可伸縮帶式輸送機結構設計3張CAD圖,伸縮,輸送,結構設計,CAD XX設計（XXX）任務書 Ⅰ、畢業(yè)設計（論文）題目： 可伸縮帶式輸送機結構設計 Ⅱ、畢業(yè)設計（論文）工作內容（從專業(yè)知識的綜合運用、論文框架的設計、文 獻資料的收集和應用、觀點創(chuàng)新等方面詳細說明）： 首先進行可伸縮帶式輸送機輸送帶的設計計算（輸送量的計算，物料堆積橫截面積的計算，驗算膠帶寬度，輸送能力的驗算，每米輸送機上物料的質量，輸送 帶 厚 度 ） 。 然 后 進 行 牽 引 力 的 計 算 ， 根 據 公 式 p = [(q + 2qB )+ q0 + qu ]Lgw + qHg + WT1 + WT 2 進行計算。第三，進行輸送帶各點 張力的計算（ 膠帶層數的計算，膠帶打滑條件的計算）。張力還要滿足滾筒摩擦傳動的需要輸送帶的張力還要滿足它的垂度不超過規(guī)定值的需要，并用逐點法求各點張力。第四，進行輸送帶壽命的計算。第五，進行帶式輸送機滾筒設計計算。 （直徑的確定， 直徑的驗算與材料的選擇，兩軸承座中心距的計算，滾筒的轉速）。第六，帶式輸送機托輥設計計算(托輥垂度與間距的設計計算，輸送帶的最小拉力的計算，托輥的靜載荷計算，托輥的動載荷計算，托輥的額定負荷和最大轉速， 托輥的槽形角的計算)。第七，拉緊裝置及收放膠帶裝置的設計（拉緊裝置的選擇計算，收放裝置的設計）。第八，輸送機傳動裝置的設計（電機的選擇，減速器的計算與選用，液力偶合器的選擇）。第九，帶式輸送機機架設計計算（機頭卸料架的設計，中間架的設計與強度校核）。第十，主軸的設計與鍵的強度校核。第十一，致謝和參考文獻。 Ⅲ、進度安排： 2014 年 10 月 20 日～2013 年 11 月 9 日（3 周）：選擇題目，收集材料，聯(lián)系落實畢業(yè)實習單位，填寫畢業(yè)設計任務書； 2014 年 11 月 10 日～2014 年 12 月 7 日（4 周）：布置任務，明確目標、制定計劃，確定初步畢業(yè)設計方案； 2014 年 12 月 8 日～2015 年 1 月 4 日（4 周）：深化初步方案，結合畢業(yè)實習加 深對畢業(yè)設計方案的認識； 2015 年 1 月 5 日～2015 年 1 月 16 日（2 周）：學生畢業(yè)設計方案進一步完善； 2015 年 1 月 17 日～2015 年 3 月 1 日（6 周）：繼續(xù)前期工作； 2015 年 3 月 2 日～2015 年 5 月 17 日（11 周）：學生全部返校，進行畢業(yè)設計計 算、繪圖，編制畢業(yè)設計說明書，完成畢業(yè)設計工作任務（2015 年 3 月 30 日～ 2015 年 4 月 5 日接受學校畢業(yè)設計期中檢查）； 2015 年 5 月 18 日～2015 年 5 月 31 日（2 周）：畢業(yè)成果預提交、修改、評閱、答辯。 Ⅳ、主要參考資料： 宋偉剛.通用帶式輸送機設計.機械工業(yè)出版社；孫科文.北京煤炭工業(yè)出版社.帶式輸送機的傳動理論與設計計算；楊復興編譯.膠帶輸送機結構、原理與計 算。 指導教師：（簽名： ）， 年 月 日 學生姓名：（簽名： ），專業(yè)年級： 系負責人審核意見（從選題是否符合專業(yè)培養(yǎng)目標、是否結合科研或工程實際、綜合 訓練程度、內容難度及工作量等方面加以審核）： 專業(yè)負責人簽字： ， 年 月 日 附錄一： 液壓系統(tǒng) 機械密封似乎會泄露，將嚴重影響生產的正常進行，嚴重的還出現(xiàn)了重大的安全事故。人們分析質量故障原因，往往是熟悉的機械密封自身方面查找原因， 例如：機械密封塑造是否適當，材料的選擇是否正確，包裝表面壓力機相比是否正確，摩擦副的選擇是否合理等等。但很少在機械密封外部條件方面查找原因， 例如：為機械密封創(chuàng)造條件是否合適的泵，伺服系統(tǒng)的配置是否合適，但這些方面的原因往往是非常重要的。 本文作者從泵用機械密封外部條件的角度而影響密封效果的幾種因素進行合理的措施及應采取的原則和要求。機械密封：機械密封是靠一對相對運動的連接端面（固定另一個旋轉軸）的相互配合形成小的軸向間隙起密封作用，這種設備被稱為機械密封。機械密封通常是移動的鏈接，靜態(tài)鏈接，合同的部分和密封部分組成。移動鏈接和靜態(tài)鏈接端面組成一對摩擦副，移動鏈接到依賴于密封室使其承擔了靜態(tài)鏈接端面液體的壓力，并產生兩個環(huán)節(jié)結束表面比較適合印刷機和維護來實現(xiàn)密封的目標的一個非常薄的液體膜。合同的部分壓力，可能會造成泵的操作條件下，也保持端面貼合，保證密封介質不外漏，并防止雜質進入密封端面。密封的作用環(huán)節(jié)和軸移動的密封間隙，靜態(tài)鏈接和腺差距的作用，同時它的振動泵，攻擊的緩沖作用。在實際運行中的機械密封并不是一個孤立的部分， 它與其他備件泵結合一起運動，同時可以看到通過其基本原理，機械密封的正常運行是有條件的，例如：泵軸的不能太大，摩擦副端面不能形成比壓力要求定期； 泵軸機械密封處不得有邊界非常大的變形，端面比壓等一分鐘，否則將是不平衡的。而且只有當滿足類似這樣的外部條件，優(yōu)良的機械密封關閉自己的功能，能夠達到理想的密封效果。 泵軸軸向竄量大：在密封的機械密封關閉需要有一定比例的壓力面，這樣才能起到密封的作用，這就要求彈簧機械密封關閉需要有一定的壓縮量現(xiàn)在提供推進力，密封端面，旋轉使密封密封產生壓力封閉被要求什么比面對面。確保這是一個壓力量相比，機械密封要求泵主軸不能有很大的逃離，需要確保在 0.5 毫米一般。但在實際設計中，由于設計不合理，有時，非常大的逃離泵主軸建立措施， 封鎖機器的使用是非常不利的。這種現(xiàn)象有時會出現(xiàn)在多級離心泵，是在泵啟動 過程中，逃亡的數額比較大。自動化改變平衡一套和平衡環(huán)之間的軸向間隙平衡盤工作時，改變了不同的壓力平衡檢查前后兩個側翼，從而，產生一個來平衡軸向力軸向力方向相反的作用力。移動的慣性影響，自肩逃離和瞬態(tài)泵工況波動， 在旋轉移動輪將不會在某一軸向平衡位置不動。平衡狀態(tài)的時間逃離左右移動。