大傾角皮帶輸送機的結構設計,大傾角皮帶輸送機的結構設計,傾角,皮帶,輸送,結構設計 黑龍江科技學院 畢業(yè)設計任務書 學生姓名： 李祿琨 任務下達日期： 2009 年 9 月 28 日 設計開題日期： 2010 年 3 月 29 日 設計開始日期： 2010 年 3 月 30 日 中期檢查日期： 2010 年 5 月 4 日 設計完成日期： 2010 年 6 月 16 日 一、設計題目： 大傾角皮帶輸送機的結構設計 二、設計的主要內(nèi)容： 要求完成整體結構方案的確定、機械結構及主要零部件的設計、計算與校核的設計。完成設計說明書（說明書內(nèi)容應包括中英文摘要、中英文目錄、設計的目的和意義、詳細設計過程及步驟、結論）。并繪制出相應圖紙，圖紙量合計A0圖紙二張或二張以上。 三、設計目標：要求完成一種可用于煤礦運輸?shù)拇髢A角皮帶輸送機機械系統(tǒng)結構的設計，能夠?qū)崿F(xiàn)其功能。設計參數(shù)為：輸送量不小于1000t/h；輸送距離不大于500m。帶寬不超過1000mm ，向上運輸?shù)膬A角最大可達20°。 指 導 教 師： 院（系）主管領導： 年 月 日 摘 要 隨著大傾角帶式輸送機向大角度、長距離、高速度、大功率方向發(fā)展，除驅(qū)動裝置外，張緊裝置是保證輸送機正常啟動、運行、制動、和停車的不可缺少的重要部件之一，直接影響帶式輸送機的安全可靠性和穩(wěn)定性。大傾角皮帶輸送機可沿水平或傾斜線路運行，一般使用光面輸送帶，靠所運物料與輸送帶之間的摩擦力，帶動物料一起運行，因而工作傾角受限制。向上一般不超20°，向下的傾角還要小些。為了能在更大的傾角上使用，節(jié)省材料及節(jié)省占地面積，增大皮帶輸送機傾角有著重要的意義。 本設計從大傾角皮帶輸送機的整體結構出發(fā)，對大傾角皮帶機結構作了詳細的論述。在皮帶機起動階段，能夠在準確的時間開啟皮帶機；啟動完畢后正常運行。此設計的特點是：可靠性高、傾角大、輸送能力強等。 關鍵詞：大傾角皮帶輸送機；液壓拉緊裝置；傳動系統(tǒng) Abstract With the big angle belt conveyor to the wide-angle, long distance, high speed, high-power direction, in addition to driving device, the tensioning device is normally the conveyor start, run, brake, and stopping an important and indispensablePart one of a direct impact on the safety belt conveyor reliability and stability.Inclined belt conveyor can be run along the horizontal or inclined lines, the general use of smooth conveyor belt, transported by the friction between the material and the conveyor belt to bring together materials to run, and therefore restricted the work of inclination.Up generally does not exceed 20 °, dip down even smaller.In order to use a greater inclination to save materials and to save area and increase the angle conveyor belt of great significance. The design of inclined belt conveyor from the overall structure to the structure of large angle belt were discussed in detail.In the belt machine start-up phase, to open at the exact time of belt conveyor; start after running.This design features are: high reliability, dip angle, transmission capacity and strong. Key words: high angle belt conyeyer；hydraulic robot stretcher； transmission system； 目 錄 摘 要 I Abstract III 第1章 緒論 1 1.1 設計目的與意義 1 1.2 大傾角皮帶輸送機國內(nèi)外發(fā)展狀況 1 1.2.1 國內(nèi)發(fā)展情況 1 1.2.2 國外發(fā)展情況 2 1.3 本文設計研究的主要內(nèi)容 2 第2章 大傾角皮帶輸送機總體方案的確定 3 2.1 設計方案及主要參數(shù)的確定 3 2.1.1 大傾角皮帶輸送機主要的參數(shù)確定 3 2.2 方案對比 3 2.2.1 滾筒布置方案確定 3 2.2.2 帶式輸送機驅(qū)動組合 4 2.2.3 拉緊裝置方案確定 5 第3章 大傾角皮帶輸送機結構設計 6 3.1 輸送帶寬度校核 6 3.2 