帶式輸送機傳動裝置設(shè)計畢業(yè)論文

1、.帶式輸送機傳動裝置設(shè)計提要帶式輸送機是我國目前必不可缺的機電設(shè)備，其憑借具有輸送距離長、運量大、連續(xù)輸送等特點，而且運行可靠，易于實現(xiàn)自動化和集中化控制，尤其對高產(chǎn)高效礦井，帶式輸送機已成為煤炭開采機電一體化技術(shù)與裝備的關(guān)鍵設(shè)備。帶式輸送機由驅(qū)動裝置拉緊輸送帶，中部構(gòu)架和托輥組成輸送帶作為牽引和承載構(gòu)件，借以連續(xù)輸送散碎物料或成件品。該次課題研究圍繞帶式輸送裝置的各個部分展開足一攻破設(shè)計，其中軸承的設(shè)計和驅(qū)動的改善為主。關(guān)鍵字：傳動方式，滾動軸承，帶式驅(qū)動，減速器目錄1、 確定傳動方式. 32、電動機的選擇. 43、傳動裝置.54、齒輪的設(shè)計計算. 65、輸出軸的設(shè)計計算.96、鍵連接設(shè)計.

2、157、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計.158、潤滑密封設(shè)計.179、機頭傳動裝置的驅(qū)動改善18結(jié)論語20參考文獻 20引 言上世紀80年代初，我國帶式輸送機行業(yè)只能生產(chǎn)TD75型帶式輸送機，因而配套棉帆布輸送帶即可滿足要求，但當時國家重點工程項目中帶式輸送機產(chǎn)品卻都是從國外進口。80年代中期，我國帶式輸送機行業(yè)開始引進國外先進技術(shù)和專用制造設(shè)備，設(shè)計制造水平有了質(zhì)的提高，并逐漸替代進口產(chǎn)品。近年來，我國帶式輸送機總體上已經(jīng)達到國際先進水平，除滿足國內(nèi)項目建設(shè)的需求外，已經(jīng)開始批量出口，其設(shè)計制造能力、產(chǎn)品性能和產(chǎn)品質(zhì)量得到了國際市場的認可。而輸送帶作為承載和牽引構(gòu)件，是帶式輸送機中的主要部件之一，因此必須滿

3、足國內(nèi)大型項目及國際更高標準的要求。通過對帶式輸送機發(fā)展歷程的闡述，我們也更顯而易見的看出學院對我們研究帶式輸送機傳動裝置設(shè)計的要求是合乎國情，關(guān)乎人類進步的，也是對我們下一代促進國家機電類事業(yè)發(fā)展的鍛煉。環(huán)顧外國帶式輸送傳動裝置的飛速發(fā)展水平，確實超出我國的水平，不可否認國內(nèi)外帶式輸送機技術(shù)上所存在的差距，所以該選題的研究意義不言而喻，經(jīng)過我三年對機械知識的學習以及生產(chǎn)實習，我對機械行業(yè)有了更深刻的認識和理解，看到了機械工業(yè)在國民經(jīng)濟中的重要地位。機械制造是我國工業(yè)領(lǐng)域的重要組成部分，而帶式輸送機也在很多工業(yè)生產(chǎn)中起到了重要作用。所以設(shè)計出一種新型的帶式輸送機對于生產(chǎn)技術(shù)的提高會有一定的推動

4、力。研究范圍主要是傳動方案的選擇，電動機，傳動比的分配，以及計算傳動裝置的運動，齒輪的設(shè)計計算，軸的設(shè)計計算，鍵連接和聯(lián)軸器的選擇等等。技術(shù)參數(shù)主要是，輸送帶拉力F(N), 輸送帶速度v(m/s), 滾動直徑D(mm)等等。機械設(shè)計課程設(shè)計是在完成機械設(shè)計課程學習后的一次重要的實踐部分，是高等院校對學生專業(yè)能力的一次較全面的設(shè)計能力訓練，也是對機械設(shè)計課程的全面復習和實踐。其目的是培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的設(shè)計的設(shè)計思想，訓練綜合運用機械設(shè)計，結(jié)合生產(chǎn)實際分析和解決工程實際問題的能力，鞏固，加深和拓展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識。本課題要解決的主要問題包括，機頭傳動裝置的驅(qū)動改善，傳動的優(yōu)化。正文：1.確定

