按单点驱动方式来讲，可分单滚筒驱动和双滚筒驱动。单滚筒传动多用于功率不大的输送机上，功率较大的输送机可以采用双滚筒传动，其特点是结构紧凑，还可以增加包角以增加传动滚筒所能传递的牵引力。使用双滚筒传动时可以采用多电机分别传动，也可以利用齿轮传动装置使双滚筒同速运转。如双滚筒传动仍不满足牵引力需要，可采用多点驱动方式。滚筒结构又分为钢板焊接滚筒(大型的)和铸造滚筒(小型的)。为了传递必要的牵引力，输送带与滚筒间必须具有足够的摩擦力。根据摩擦传动的理论，在设计或选择驱动装置时，可采用增加输送带与驱动滚筒问的摩擦和围包角的方法来保证获得必要的牵引力。采用单滚筒驱动时；围包角可达180一240；当采用双滚筒驱动时，围包角为360一480左右。用双滚筒传动能大大提高输送机的牵引力，所以常常被采用，尤其是当运输长度比较长时，一般采用双滚筒驱动。驱动滚筒的作用是通过筒面和带面之间的摩擦驱动使输送带运动，同时改变输送带的运动方向。为了传递必要的牵引力，输送带与滚筒间必须具有足够的摩擦力。根据摩擦传动的理论，在设计或选择驱动装置时，可采用增加输送带与驱动滚筒问的摩擦和围包角的方法来保证获得必要的牵引力。采用单滚筒驱动时；围包角可达180一240；当采用双滚筒驱动时，围包角为360一480左右。用双滚筒传动能大大提高输送机的牵引力，所以常常被采用，尤其是当运输长度比较长时，一般采用双滚筒驱动。驱动滚筒的表面型式有钢制光面滚筒和包胶面滚筒等。钢制光面滚筒的主要缺点是表面摩擦系数小，所以一般用在周围环境湿度小的短距离运输机上。包胶滚筒的主要优点是表面摩擦系数大，适用于环境湿度大，运距较长的输送机。而包胶的主要用途就是为了增大驱动滚筒与输送带间的摩擦系数，减小滚筒的磨损。当功率不大，环境湿度小的情况下，可选用光面滚筒；环境潮湿，功率又大，容易打滑的情况下，应选用胶面滚筒作为驱动滚筒。包胶滚筒按其表面形状又可分为光面包胶滚筒、人字形沟槽包胶滚筒和菱形包胶滚筒。本设计采用人字形沟槽包胶滚筒。这种滚筒是为了增大摩擦系数，在钢制光面滚筒表面上，加上一层带人字形的橡胶层面制成。这种滚筒有滚筒方向性，使人字刻槽的尖端顺着输送方向，不得反向运转。方向如下图所示。人字形沟槽胶滚筒，沟槽能使水的薄膜中断，不积水，同时输送带与滚筒接触时，输送带表面能挤压到沟槽里，由于这种原因，即使在潮湿的场合工作，摩擦系数降低也很小。而菱形胶表适用于可逆运转的输送机。滚筒的确定：按胶带层数选取：在使用织物带芯的输送带时，取决于输送带的厚度，即织物带芯的层数。这是因为输送带在运转中要反复地绕过滚筒，在滚筒上发生挠曲。胶带在挠曲时，外层受拉伸，内层受压缩，各层的应力和应变均不一样，这样多次反复挠曲到一定程度以后，各层之间的橡胶层就要发生机械疲劳，产生层间剥离而损坏。滚筒的直径越小，胶带的挠曲度就越大，机械疲劳而导致的层间剥离出现得也越快。所以，驱动滚筒的直径D由输送带的允许弯曲度来决定，其值用下列公式确定： 对于硫化接头： D125Z； 对机械接头： D100Z； 对移动式输送机： D80Z。式中 Z胶带的挂胶帆布层数。胶带层计算-最大张力-胶带层数-输送带纵向拉断强度m-稳定工况下输送带静安全系数B-带宽按系列取 z=6在标准设计中，带宽与滚筒直径也有一定比例关系，所以用上式计算的滚筒直径，然后在系列标准中圆整成相近的标准直径，带宽B与驱动滚筒标准直径的关系 如下表（mm）表4-1：胶带宽度mm500650800100012001400驱动滚筒标准直径Dmm500500500630630800-6306308008001000-800100010001250-12501400 滚筒长度B1应比输送带宽度B大些，一般取为=B+（100200） (mm)由上面的分析选取滚筒的标准直径为800mm按扭矩和合力进行选择:本系列传动滚筒设计时,已考虑了输送机启制动时出现的尖峰载荷,因而传动滚筒只需按稳定工况算出的扭矩和合力来选择即可。