圓周驅(qū)動力與驅(qū)動功率 8 3.3 輸送帶張力計算 12 3.4 電動機功率的確定 17 第4章 大傾角皮帶輸送機主要部件的設計 18 4.1 改向滾筒結構設計 18 4.2 輸送帶層數(shù)計算 28 4.3 拉緊力和拉緊行程的計算 29 4.4 液壓缸的設計 30 4.4.1 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定 30 4.4.2 液壓缸壁厚和外徑的計算 31 4.4.3 缸底厚度 32 4.4.4 連接零件的強度計算 33 第5章 大傾角皮帶輸送機主要零件的選型 34 5.1 電動機的確定 34 5.2 液離耦合器的選用 34 5.3 聯(lián)軸器的選用 35 5.4 托輥的選取 35 5.4.1 托輥的選型方法 35 5.4.2 校核輥子載荷 35 5.4.3 托輥的額定負荷和最大轉(zhuǎn)速 39 5.5 輸送帶 40 5.6 支架類裝置 40 5.6.1 頭架 40 5.6.2 中間架及支腿選型 41 5.6.3 尾架 42 5.7輸送帶跑偏故障 44 5.7.1 輸送帶跑偏故障原因 44 5.7.2 輸送帶打滑故障 45 5.7.3 輸送帶縱向撕裂及老化開裂故障 45 6.1.4 輸送帶斷帶故障 46 結 論 47 致 謝 48 參考文獻 49 CONTENTS Abstract I Chapter 1 Introduction 1 1.1 The purpose and significance of a design 1 1.2 Inclined belt conveyor Development of a domestic 1 1.2.1 And domestic developments in an inclined belt conveyor 1 1.2.2 Foreign inclined belt conveyor the development of 2 1.3 Design of the main contents of this article 2 Chapter 2 inclined belt conveyor to determine the overall scheme 3 2.1 The design and main parameters determine the 3 2.1.1 Inclined belt conveyor to determine the main parameters of 3 2.2 Comparison program 3 2.2.1 Determine the roller Layout 3 2.2.2 Belt drive portfolio 4 2.2.3 Tensioning device program to determine 5 Chapter 3 inclined belt conveyor structure design 6 3.1 Belt width Check 6 3.2 The circle drive and the drive power 8 3.3 Calculation of belt tension 12 3.4 Determination of motor power 17 Chapter 4 inclined belt conveyor design of major components 18 4.1 The structural design of bend pulley 18 4.2 Calculation of belt layers 28 4.3 Tensioning force and tension calculation trip 29 4.4 The design of hydraulic cylinder 30 4.4.1 Hydraulic cylinder piston diameter D and of the diameter d 30 4.4.2 Cylinder wall thickness and diameter of the calculation of 31 4.4.3 Bottom thickness of 32 4.4.4 Calculation of the strength of connection parts 33 Chapter 5 inclined conveyor belt of the main components of the selection 34 5.1 Determination of motor 34 5.2 Selection of liquid from the coupler 34 5.3 Selection of the coupling 35 5.4 The selection of roller 35 5.4.1 Selection of Method Roller 35 5.4.2 Check of roller load 35 5.4.3 Roller rated load and the maximum speed of 39 5.5 Conveyor belt 40 5.6 Bracket device 40 5.6.1 The first frame 40 5.6.2 Selection of the middle frame and legs 41 5.6.3 Tailstock 42 5.7 Deviation fault belt 44 5.7.1 Failure belt deviation 44 5.7.2 Slip fault belt 45 5.7.3 Vertical conveyor belt tear and aging cracking failure 45 6.1.4 Fault conveyor belt 46 Conclusions 47 Acknowledgements 48 References 49 51 第1章 緒論 1.1 設計目的與意義 大傾角皮帶輸送機具有通用帶式輸送機結構簡單，運行可靠，維修方便等優(yōu)點，并具有大傾角輸送、結構緊湊、占地少等特點，通常被廣泛的應用于煤礦等工業(yè)中。