5、傳動方式1.1適用企業(yè)車間及礦山井做工不大1.2結(jié)構(gòu)簡單成本不高制造方便并有過載保護功能1.3傳動方案由電動機V帶輪圓柱齒輪減速器鏈傳動聯(lián)軸器滾筒輸送帶1.4特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。 初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖如下圖所示。選擇鏈傳動和二級圓柱直齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率直齒圓柱齒輪傳動（7級精度）效率（兩對）為=298.0滾動軸承傳動效率（四對）為=499.0 彈性聯(lián)軸器傳動效率=0.99 鏈傳動的傳動效率為=0.96 =0.96×0.99×0.98×0.99 =0.86 其傳動

6、方案如下：采用V帶傳動不齒輪傳動的組合即可滿足傳動比需求同時由于帶傳動具有良好的緩沖吸振性能。適應(yīng)大起動轉(zhuǎn)矩工程要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用維護方便。2.電動機的選擇2.1電動機類型的選擇：Y系列封閉式三相異步電動機（工作要求：連續(xù)工作機器） 2.2電動機功率選擇： 據(jù)書中的輸送機的參數(shù)表知：工作滾筒的拉力F=F*V 帶式輸送機可取=0.96 電動機至工作機的總效率=0.84 電動機所需工作功率為： PP/3.616 kw2.3確定電動機轉(zhuǎn)速： 計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： n=62.97 r/min 2.4確定電動機型號 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量及減速器的傳動比，可知電動機型號Y112M-

7、4比較適合，額定功率為P=4kW,滿載轉(zhuǎn)速n=1440 r/min。3傳動裝置3.1確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為in/n1440/62.9722.87 高速軸的傳動比i，低速級的傳動比i，取鏈傳動比i=2 取減速箱的傳動比i=i/i=22.87/2=11.435 根據(jù)指導書得i=則i=4，i=i/i=2.863.2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)高速軸I的轉(zhuǎn)速 n1440 r/min 中間軸的轉(zhuǎn)速n=n/i=360 r/min 低速軸的轉(zhuǎn)速nn/i=125.87 r/min滾筒軸的轉(zhuǎn)速n=n

8、/i=62.94 r/min 誤差e=0.004在誤差允許范圍內(nèi).各軸的輸入功率(kW)電動機的額定功率為 p=4KW 直齒圓柱齒輪傳動（7級精度）效率為=0.98 彈性聯(lián)軸器傳動效率=0.99 帶式輸送機的傳動效率為=0.96 滾動軸承傳動效率為=0.98各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 T(N·m)4.齒輪的設(shè)計計算4.1選擇齒輪材料及精度等級小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為220-250HBS，大齒輪選用45鋼正火硬度為170-210HBS。由課本得，d1【6712kT1(u+1)/duHP2】1/3 確定有關(guān)參數(shù)如下傳動比i齒=u=4.2 由課本圖 取d=1 轉(zhuǎn)矩 TI=9550×P1/

9、n1=9550×2.14/1445 =14143.25N·m 載荷系數(shù)k 由課本 取k=1.2 許用接觸應(yīng)力HP由課本查得 Hlim1=610Mpa Hlim2=500Mpa 由課本公式知ZN1=1 ZN2=1.13 HP1=0.9Hlim1=×610Mpa=610Mpa HP2=0.9Hlim2=1.13×500Mpa=565Mpa 取HP=565Mpa故得d1【6712kT1(u+1)/duHP2】1/3 =6712×1.2×14143.25×(7.73+1)/1.2×7.73×56521/3mm =

10、28.24mm 取d1=30mm 4.2 確定齒輪傳動主要參數(shù)及幾何尺寸 模數(shù)m=d1/Z1=30/20=1.2mm 取標準值m=1.5 分度圓直徑d1=mZ1=1.5×20=30mm d2=mZ2=1.5×152=228mm 傳動中心距 a=m(Z1+Z2)/2=1.5(20+152)/2=129mm 齒寬 b2=b=d×d1=1.2×30=36mm b1=b2+5mm=41mm 驗算齒輪圓周速度 V齒=d1n1/60×1000=3.14×30×1445/60×1000=2.27m/s 選齒輪傳動精度等級8級合宜

11、 校核齒根彎曲疲勞強度 由課本得，F(xiàn)=(2kT1/d1mb)YFS1F1 確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)。4.2許用彎曲應(yīng)力有課本得，齒輪彎曲強度校檢合格。4.3驗算齒輪的圓周速度v由課本表可知，選9級精度是合適的。 4.4計算幾何尺寸及繪制齒輪零件工作圖。將上述計算結(jié)果整理如下表所示4.5傳動軸的設(shè)計 齒輪軸的設(shè)計 4.5.1確定輸入軸上各部位的尺寸如圖4.5.2按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用45并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度217255HBS 軸的輸入功率為PI= 4.03 KW 轉(zhuǎn)速為n=286.57 r/min 根據(jù)機械設(shè)計基礎(chǔ)得C=107到118.又由書式得4.5.3確定轟各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一

