摘要带式输送机自从发明至今已有一百五十年的历史，仍然被广泛的应用于生产、生活中，被广泛使用在石油、化工、塑料、橡胶、食品、建材、包装、纺织、造纸、轻工、立体停车库和流水线等机械设备领域中。
通过本毕业设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，了解减速器的结构设计的步骤及参数选择的原则，熟悉减速器传动的基本原理，熟悉并掌握一套完整的机械传动装置的设计过程。
了解减速器的参数数据的选择原则对传动装置效率的影响。
由于减速器的结构简单实用，被广泛应用于各行各业中，因此，减速器的使用还有很好的前景。
通过本毕业设计，了解减速器的结构设计的步骤及参数选择的原则，熟悉减速器传动的基本原理，并设计了一套完整的电动滚筒传动装置。
关键词：带式输送机；减速器设计；主要部件前言随着科学技术的迅速发展，市场竞争日趋激烈，在机械制造中，运输工业已成为国民经济支柱产业之一，其在国民经济中所占比重和作用越来越重要，世界各国经济发展历程证明了这一点。
改革开放以来，随着市场经济的发展，商品流通的增加，物质的不断丰富，生活水平的提高，人们在追求商品外在质量提高的同时，主要还是追求商品内在质量提高，保证内在质量就需要快速的运输来实现。
近年来人们的消费需求的扩大，运输工业随之迅速发展，在我国国民生产总值中已占到10%以上，与经济发达国家的差距正在逐步缩小。
运输机械在运输工业中的地位十分重要，对运输工业现代化具有举足轻重的作用。
它可以提高劳动生产率，改善生产环境，降低生产成本，减少环境污染，增加产品质量，提高产品的档次，增加附加值从而增加市场竞争力，带来更大的社会效益和经济效益。
我国的运输机械发展起步与20世纪40年代末，从改革开放前少数几种水平落后的单机起，到70年代，在借鉴进口设备和技术的基础上，运输机械的生产发生了一个巨大的变化，大量填补国内空白的运输机械问世，品种规格不断增加，出现了大量专业的运输机械生产企业，形成了一批专业化生产的骨干企业。
许多研究机构着手研究运输机械，大专院校也纷纷设立运输专业，先后成立了全国性的协会，学会，标准化机构，出版了各种专业期刊，形成了一个独立的运输行业部门，也是原机械工业部管理的14个大行业之一。
进入20世纪80年代，除继续增加新品种外。
在产品的技术水平和内在质量、性能等方面有了很大进步，从注重数量向注重质量和性能方面发展，产品的技术水平与国外先进水平的差距在缩小。
本课题是联系生产实际的课题。
目前，带式输送机已广泛应用于工农业生产的各个角落，如化工、建材、矿山开采，车站、码头以及农产品贮运等，操作方便、运输距离比较长。
随着机械化和综合机械化采煤工作面产量的不断提高，带式输送机已经逐渐成为煤矿生产中的一种主要输送设备。
电动滚筒是带式输送机的一个重要动力部件，就冷却形式而言有油冷式、油浸式及风冷式等，就减速形式而言有齿轮减速式及摆线针轮式等，就电动机的安装位置而言有内置式和外置式等。
目前应用较多的是齿轮减速、内置、油冷式电动滚筒，特别是对于小型和微型电动滚筒来说，这种电动滚筒更具有不可替代的地位。
但是，齿轮减速油冷式电动滚筒承载能力较差、传动效率低，右法兰轴结构复杂、工艺性较差。
因此，拟采用活齿减速技术方案对其进行改进设计。
活齿波动传动是用来传递两同轴间回转运动的一种新型传动形式，这与电动滚筒的传动方式完全吻合。
它由激波器V、中心轮K、活齿架H及一组活齿组成，工作时，激波器周期性地推动活齿，这些活齿与中心轮齿廓的啮合点形成了蛇腹蠕动式的切向波，从而与中心轮形成连续的驱动关系。
活齿传动具有结构紧凑、体积小、承载能力大、传动效率高、基本构件的工艺性好等优点，所以一出现就引起了人们极大的兴趣。
1、系统传动方案设计和运动学及动力学参数设计计算1.1系统传动方案设计组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
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，要求轴有较大的刚度。
确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，故采用刚性联轴器联结电机与减速器。
其传动方案如下：V1-电机 2-联轴器 3-减速器 4-联轴器 5-滚筒图1-1 带式输送机总体方案布局图1.2 系统运动学及动力学参数设计计算1.2.1 选择电动机电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机电动机功率选择：η1—联轴器的传动效率：0.99η2—每对轴承的传动效率：0.99η3—圆柱直齿轮的传动效率：0.96η4—滚筒与传送带之间的传动效率：0.96传动装置的总效率：η=η12×η24×η32×η4=0.992×0.994×0.962×0.96≈0.83电机所需的工作功率：η1000v F ⨯=电P =83.01000210005.2⨯⨯⨯=6KW 确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n 滚筒=D v 100060⋅⨯π=50014.32100060⨯⨯⨯=76.43r/min查《机械设计手册》P18-4表18.1-1得二级圆柱齿轮减速器传动比i =8～60，故电动机转速的可选范围是：n 电=n 滚筒×i =（8～60）×76.43r/min=611.44～4585.8 r/min根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有2种传动比方案如下：表1-1 电机型号方案电动机型号 额定功率 KW 额定转速 r/min 重 量 Kg 总传动比 1 Y132S1-2 6.5 2900 67 22.31 2 Y132S-46.58456811.08图1-2 电机安装及外形尺寸表1-2电机外形尺寸型号 A B C D E F G H K AB AC AD HD BB LY132M-4 216 140 89 38 80 10 33 132 12 280 275 210 315 200 475综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可见第二方案比较适合。