大傾角皮帶輸送機的最大特點是采用波狀擋邊輸送帶來取代普通輸送帶。至于它的工作原理和結構組成，則與通用帶式機相同。因此，像傳動滾筒、拖輥、拉緊裝置、中間機、中間架支腿、尾架、卸料漏斗、頭部護罩、頭部清掃器、保護裝置等部件，都可以與通用帶式輸送機的相應部件通用。 1.2 大傾角皮帶輸送機國內(nèi)外發(fā)展狀況 1.2.1 國內(nèi)發(fā)展情況 我國煤礦自動化開采程度的提高,對井下輸送設備技術性能也越來越高,帶式輸送機向著長運距、大運量、高帶速和大傾角方向發(fā)展[1]。我國大中型礦井井下輸送原煤的主要輸送設備還是以帶式輸送機為主, 大傾角帶式運輸在國內(nèi)已經(jīng)逐漸推廣開來,為了滿足礦井擴建需要,而改造大傾角主帶式運輸機[2]。對其設計過程及為實現(xiàn)大傾角運輸采取的一系列措施進行了分析。改造后的大傾角皮帶運輸機投入使用后,滿足了生產(chǎn)的需要,取得了良好的經(jīng)濟效益。大傾角輸送機又叫波狀擋邊大傾角帶式輸送機、是散狀物料連續(xù)輸送設備，采用的是具有波狀擋邊和橫隔板的輸送帶。因此特別適用于大傾角（最大20°）連續(xù)輸送物料。 1.2.2 國外發(fā)展情況 國外帶式輸送機技術的發(fā)展很快,其主要表現(xiàn)在2個方面:一方面是帶式輸送機的功能多元化、應用范圍擴大化[4};另一方面是帶式輸送機本身的技術與裝備有了巨大的發(fā)展,尤其是長距離、大運量、高帶速等大型帶式輸送機已成為發(fā)展的主要方向[5]。我國生產(chǎn)制造的帶式輸送機的品種、類型較多。在“八五”期間,通過國家一條龍“日產(chǎn)萬噸綜采設備”項目的實施,帶式輸送機的技術水平有了很大提高,煤礦井下用大功率、長距離帶式輸送機的關鍵技術研究和新產(chǎn)品開發(fā)都取得了很大的進步[6]。分析了國內(nèi)外帶式輸送機的現(xiàn)狀與發(fā)展差距,帶式輸送機技術的發(fā)展趨勢。 1.3 本文設計研究的主要內(nèi)容 本設計研究的主要內(nèi)容有大傾角皮帶輸送機的結構組成、控制系統(tǒng)、液壓拉緊裝置、傳動裝置等。 第2章 大傾角皮帶輸送機總體方案的確定 2.1 設計方案及主要參數(shù)的確定 2.1.1 大傾角皮帶輸送機主要的參數(shù)確定 帶速(m/s>和帶寬(mm)是大傾角皮帶輸送機的重要設計參數(shù)，而輸送能力(t/h)是輸送機最重要的性能指標，該指標與帶寬、帶速參數(shù)密切相關。 原始數(shù)據(jù)：輸送物料：煤； 輸送量： 帶寬： 工作環(huán)境：潮濕； 輸送機布置形式：用普通光面輸送帶運原煤，向上運輸?shù)膬A角達20°； 2.2 方案對比 此設計是在煤礦井下運輸巷道中應用的輸送機，根據(jù)井下巷道傾角大、運輸距離大等特點，皮帶的長度也就越長 2.2.1 滾筒布置方案確定 大傾角皮帶輸送機的驅(qū)動方式按驅(qū)動裝置可分為單點驅(qū)動方式和多點驅(qū)動方式兩種。通用固定式輸送帶輸送機多采用單點驅(qū)動方式，即驅(qū)動裝置集中的安裝在輸送機長度的某一個位置處，一般放在機頭處。單點驅(qū)動方式按傳動滾筒的數(shù)目分，可分為單滾筒和雙滾筒驅(qū)動。對每個滾筒的驅(qū)動又可分為單電動機驅(qū)動和多電動機驅(qū)動。因單點驅(qū)動方式最常用，凡是沒有指明是多點驅(qū)動方式的，即為單驅(qū)動方式，故一般對單點驅(qū)動方式，“單點”兩字省略。 單筒、單電動機驅(qū)動方式最簡單，在考慮驅(qū)動方式時應是首選方式。在大運量、長距離的膠帶輸送機中往往采用多電動機驅(qū)動。以保證輸送帶平穩(wěn)的運行，帶式輸送機常見典型的布置方式如下表2-1所示： 表2-1 帶式輸送機典型布置方式 經(jīng)分析本設計本設計采用雙滾筒機頭部傳動方式，兩個電機的功率比為1:1，采用這樣的方案，其優(yōu)點是電機，減速器及有關設備可選同樣類型，運轉(zhuǎn)維護方便。 2.2.2 帶式輸送機驅(qū)動組合 多數(shù)帶式輸送機采用以下幾種驅(qū)動部組合方式: (1)電動機—逆止器—減速器—滾筒 (2)電動機—液力偶合器—逆止器—減速器—滾筒 (3)電動機—液力偶合器—減速器—可控制動裝置—滾筒 (4)電動機—液力耦合器—減速器—逆止器—聯(lián)軸器—驅(qū)動滾筒 其中方式(1)～(3)多用于小型(短距離、小傾角、小運量、低帶速)帶式輸送機上方式；（4）較適于大運量較大傾角輸送機上。由上述方案，大傾角皮帶輸送機采用（4）方案，如圖2-1所示。 圖2-1驅(qū)動裝置 2.2.3 拉緊裝置方案確定 拉緊裝置按作用可以分為重錘式、固定式和自動拉緊三類。 1. 重錘拉緊裝置 重錘式拉緊裝置是結構最簡單、應用范圍最廣泛的拉緊裝置。它是保持張緊力不變的拉緊裝置，盡管在輸送機起動和停機時拉緊重錘也有慣性力產(chǎn)生。分析表明，重錘的加速度遠小于重力加速度，因而，可近似看作張緊力不變。 2. 