12、段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加3%到5%，取D1=30mm，又因為帶輪的寬度則第一段長度L1=60mm 右起第二段直徑取D2=38mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對轟承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面不帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為D3=40mm，長度為L3=20mm（因為軸承是標準件，所以采用基孔制，軸與軸承間為過盈配合P7/h6）右起第四段，為滾動軸承的

13、定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=48mm，長度取L4= 10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為d5=67.5mm，分度圓直徑為62.5mm，齒輪的寬度為70mm，則，此段的直徑為D5=67.5mm，長度為L5=70mm 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=48mm，長度取L6= 10mm，因為軸承是標準件。所以采用基孔制，軸與軸承間為過盈配合P7/h6右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=40mm，長度L7=18mm。5.輸出軸的設(shè)計計算確定軸上零件的定位和固定方式 如圖5.1按扭轉(zhuǎn)強度估算轟的直徑 由前

14、面計算得傳動功率P2=4.207kw, n2=76.19r/min工作單向采用深溝球軸承支撐。由已知條件知減速器傳遞的功率屬于中小功率故選用45剛并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度217255HBS 。根據(jù)課本并查表的，5.2確定軸各段直徑和長度 5.2.1從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取41.9747.18。根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩T= 9.55×106·P/n=527.324 N·m Tc=RA×T=1.3×527324=685.49N·m查標準GB/T 50142003。選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=

15、112mm,軸段長L1=84mm5.2.2右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm5.2.3右起第三段,該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6011型軸承，其尺寸為d×D×B=55×90×18。那么該段的直徑為55mm，長度為L3=32 。5.2.4右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為b=65mm。為了保證定位的可靠性，取

16、軸段長度為L4=62mm 5.2.5右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=66mm ,長度取L5=11.5mm 5.2.6右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=55mm，長度L6=18mm5.3初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。按照工作要求并根據(jù)d2-3=42mm，查手冊表6-1選取軸承代號為7009AC的角接觸球軸承，其尺寸為d*D*B=45mm*75mm*16mm,故d3-4= d5-7=45mm;l5-7=30mm.如圖：5.3.1取安裝齒輪處的軸端-的直徑d4-5=48mm,齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已

17、知齒輪輪轂的跨度為55mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l4-5=53mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑d5-6=56mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l5-6=10mm。5.3.2.軸承端蓋的總寬度為10mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm，故l2-3=40mm。5.3.3.取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=12mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=10mm，已知滾動軸承寬度T

18、=16mm，大齒輪輪轂長度L=55mm，則至此，已初步確定了軸的各段和長度。5.3.4軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d4-5由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊查得平鍵截面b*h=14mm*9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配額為H7/n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12mm*8mm*50mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為6m.5.4求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。作為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=44.6

19、mm+44.6mm=89.2mm.。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算處的截面C處的HM、VM及M的值列于下表。5.5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取6.0=，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表11.2查得-1=60MPa,因此ca<-1,故安全。5.6精確校核軸的疲勞強度5.6.1判斷危險截面截面A，,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均

20、將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A,B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上最然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面顯然更不必校核。截面為危險截面，截面的左右兩側(cè)均需校核。5.6.2截面IV左側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1×453 =9112.5mm3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3

21、=0.2×453=18225mm3截面左側(cè)的彎矩M為M=M1×(44.6-26)/44.6=35501N.mm截面 上的扭矩T為T=282000N.mm截面上的彎曲應(yīng)力b=M/W=3.9MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T=T/WT=15.47MPa彎曲正應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力，m=0，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈沖循環(huán)應(yīng)力，軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由書表查取。因r/d=2.0/45=0.04，D/d=48/45=1.07,可查得又由機械設(shè)計圖2.8并經(jīng)插值可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由機械設(shè)計查圖2.9 ，=0.75；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.76 軸按磨削加工，由b=6

22、40MPa，查圖得，=0.92。軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則綜合系數(shù)為已知碳鋼的特性系數(shù)于是，計算安全系數(shù)值，則故可知其安全。（截面IV右側(cè)方法同，證明略）6.鍵連接設(shè)計6.1帶輪與輸入鍵的選擇軸徑d=25.輪轂長度L=35mm,查手冊，選A型平鍵，其尺寸為b=8mm,h=7mm,L=28mm(GB/T 1095-2003)6.2.輸出軸與齒輪間鍵的選擇 軸徑d=48mm，輪轂長度L=45mm，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為 b=14mm， h=9mm， L=45mm(GB/T 1095-2003)6.3.輸出軸與聯(lián)軸器間鍵的選擇 軸徑d=38mm，輪轂長度L=50mm，查手冊，選A型平鍵，其