因此选定电动机型号为Y132S-4。
1.2.2 总传动比并分配传动 总传动比 鼓轮电总n n i ==43.76845=11.08 分配传动比： i 1=（1.3～1.5）i 2，经计算i 1=（3.79～4.08），取i 1=4，计算得i 2=2.77I 1为高速级传动比，i 2为低速级传动比。
1.2.3 各轴功率、转速、转矩计算将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴；η01，η12，η23，η34依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。
各轴转速：电n n =1=845 r/min112i n n ==4845=211.25r/min223i n n ==77.225.211=76.43r/min34n n ==129.96 r/min各轴输入功率：P1=P 电·η01= 6×0.99＝5.94KW η01＝η1P2=P1·η12= 5.94×0.99×0.96＝5.82KW η12＝η2η3 P3=P2·η23= 5.82×0.99×0.96＝5.53KW η23＝η2η3 P4=P3·η34= 5.53×0.99×0.99＝5.42KW η34＝η1η2各轴输入转矩：电电n P T d 9550=84569550=＝67.8N ·m T1=Td ·η01＝67.8×0.99＝67.13N ·mT2=T1·i1·η12＝67.13×4×0.99×0.96＝255.21 N·mT3=T2·i2·η23＝255.21×2.77×0.99×0.96＝671.87 N·mT4=T3·η34＝671.87×0.99×0.99＝658.5N·m1-3轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘以1对轴承的传动效率0.99。
2. 传动件设计计算2.1 高速级大、小齿轮的设计计算2.1.1选择齿轮材料载荷中等、速度不高且传动尺寸无特殊要求，所以大小齿轮都选软齿面齿轮，小齿轮调质处理，硬度230HBS，大齿轮正火处理，硬度190HBS。
根据两齿面的硬度，由《机械设计基础》表6-10中的算式得出两齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的许用应力：[]σ=380+0.7HBS=541MPa []2Hσ=380+0.7HBS=513MPaH1[]σ=140+0.2HBS=186MPa []2Fσ=140+0.2HBS=178MPa1F2.1.2 选取设计参数ψ=1.0小齿轮齿数z1=25，则z2=26×4=100；取齿宽系数d2.1.3 按齿面接触疲劳强度设计 小齿轮的转矩T 1=32.18 N ·m载荷系数查《机械设计基础》表6-9取K =1.2 d 1 ≥766[]32H d 1)1(σψu u KT += 766325414)14(18.322.1⨯+⨯⨯= 42.0 mm 齿轮的模数为m =11z d ≥260.42=1.62。
查《机械设计基础》表6-1取标准第一系列模数m=2。
d 1= mz 1 = 26×2 = 52 mm 2.1.4 齿轮的几何尺寸计算 d 1= mz 1 = 2×26 = 52 mm d 2= mz 2 = 2×104 = 208 mm d a1= mz 1+2h a *m = 52 +4 = 56 mm d a2= mz 2+2h a *m = 208 +4 = 212 mm d f1= mz 1－2（h a *+ c *）m = 52－5 = 47 mm d f2= mz 2－2（h a *+ c *）m = 208－5 = 203 mm a =（d 1+d 2）/ 2 = （52+208）/ 2 = 130 mmb =ψd d 1=1.0×50 = 52 mm ，取b 2=52，b 1=52+4 = 56 mm 2.1.5 校核弯曲疲劳强度由齿数查表6-12得两齿轮的复合齿形系数为：Y FS1= 4.24，Y FS2= 3.96． σF1=FS1112000Y mbd KT =24.425218.322.120002⨯⨯⨯⨯ = 60.55 Mpa ＜[]1F σ= 186MPa 合格 σF2=FS2112000Y mbd KT =96.325218.322.120002⨯⨯⨯⨯ = 56.55 Mpa ＜[]F2σ= 178MPa合格 2.1.6精度设计查《机械设计基础》表6-8取8级精度． 2.1.7 结构设计主要为大齿轮的结构设计，中间轴孔的厚度：见参考文献［机械设计基础］P117图6-56.大齿轮 D 0=d a2-(10～14)m n =212-(10～14)×2=(184～192)mm.取D 0=180 mm.D 4为轴径，D 4=33mm ，D 3=1.6D 4=1.6×33=57.63mm,取D 3=60，l=b=齿宽， D 2=(0.25～0.35)( D 0- D 3)= (0.25～0.35)（180-33)=（36.75～51.45），取D 2=45mm. r=1mm.腹板孔厚度：C =(0.2～0.3)b ≥8mm,选C=10mm. 润滑方式：10006022⨯=n d v π=10006036020814.3⨯⨯⨯=3.92m/s<12m/s,采用润滑油池润滑。