固定拉緊裝置 固定拉緊裝置是在輸送機的運轉(zhuǎn)過程中拉緊滾筒位置保持不變拉緊裝置。這類拉緊裝置是在輸送機的停機狀態(tài)對張緊力或拉緊行程進行調(diào)整，而在運行時無法及時調(diào)整。固定拉緊有螺旋拉緊和絞車固定拉緊。 液壓拉緊裝置有個定滑輪和動滑輪，把電機固定在地上，然后把鋼絲繩纏繞在動滑輪上和定滑輪上。一邊放在皮帶張緊裝置中伸出的輪上，另一邊連接到液壓缸上。 第3章 大傾角皮帶輸送機結構設計 3.1 輸送帶寬度校核 考慮輸送的物料為散狀物料的形式，需要考慮物料的最大粒度，如果所運物料的粒度與帶寬相比太大時，由于輸送機的振動的影響，物料可能會散落，并導致設備故障。 輸送帶寬度B和物料最大粒度之間應滿足： (3-1) 式中：—物料最大粒度，mm；查表3—3 —帶寬，； 滿足條件 故本設計所選取的滿足以上的各種要求。 表3—1 散狀物料特性表 物料名稱 容重（×kg/m） 運動方向的最大傾角（°） 無煙煤 0.9～1.0 16 褐煤 1.0 18 原煤 0.85～1.0 20 焦碳 0.5～0.7 18 鐵礦石、巖石（均勻） 1.6 16 石灰石（大塊） 1.6～2.0 18 石灰石（小塊） 1.2～1.5 15 干松泥土 1.2～1.4 20 干砂 1.3～1.4 16 濕砂 1.4～1.9 22 濕土 1.7～2.0 22 鹽 0.8～1.3 20 鐵礦石 1.7～2.5 20 谷物 0.65～0.83 16 化肥 0.9～1.2 14 注：物料的松散密度與隨物料的水分、粒度、帶速等的不同而變化，應以實測為準，本表僅供參考。 表3—2 傾角系數(shù) 傾角 4° 6° 8° 10° 12° 14° 16° 18° 20° 傾角系數(shù)C 1.0 0.98 0.96 0.94 0.92 0.90 0.88 0.85 0.81 表3—3 各種帶寬允許的最大物料粒度 mm 帶寬B 300 400 500 650 800 1000 1200 允許的最大粒度 50 80 100 130 180 250 350 1. 輸送帶最大的物料橫截面積 為了保證正常輸送條件下輸送帶上的物料不散落，考慮如圖3-1所示輸送帶上允許的最大物料橫截面積 圖3—1輸送帶最大物料橫截面積 輸送散狀物料時，輸送帶寬與帶面堆料截面如圖，堆積面積按公式計算： (3-2) 表3—4 斷面系數(shù) 托輥形式 槽形 兩節(jié)式 三節(jié)式 =25° =35° =45° 動堆積角 20° 30° 20° 30° 20° 30° 斷面系數(shù)y 0.112 0.132 0.127 0.146 0.136 0.152 注：物料動堆積角一般為其靜堆積角的70%左右。 由表3-4查得：取時，動堆積角，斷面系數(shù)。將數(shù)據(jù)代入(3-2)公式： 3.2 圓周驅(qū)動力與驅(qū)動功率 1. 圓周驅(qū)動力 大傾角皮帶輸送機正常運轉(zhuǎn)時，帶條沿輸送機線路運行的總阻力等于驅(qū)動滾筒的牽引力，即圓周驅(qū)動力，按公式計算： (3-4) 式中：—主要阻力，N； —傾斜阻力，N； —特種主要阻力，N； —特種附加阻力，N； —與輸送機長度有關的系數(shù)。查有關資料取 1. 主要阻力 輸送機的主要阻力是物料及輸送帶移動和承載分支及回程分支托輥旋轉(zhuǎn)所產(chǎn)生的阻力總和，按公式（3-5）計算： （3-5） 式中,—模擬摩擦系數(shù)，查表3—5 ； —輸送機長度（輸送機的頭尾中心距）； —承載分支托輥組每米長度旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，；查手冊得上托輥，質(zhì)量； 式中，—承載分支托輥間距，查表3—6 ； 則有： —回程分支托輥組每米長度旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，；查手冊得下托輥質(zhì)量； —回程分支托輥間距，表3—6 ； 則有： —每米長輸送帶質(zhì)量，初選輸送帶為6層，查資料得；查表1-6，輸送帶的每層質(zhì)量為1.15 q—每米長度輸送帶物料質(zhì)量，； 將以上各值代入公式（3—5）： 2. 傾斜阻力F 當輸送機需要提升物料時，需要消耗一定的功，而提升重物所要克服的就是傾斜阻力，按公式（3—6）： （3-6） 式中：—輸送機受料點與卸料點間的高度，； 則有： 3. 主要特種阻力 主要特種阻力，包括托輥前傾(托輥前傾主要是防止輸送帶跑偏)的摩擦阻力和被輸送物料與導料槽欄板間的摩擦阻力兩部分，按公式： 式中：—前傾上托輥與前傾下托輥摩擦阻力之和，； —輸送物料與導料槽欄板間的摩擦阻力，； （1）無前傾，即=0 （2）導料槽阻力： 式中：—物料與導料欄板問的摩擦系數(shù)； —輸送能力，；； —輸送帶上物料的最大橫截面積，，； —帶速，； —傾斜系數(shù)，表3—6[17] ； 則有： 表3—6傾斜系數(shù) 傾角(°) 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 k 1.00 0.99 0.98 0.97 0.96 0.93 0.91 0.89 0.85 0.81 式中：—物料松散密度； —導料槽長度，，㎜； —導料槽內(nèi)部寬度，㎜， ㎜； 則有： 則有， 4. 附加特種阻力 附加特種阻力包括輸送帶清掃器摩擦阻力和犁式卸料器摩擦阻力，按公式： 式中：—清掃器個數(shù)，； 5. 