但平衡軸向的數額，以逃避檢查的經常工作只有 0105 ~ 011 mm，滿足允許軸向 竄的機械密封關閉測量 015 毫米的請求，允許機械密封軸向竄平衡軸向逃離的測量可能得到它齒輪，當停機，使環(huán)泵輪的工作條件好變化的期望。水泵經過長時間的運行后，摩擦平衡一套和平衡環(huán)的磨損，提高了密封間隙 B 后，以逃避軸向機械不斷增加的金額。由于軸向力的影響，軟密封壓縮和粉狀吸吮仄聲在增加發(fā)奮，密封磨損加劇的影響，密封起來，直至完全密封的損失，失去了面對面的面對面。機器吐出的平仄是封閉的，是平衡板的磨損，轉子部件軸向竄措施密封軸向竄量要求大于，力封閉密實面減少，不能達到密封要求，使機械密封在泵所有最終失去密封兩側。 軸向力偏大：機械密封可以承受軸向力的過程中使用，如果存在密封軸向力的作用，以機械嚴重。由于泵軸方面的原因，如理性和制造，裝配，投入使用， 動態(tài)平衡的組織設計，帶來的軸向力的不平衡。機械密封承受軸向力，密封壓蓋溫度偏高移動輪，到培養(yǎng)基中，聚丙烯是相似的，在高溫會熔化，泵開始因此失去密封效果很快就女王，間斷噴涌的密封端面再出現(xiàn)葉片泵在靜止的現(xiàn)象。 附錄二：  HYDRAULIC SYSTEM The mechanical seal appears will divulge, seriously will affect the production normally to carry on, is serious also appears the significant security accident. People when analysis quality breakdown reason, often is familiar with in the mechanical seal own aspect searches the reason, for example: Mechanical seal shaping whether appropriate, choice of material whether correct, the packing surface compared to presses whether correctly, rubs the vice- choice is whether reasonable and so on. But is short very much in the mechanical seal external condition aspect searches the reason, for example: Pumps for the mechanical seal creation condition whether appropriate, the servosystem disposition is whether appropriate, but these aspects reasons often are count for much. This article author from pumped has analyzed the reasonable measure with the mechanical seal external condition angle which the influence seal effect several kind of factors and should adopt.1 Principle and request that machinery seals off: The mechanical seal is depends on a pair of relative motion link end surface A (fixed, another revolves together with axis) the mutual fitting forms the small axial play plays the seal role, this kind of equipment is called the mechanical seal. The mechanical seal usually by moves the link, the static link, contracts the part and the seal part is composed. Moves the link and the static link end surface composes a pair to rub, moves the link to depend on in the sealed chamber the liquid pressure to cause its shoulder up on the static link end surface, and produces on two links end surfaces suitable compared to presses and maintains an extremely thin liquid membrane to achieve the seal the goal. Contracts the part pressurize, may cause to pump under the operating condition, also maintains the end surface fitting, guaranteed the seal medium nothing more than leaks, and prevented the impurity enters seals the end surface. Seals the part to play the seal to move the link and axis gap B, the static link and the gland gap C role, simultaneously to the vibration