由总体方案的设计部分可知，传动滚筒的圆周合力为：而按稳定工况计算出的转矩为： = FV/（1000）=66.66KW9550Nm955010650.87Nm查表4-2摘取带宽为1200mm系列的滚筒性能表Bmm许用扭矩KNm许用合力KNDmm轴承型号光面胶面转动惯量kg重量Kg转动惯量kg重量Kg1200125630352446.596780800961059100020013072085630352847.3115621647.312042011080097.8129721697.81345201001000202.51567216202.5161527140800352399.5152022299.51554271601000204.81780222204.81818401808003536101.31928232101.3198140210100020721732322072226522308003540118.32393242118.324845229010002622813242262290366354428332342502833329由上表取可知,由按胶带层数选取的滚筒直径D=800mm,满足扭矩和驱动合力的要求。综上所述滚筒的尺寸为直径D=800mm 长度L=B+（100200）=1200+200=1400 (mm)其结构尺寸及安装尺寸如下所示：BDALKMNQPHhd1200800175014001087250120-48057017063137130Cbn-37032M304-M814.2 驱动滚筒轴的设计4.2.1 驱动滚筒轴的结构设计由表2-39,得与该滚筒相配合的轴承型号为3528。可知轴承孔的内径为140mm。计算最小轴径：筒的输入功率和转速=66.66kwNm选取驱动滚筒轴的材料为45钢，调质处理。查表知：考虑弯矩影响的设计系数为=107，于是轴的最小直径为：=107=111.05mm轴承孔内径为140111.05，故满足要求。滚筒轴的结构尺寸如下：4.2.2 滚筒轴的校核由于只受扭转力的作用，故只校核轴的强度和刚度。(1)强度校核由强度校核条件：=24.24MPa由于轴承的材料为45钢，查机械零件表15-3得，轴的材料的许用剪切应为2545，取=30所以=30符合要求。(2) 刚度校核 由刚度条件得：=5.73=5.73=5.73=0.48(/m)由于传动滚筒为一般的传动轴，因此=0.51(/m)故可知轴的刚度合格。4.2.3 滚筒的周向定位 对于零件的周向定位，一般的方法是采用键、螺钉等进行，这就不同程度的削弱了轴强度，基于此，本设计采用胀套定位，基工作原理：利用锥面原理，通过调整锥面轴向位移，达到径向膨胀。优点及特性1 制造和安装简单。安装胀套的轴和孔不像过盈配合那样要求高精度的制造公差，安装胀套也无需加热，冷却或使用加压设备，只须将螺钉按规定扭矩值宁紧即可。2 有良好地互换性，且拆卸方便。拆卸时，先松开压紧螺钉，再用顶出螺钉顶出卸载，即可拆除联接状态，将胀套与联结零件分离。3 胀套联接可以承受重负载。其结构可作成各种样式，为适应安装负载要求，一个胀套不够用时，还可多个串联使用。4 胀套联接是一种精密无间隙、无键的联接。可靠的消除了键传动所造成的应力集中等弊病。具有定位方便快捷、使用寿命长、不易腐蚀等优点。在工作中无相对滑动，不会磨损。5 胀紧联接在轴向安装时，不需轴向任何固定就可以调整其轴向所需位置尺寸及零件相对位置。6 胀紧联结套可以在-30200温度范围之间工作，并可以根据工作环境和介质的不同，选择多种不同的材料。以上特点弥补了键联接的许多不足之处，该产品是取代键的最佳选择，相对于键联结，可以保证无间隙，使用寿命极长。 5 托辊的设计5.1 托辊的作用与类型5.1.1 作用 托辊是带式输送机的输送带及货载的支承装置。托辊质量的好坏确定了带式输送机的使用效果，特别是输送带的使用寿命。托辊的作用是支撑输送带并随其的运行而转动，以减小输送机的运行阻力，同时使输送带的垂度不超过一定的限度，以保证输送带平稳的运行。托辊安装在机架上。而托辊的维修费用成为带式输送机运营费用的重要组成部分。所以要求托辊：结构合理，经久耐用，回转阻力系数小，密封可靠，灰尘、煤粉不能进入轴承，从而使输送机运转阻力小、节省能源、延长使用寿命。5.1.2 托辊的类型 托辊按其用途可分为槽形托辊、平形托辊、调心托辊、缓冲托辊、回程托辊和过渡托辊。 槽形托辊：用于输送散粒物料的带式输送机上分支，使输送带成槽形，以便增大输送能力和防止物料向两边洒漏。槽形托辊中倾斜托辊与水平托辊轴线之问的夹角称为槽角。槽角大小是决定运输物料的重要参数。我国过去的带式输送机，槽角一般为20，30，35和45的。在相同带宽条件下，槽角由20增至30，输送带运送散状物料的横断面积增大20，运输量可提高13，并可在运行中减少物料洒落。 平形托辊：由一个一平直的辊子构成，用输送件货或用在输送机的回程下分支上。缓冲托辊用于带式输送机的受料处，以便减少物料对输送带的冲击，有橡胶圈式和弹簧板式等。调心托辊
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