清掃器摩擦阻力 （3-9） 式中：—輸送帶和輸送帶清掃器接觸面積； (頭部清掃器個數(shù)＋空段清掃器個數(shù)) = —輸送帶和輸送帶清掃器之間的壓力，范圍，取N； —輸送帶和輸送帶清掃器摩擦系數(shù)，取值范圍0.5～0.7,取0.6； 則有： 犁式卸料器摩擦阻力，按公式： 由于本設計無犁式卸料器所以犁式卸料器摩擦阻力為零。 將以上各值代入公式得： 將以上各計算結果代入公式得： 3.3 輸送帶張力計算 1. 輸送帶允許最大的下垂度計算最小張力 在輸送帶自重和物料的作用下，輸送帶在托輥間總是有垂度的作用在輸送帶上的張力應足夠的大；使輸送帶在兩組托輥間的垂度小于一定值。如果懸垂度過大，帶條在兩托輥之間松弛變平，物料易撒漏和下滑，輸送帶的運動阻力也大為增加，所以在設計中規(guī)定了允許的最大懸垂度。一般規(guī)定輸送帶的最大懸垂度應滿足：h/a=0.005~0.02,本設計取0.015。 為了限制輸送帶在兩組托輥間的下垂度，作用在輸送帶上任意一點的最小張力需按公式計算： 承載分支最小張力： 回程分支最小張力： 式中：—輸送機承載分支的托輥間距； —回程分支最小張力處； 則有：載分支最小張力 回程分支最小張力 2. 輸送帶不打滑條件 大傾角皮帶輸送機是靠皮帶與帶輪之間的摩擦力來傳遞運動和力的，在安裝帶傳動時，須將帶張緊；由于張緊力的存在，帶與帶輪的接觸表面上就產(chǎn)生了正壓力。當帶傳動開始工作時，帶與帶輪的接觸表面有相對運動的趨勢，因而在該接觸面間就產(chǎn)生了摩擦力，傳動輪的兩邊就產(chǎn)生了相應的緊邊和松邊，設緊邊的張力為，松邊為，則兩邊的拉力差為: 由于輸送機在非穩(wěn)定狀態(tài)下(啟動和制動)，帶條除受靜張力作用外還受速度變化引起的附加動張力作用動張力與靜張力疊加，可能引起帶條在驅(qū)動滾筒上的打滑，這種是不允許的，因為這會造成帶條的下覆面膠層與滾筒覆面之間的強烈摩擦、發(fā)熱而損壞，更主要的是會使?jié)L筒與帶條之間摩擦系數(shù)降低，以致造成輸送機不僅難于繼續(xù)傳動，而且破壞了它的正常傳動。為了防止這種狀況的發(fā)生需要在圓周驅(qū)動力前乘以一個系數(shù)k；即 式中：—輸送帶滿載啟動或制動是出現(xiàn)最大圓周力； —啟動系數(shù)1.5； 根據(jù)柔體摩擦的理論，輸送帶的緊邊和松邊拉力之間的關系可用歐拉公式表示為: 式中：—傳動滾筒與輸送帶間的摩擦系數(shù)； —輸送帶在所有傳動滾筒上的包角； 綜合上面兩式可得： 因此，為防止輸送帶的打滑，需在回程帶上保持的最小張力應大于，即輸送帶最小張力，應按公式計算： 式中：—輸送機滿載啟動時或制動時出現(xiàn)的最大圓周力， ，啟動系數(shù)， 取1.5； 則有： 式中：—傳動滾筒與輸送帶間的摩擦系數(shù)，見表； —輸送帶在所有傳動滾筒上的尾包角，采用弧度；對于頭部雙滾筒尾部單滾筒驅(qū)動，取，即；即；； 綜上所述，輸送機最小張力為 上分支運行阻力： 下分支運行阻力： 由72373.62N計算輸送機各點張力： 表3-7 輸送機各點張力 計算式 按不打滑條件計算 1:1 72373.62 48249.13 72373.62 48249.13 75268.57 50231.06 75268.57 50923.45 76773.93 51235.68 76773.93 51235.68 79844.89 53285.11 238159.78 53285.11 247686.18 220064.01 247686.18 220064.01 252639.91 224465.29 252639.91 224465.29 262745.90 233443.90 262745.90 233443.90 273255.33 242781.65 273255.33 242781.65 278720.43 247637.29 273255.33 247637.29 284294.84 252590.00 286841.02 255136.22 298314.66 265341.66 298314.66 265341.66 224424.28 191451.296 224424.28 191451.296 確定傳動滾筒合張力： 根據(jù)工況要求： 功率配比1：1時： 則有： 第一滾筒合張力 第二滾筒合張力 第三滾筒合張力 綜合以上三種情況： 第一滾筒合力： 第二滾筒合力： 第三滾筒合力： 3.4 電動機功率的確定 1. 電動機功率 2. 傳動滾筒軸功率的計算 所需軸功計算，得=KW。 電動機功率 式中：—傳動效率 —電壓降系數(shù) —不平衡系數(shù) 初選：電動機 YB315M-4 單機功率 200 轉(zhuǎn)速 四臺電機驅(qū)動。 第4章 大傾角皮帶輸送機主要部件的設計 4.1 改向滾筒結構設計 其結構示意圖如圖4-1所示： 圖4-1該向滾筒 1. 改向滾筒設計 則軸的角轉(zhuǎn)速 2. 滾筒的直徑確定 初選危險截面軸直徑為130mm 軸端面大小為 軸最小安裝直徑滾動軸承 最小直徑為130mm 按經(jīng)驗公式中間段軸直徑 安裝齒輪出軸直徑為170mm 圖4-2該向滾筒主軸 3. 滾筒體厚度的計算 選Q235A鋼板用作滾筒體材料，并取。對于Q235A鋼，=235N/，則=58.75N/。 式中：p—功率，kW; V—帶速，m/s; l—筒長，mm, R=; --許用應力，N/。 表4-1　帶式輸送機寬度與筒長對應表 輸送帶寬度 800 1000 1200 1400 滾筒長度 950 1150 1400 1600 由表4-1可知 滾筒長度I=1150mm, 4. 滾筒筒體強度的校核 已知帶速筒長l=1150mm,直徑D=520mm， 筒體厚度t=10mm,材料為Q235鋼板。 --圓周驅(qū)動力； --為滾筒所受轉(zhuǎn)矩； 設輸送帶平均張力F沿滾筒長度L均勻地分布在滾筒上，則滾筒單位長度上受的力 此中 W--抗彎截面模數(shù)， 滾筒抗彎截面模數(shù)應按圓柱殼理論選取： 則有： 式中 R—殼（滾筒）的平均半徑，mm; t—殼(滾筒)的厚度，mm; 則 正應力 根據(jù)第四強度理論，合成彎矩可以寫成： 式中：　　 5. 計算強度校核通過 （1） 傳動滾筒軸的設計計算 求軸上的 傳動滾筒軸的設計因滾筒材料為Q235A鋼，其密度為，與滾筒的直徑D=1000mm,厚度t=10mm,可求得滾筒質(zhì)量為m=506.62kg. 則軸的角轉(zhuǎn)速則軸的角轉(zhuǎn)速 則軸的角轉(zhuǎn)速 滾筒的直徑確定 求軸上的轉(zhuǎn)矩和需用切應力 根據(jù)表15-3可得 初選危險截面軸直徑為130mm 軸端面大小為 軸最小安裝直徑滾動軸承 最小直徑為130mm 按經(jīng)驗公式中間段軸直徑 輻板厚度 系數(shù) 取t=50mm. 輪轂外徑為 （2) 該向滾筒軸的結構設計 根據(jù)定位和裝配的要求確定軸的各段直徑和長度，軸的左邊部分如下圖所示。 圖4－3 該向滾筒軸 滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的 直徑尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸取周端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為R2 （3) 求軸上的載荷 圖4－6 軸轉(zhuǎn)矩 軸上作用轉(zhuǎn)矩 滾筒部件總重G=4000N 滾筒松緊邊拉緊合力 （4） 作出垂直豎面彎矩圖 豎直面面內(nèi)支座反力 C截面的豎直彎矩 D截面的豎直彎矩 圖4-7豎直軸彎矩圖 （5） 做水平面內(nèi)的彎矩圖 水平面內(nèi)支座反力 C截面的水平彎矩 D截面的水平彎矩 圖4-8合成彎矩圖 （6） 做合成彎矩圖 圖4-9軸扭矩圖 圖4-10軸合成扭矩圖 (7) 按彎扭合成應力校核軸的強度 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E）的強度。根據(jù)式 式中：--------軸的計算應力，單位為MPa； M-----軸所受的彎矩，單位為，。 T-----軸所受的扭矩，單位為，。 W----軸的抗彎截面系數(shù)，單位為，對沒鍵槽的 由式 ---許用彎曲應力，對也選定的材料為Cr，。 因此，此軸安全。 4.2 輸送帶層數(shù)計算 輸送帶層數(shù)按公式（3-16）： （3-16） 式中：—安全系數(shù)，取； —帶芯徑向扯斷強度，表3—10取帶芯種類：棉帆布芯，取，即每層厚度0.56mm； —穩(wěn)定工況下最大張力： 將各值代入公式（3—16）得： 取層 與初選相同 表3—10 薄型帶技術參數(shù) 帶芯種類 錦綸（尼龍）帆布 維綸帆布芯 維綸整芯 維綸減層芯 經(jīng)向扯斷強度 100 150 200 250 36 50 70 112 120 240 224 336 每層厚度mm 1.5 3 4 5 0.4 0.5 0.6 0.85 2 3 1.1 1.6 4.3 拉緊力和拉緊行程的計算 拉緊裝置在驅(qū)動滾筒之后，根據(jù)原始數(shù)據(jù)和計算結果分析所設計的帶式輸送機才用液壓張緊絞車和液壓自動張緊裝置組合使用。所以拉緊力，這個拉緊力只考慮帶式輸送機在滿載正常運行情況下的拉緊力。按公式（3—17）： 將各值代入公式（3—17）得： 1. 拉緊行程的確定 近似計算： 考慮拉緊裝置的總行程等于工作行程與安裝行程之和: 拉緊裝置的工作行程決定于膠帶的類型和輸送帶的長度； 式中：——膠帶受工作載荷是的伸長系數(shù)，參考[1]取。安裝行程是為重新編結膠帶和修理驅(qū)動裝置時所需要，其大小與膠帶接頭方式有關，并可按下式確定： 得到 4.4 液壓缸的設計 液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設備的類型來確定，對不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同[3]。設計時，可用類比法來確定，本設計選定工作壓力為25MPa。 4.4.1 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定 1. 缸筒內(nèi)徑 對于負載較大的工程、礦山機械用的油缸，在系統(tǒng)給定的工作壓力情況下，常以保證油缸有足夠的牽引力，能驅(qū)動工作負載為確定缸筒內(nèi)徑的重要條件，如果尚有運動速度要求時，則往往在膠合時通過選擇適當流量油泵的辦法來解決。 但是當系統(tǒng)的工作壓力尚未確定的時候，必須首先根據(jù)負載的大小合理地選擇油缸的工作壓力，選定的工作壓力應符合GB2346-80的規(guī)定值。 對于雙作用單桿活塞缸，當活塞桿以拉力為驅(qū)動負載時，則壓力油進入有桿腔，其拉力為 由此得缸筒內(nèi)徑 式中——工作壓力（); ——回油背壓（），若回油直接通油箱，可取0； ——機械效率，考慮密封件的摩擦阻力損失，橡膠密封通常取； ——活塞桿直徑（m)，通常（0.2~0.7）D。 由上式計算所得的缸筒內(nèi)徑，按GB2348-80規(guī)定的液壓缸內(nèi)徑尺寸系列圓整成標準值：D=200mm 2. 