23、尺寸為 b=12mm， h=8mm， L=50mm(GB/T 1095-2003)7.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量， 大端蓋分機體采用H7/is6配合. 7.1 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。7.2考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用浸油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH大于40mm 為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.37.3機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡

24、單，拔模方便. 7.4對設(shè)計7.4.1視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固 7.4.2 油螺塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 7.4.3油標油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出. 7.4.4 通氣孔由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫

25、度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.7.4.5位銷為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度. 7.4.6 吊鉤在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體. 減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：8.潤滑密封設(shè)計對于單級斜齒圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于（1.52）×105mm.r/min，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。油的深度為H+h1，H=30 h1=34。所以H+h1=30+34=64 其

26、中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。 從密封性來講為了保證機蓋與機座連接處密封，凸緣應(yīng)有足夠的寬度，連接表面應(yīng)精刨，密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣連接螺柱之間的距離不宜太大，并均勻布置，保證部分面處的密封性。軸承端蓋采用嵌入式端蓋，易于加工和安裝。9.機頭傳動裝置的驅(qū)動改善9.1機頭傳動裝置機頭傳動裝置由傳動卷筒、減速器、液力聯(lián)軸器、機架、卸載滾筒，清掃器組成。 機頭傳動裝置是整個輸送機的驅(qū)動部分，兩臺電機通過液力聯(lián)軸器、減速器分別傳遞轉(zhuǎn)距給兩個傳動滾筒（也可以用兩個齒輪串聯(lián)起來傳動）。用齒輪傳動時，應(yīng)卸下一組電機、液力聯(lián)軸器和驅(qū)動輸送機運行的動力源。其作用是把電動機輸出的轉(zhuǎn)矩，通過聯(lián)軸器

27、和減速器傳遞到輸送機的傳動滾筒上，使之達到驅(qū)動輸送帶運行所需的牽引力矩和轉(zhuǎn)數(shù)。 9.2基本結(jié)構(gòu)由電動機、聯(lián)軸器和減速器三部分組成一臺驅(qū)動單元。 電動機，常用隔爆鼠籠型電動機，功率根據(jù)需要選定，電壓等級應(yīng)符合采區(qū)供電電壓，多為660V和 1140V，趨向于3300V。 聯(lián)軸器，用于聯(lián)結(jié)電動機軸和減速器的高速軸，具有一定的撓性和保安功能。常用的有彈性套柱銷聯(lián)軸器、彈性柱銷齒式聯(lián)軸器等。近年來趨向于選用更安全可靠的限矩型液力偶合器和調(diào)速型液力偶合器。減速器，根據(jù)驅(qū)動輸送帶所需的牽引力矩、運行速度和工作條件選用，大多為多級硬齒面漸開線齒輪傳動，也有是圓弧齒齒輪傳動。近年來有選用體積小、重量輕、傳動比范

28、圍廣的行星齒輪傳動的趨向。為便于驅(qū)動裝置的總體布局，減速器的輸入軸和輸出軸的位置有相互呈平行和垂直兩種形式。 9.3類型 按驅(qū)動方式可歸納為集中驅(qū)動、分散驅(qū)動、中間助力驅(qū)動三種類型。集中驅(qū)動，由單臺或多臺驅(qū)動單元集中裝在帶式輸送機的某適當部位(如頭部、尾部等)，聯(lián)結(jié)一個或數(shù)個傳動滾筒驅(qū)動輸送帶運行。無論是采用單臺還是多臺驅(qū)動單元集中驅(qū)動，輸送帶上承受的最大張力均相同，后者只是將驅(qū)動總功率分解，由多臺功率較小的驅(qū)動單元集中在一起協(xié)力驅(qū)動，對于大驅(qū)動功率的帶式輸送機，它可減少驅(qū)動點所需的空間尺寸，有利于在井巷環(huán)境中使用。這種驅(qū)動方式必須是：各驅(qū)動單元的輸出轉(zhuǎn)數(shù)保持同步;各驅(qū)動單元的功率分配基本平衡; 具有良好的可控起動性能。 分散驅(qū)動 把若干臺驅(qū)動單元分別設(shè)置在帶式輸送機的機頭和機尾，其驅(qū)動功率