活塞桿直徑 油缸內(nèi)徑確定后，若單桿活塞缸的雙向運動有一定速比要求時，可按速比的關系式求出活塞桿的直徑為 按GB2347-80規(guī)定的活塞桿直徑尺寸系列圓整成標準值：d=125mm 4.4.2 液壓缸壁厚和外徑的計算 缸筒壁厚校核時分薄壁和厚壁兩種情況。當時為薄壁，壁厚按下式進行校核 式中，D為缸筒內(nèi)徑；為缸筒試驗壓力，當缸的額定壓力 16時，取 ；而當 時，?。籟] 為缸筒材料的許用應力， ，為材料抗拉強度，為安全系數(shù)，一般取。 當時，壁厚按下式進行校核 缸體的外徑為：，圓整為250。 4.4.3 缸底厚度 此液壓缸為半球形缸底，按下式計算： 式中 ——缸底止口內(nèi)徑（m）； ——缸底材料的許用應力，； ——缸底材料抗拉強度； ——安全系數(shù)， 活塞桿強度計算 活塞桿的直徑按下式進行校核 滿足強度要求 式中，為活塞桿的作用力； 為活塞桿材料的許用應力； 4.4.4 連接零件的強度計算 1. 缸筒與缸底焊縫強度的計算 焊縫的應力為： 式中：——液壓缸最大拉力; ——焊接效率，取； ——焊縫的許用應力； 當采用T422焊條時，，取安全系數(shù)n=3.3~4。 1） 缸蓋連接螺栓的強度計算 2） 缸蓋與缸筒采用法蘭和固定螺栓連接時，其螺栓螺紋處的拉應力和剪應力分別為： 其合成應力和強度驗算公式為 符合強度要求 以上式中的Z為螺栓數(shù)量 第5章 大傾角皮帶輸送機主要零件的選型 5.1 電動機的確定 1. 電動機功率 2. 傳動滾筒軸功率的計算 所需軸功計算，得=KW。 電動機功率 式中：—傳動效率 —電壓降系數(shù) —不平衡系數(shù) 選電動機 YB315M-4 單機功率 200 轉(zhuǎn)速 四臺電機驅(qū)動。 。 5.2 液力耦合器的選用 選用YOX-600四臺液力耦合器共同工作 5.3 聯(lián)軸器的選用 1.彈性柱銷聯(lián)軸器具有較大結構簡單、合理，維修方便、兩面對稱可互換，壽命長，允許較大的軸向竄動，具有緩沖、減震、耐磨等性能。棒銷聯(lián)軸器 2.彈性柱銷聯(lián)軸器是利用若干非金屬彈性材料制成的柱銷，置于兩半聯(lián)軸器凸緣孔中，通過柱銷實現(xiàn)兩半聯(lián)軸器聯(lián)接，該聯(lián)軸器結構簡單，容易制造，裝拆更換彈性元件比較方便，不用移動兩半聯(lián)軸器。 3.彈性柱銷聯(lián)軸器（GB5014-85)適合于各種同軸線的 傳動系統(tǒng)，利用尼龍棒橫斷面剪切強度傳遞轉(zhuǎn)矩，公稱轉(zhuǎn)矩160-160000N.M，工作溫度為-20℃-80℃。結構簡單，具有緩沖減震性能和一定的軸偏移補償能力，適合在不控制噪音的環(huán)境的場合使用。 5.4 托輥的選取 5.4.1 托輥的選型方法 1. 根據(jù)帶寬、托輥直徑、托輥槽角、托輥前傾角等已知條件選擇滿足條件的托輥軸承; 2. 托輥一般要滿足兩個條件: （1）輥子轉(zhuǎn)速的要求，不超過最高轉(zhuǎn)速的要求； （2）輥子靜載荷和動載荷要求，不超過理論最大載荷，以保證托輥軸承的使用壽命。 5.4.2 校核輥子載荷 1. 靜載計算 靜載計算按公式： 承載分支： 回程分支： 式中：—承載分支托輥靜載荷，N； —承載分支托輥間距，m, ； —輥子載荷系數(shù)，表4—1 ； —帶速； —每米長輸送帶質(zhì)量，； I—輸送能力，； —回程分支托輥間距，?。? 將各值代入公式（4—1）、（4—2）得： 查有關資料，上托輥76mm,L=360mm，承載能力1250N能滿足要求。 查有關資料，下托輥76mm, ,L=1100mm，承載能力1700N能滿足要求。 表5—1 輥子載荷系數(shù) 托輥型式 e 一節(jié)輥 1 二節(jié)輥 0．63 三節(jié)輥 0．8 2. 動載計算 動載計算按公式： 承載分支： 回程分支： 式中：—運行系數(shù)，表4—2 ； —沖擊系數(shù)，表4—3 ; —工況系數(shù)，表4—4 ; 將各值代入公式（4—3）、（4—4）得： 表5—2 運行系數(shù) 運行條件，每天運行小時 f ＜6 ≥6～9 ＞9～16 ＞16 0.8 1.0 1.1 1.2 圖5-1 槽型上托輥 圖5-2 下托輥 表5-3沖擊系數(shù)f 物料粒度 帶速 2 2.5 3.15 3.5 4 5 6.5 0～100 1.00 1.00 1.00 1.00 1.00 1.00 1.05 >100～150 1.02 1.03 1.06 1.07 1.09 1.13 1.23 >150～300細料中有少量大塊 1.04 1.06 1.11 1.12 1.16 1.24 1.39 >150～300塊料中有少量大塊 1.06 1.09 1.14 1.16 1.21 1.35 1.57 >150～300 1.20 1.32 1.57 1.70 1.90 2.30 2.94 表5-4 工況系數(shù)f 工況條件 f 正常工作和維護條件 有磨蝕或磨損性物料 磨蝕性較高的物料 1.00 1.10 1.15 5.4.3 托輥的額定負荷和最大轉(zhuǎn)速 托輥的實際負荷按公式： 式中：—托輥的實際負荷，KN； —輸送帶單位長度質(zhì)量，； —物料單位長度質(zhì)量，； —重力加速度，； —托輥間距，； —系數(shù)，根據(jù)物料塊度選擇， ，??； —系數(shù)，根據(jù)環(huán)境干濕程度選擇，，?。? —系數(shù)，根據(jù)工作時間長短選擇，，取； —系數(shù)，根據(jù)帶速快慢選擇，，??； 將以上各值代入公式得： 表5—5 帶寬 300 400 500 650 800 1000 1200 平行托輥 1150 1150 1100 1100 1100 1800 1800 槽形托輥 1550 1550 2350 2350 2350 4000 4000 根據(jù)表4—5 帶寬時，，滿足條件。 5.5 輸送帶 輸送帶選型滿足輸送帶的強度要求即帶式輸送機輸送帶上所承受的最大張力值應小于輸送帶所能承受的縱向扯斷強度。 1. 錦綸帆布帶強度校核 錦綸帆布帶強度校核按公式： 式中，—輸送帶最大張力，N； —輸送帶寬度，mm； —輸送帶縱向扯斷強度，N/（mm·層）； —穩(wěn)定工況下，織物芯帶的靜安全系數(shù)，錦綸帆布帶n=3～4，尼龍、聚酷帆布芯帶； 將以上各值代入公式（4—6）得： 所以選擇棉帆布芯的輸送帶，能滿足要求。 5.6 支架類裝置 支架包括滾筒支架及各種中間架，用以支撐輸送機上的各功能部件。支架的選擇以輸送帶、傳動滾筒與改向滾筒、托輥等已知參數(shù)來選擇滾筒支架及各種中間架。 5.6.1 頭架 該向滾筒頭架的選型由帶寬、頭架上安裝的傳動滾筒及改向滾筒、輸送機的傾角和頭架距地面的中心高等因素確定。（表4—8） 表5—6 槽型高式頭架 帶寬 B 傳動滾筒 適應傾角 高度 mm D mm 許用最大負荷 1000mm 400 2400 0°～5° ≥1600～2000 5．5°～10° 10．5°～15° 15．5°～20° 圖5-5 頭架 5.6.2 中間架及支腿選型 1.中間架是輸送帶及托輥的承載支架，中間架分為直線中間架、凹弧中間架和凸弧中間架三種類型，中間架的選擇過程: （1）根據(jù)輸送機的布置形式確定所需中間架的類型； （2）選擇中間架的類型，中間架根據(jù)輸送帶的輸送能力的大小分為輕型中間架、重型中間架兩種形式； （3）根據(jù)帶寬選擇中間架的型號，并根據(jù)輸送機的外形尺寸計算各種類型中間架的數(shù)目。支腿用于支撐中間架，根據(jù)所用支腿類型、帶寬、支腿高度、托輥直徑等參數(shù)選擇支腿。 圖5-6 中間支架和中間架 5.6.3 尾架 改向滾筒尾架分為角形改向滾筒尾架、角形改向滾筒尾架(H型鋼)兩種類型。 圖5-7 中間支架和中間架 導料槽及清掃器選型 導料槽有矩形口槽角35°、矩形口槽角45°、喇叭口槽角35°和喇叭口槽角45°四種類型導料槽，選定導料槽類型后，根據(jù)帶寬、托輥直徑等參數(shù)在導料槽表中選擇導料槽。 清掃器直接根據(jù)帶寬選擇即可。本設計選用彈簧清掃器。 5.7輸送帶跑偏故障 5.7.1 輸送帶跑偏故障原因 1.輸送帶跑偏會引起帶式輸送機停頓、撒料、機架堵塞, 導致輸送帶使用期限縮短, 影響正常工作, 降低生產(chǎn)效率[16]。輸送帶跑偏的根本原因是受力點偏離中心線, 即輸送帶張力中心線偏離輸送帶幾何中心線, 其主要影響因素如下: （1） 大傾角皮帶輸送機安裝誤差。機架安裝不正, 滾筒與輸送帶中心線不垂直； 托輥組軸線與輸送帶中心線不垂直, 機架兩側(cè)高低不一, 使輸送帶不水平, 運行時輸送帶向輕載的一邊移動[13]。 （2）輸送帶局部彎曲或接頭不直。輸送帶帶扣釘歪斜或是輸送帶切口同帶寬不成直角, 使輸送帶所受拉力不均勻, 當輸送帶彎曲部位或接頭運行到哪里, 哪里就會發(fā)生跑偏。 （3）輸送帶結構及質(zhì)量不良。輸送帶薄厚不均，鋼絲繩芯在輸送帶截面上的排列不在同一平面；各根鋼絲繩排列間距不勻, 使芯體鋼絲繩受力不平衡。 （4）使用不當。清掃不干凈, 造成物料黏著在滾筒上而使?jié)L筒半徑不相等, 使輸送帶向一側(cè)偏離, 裝糧食時糧食載偏向輸送帶的一側(cè), 即發(fā)生偏載； 進糧食口位置不正確,糧食的轉(zhuǎn)載點不在輸送帶中間等都會造成輸送帶跑偏。 2. 解決辦法 （1）要保證輸送帶、托輥組的質(zhì)量。 （2）提高安裝質(zhì)量。保證機架縱向軸線的直線度； 保證前后滾筒的水平度和平行度；保證托輥和滾筒與輸送機縱軸線垂直； 保證輸送帶接頭均整。 （3） 定期檢查和清掃裝置。隨時調(diào)整清掃器, 保證輸送帶清潔； 經(jīng)常調(diào)整拉緊裝置, 避免輸送帶過松；調(diào)整進糧食口位置, 避免糧食在輸送帶上偏載。 （4）從結構設計上考慮。在固定式輸送機上配備調(diào)心托輥組；設計時給托輥留有能少許傾斜的位置,供調(diào)偏用；設置跑偏保護裝置,持續(xù)跑偏時自動停機；將滾筒制成適當?shù)墓男?；將槽形托輥的兩?cè)略向前一個角度, 可防止運行中輸送帶跑偏。 5.7.2 輸送帶打滑故障 1.輸送帶打滑故障原因 輸送帶打滑若持續(xù)得不到糾正, 不僅會降低運輸動力, 影響生產(chǎn), 還可能會發(fā)生因摩擦生熱造成輸送帶著火的重大事故。若采用阻燃輸送帶, 持續(xù)打滑也會冒煙, 污染環(huán)境。造成打滑的主要原因是滾筒的摩擦牽引力降低, 超載或輸送帶被卡住。摩擦牽引力降低是由于采煤之前噴霧量過多造成水煤等原因,使輸送帶或滾筒粘泥水而打滑；長期超載運行或因輸送帶被卡住也會出現(xiàn)打滑；輸送帶張緊力不足, 運行中也會打滑。 2.解決辦法 對于輸送帶打滑, 可采取以下具體方法解決。 （1）根據(jù)不同的物料條件控制噴霧量, 以便控制粉塵, 隨時清理機道和淤泥積水, 要保證機頭、機尾、托輥和膠帶不被掩埋在淤泥里。 （2）重新調(diào)整并保持輸送帶合適恒定的張緊力。 （3）均勻裝料, 不超載運行。 （4）采用花紋膠面滾筒。 （5）設置滾筒打滑保護裝置, 當輸送帶打滑時,保護裝置能自動監(jiān)視調(diào)整或停機處理。 5.7.3 輸送帶縱向撕裂及老化開裂故障 1．輸送帶縱向