which pumps, attacks the cushioning effect. The mechanical seal in the actual movement is not an isolated part, it is with other spare parts which pumps combines the movement together, simultaneously may see through its basic principle, the mechanical seal normal operation has the condition, for instance: Otherwise fleeing measures a pump spindle's being not able to very big, friction subsidiary end face can not form the ratio pressure demanding regularly; The pump spindle that machinery hermetic sealing gets along can not have boundary very big deflection , end face waits a minute otherwise than pressure will be uneven. Besides only when satisfying similar such external condition, fine machinery seals off oneself function, ability reaches ideal hermetic sealing effect.2 Analysis of causes that external condition affects: Pump spindle axial to fleeing is measured big: The hermetic sealing that machinery seals off needs to have certain ratio pressure face to face, such ability plays arrive at hermetic sealing role, be requiring that spring that machinery seals off needs to have certain compression amounts right now, give a propulsive force sealing off end face, rotating makes hermetic sealing produce the pressure sealing off the what be demanded ratio face to face. For ensuring that this one is compared to pressure, the amounts machinery is sealed off requiring that the pump spindle can not have very big fleeing, need to ensure that within 0.5 mm in general. Design but middle in reality, unreasonable because of design, that sometimes, very big fleeing of pump spindle creation measure , seal off to machinery sigmatism is very disadvantageous. This phenomenon sometimes appears in multi-level centrifugal pump, Especially in the process of pump starting, flee amounts are comparatively big. The automation changes the b balancing a set and balancing the axial gap between the ring when balance plate works , changes the difference balancing the pressure checking front and back two flanks thereby , produces one and comes to balance the axial force axial contrary force direction acting force. The inertia effect moving since the rotator flees and transient pump working condition fluctuation, the rotator moving round will not be motionless in some one axial balance location. Balance the state fleeing all the time in retinue to move. But the amounts balancing axial to fleeing in checking in regular job only have 0105 ~ 011 mm , satisfy permission axial to fleeing that machinery seals off measuring 015 mm requests, allowable machinery hermetic sealing axial to fleeing balancing axial to fleeing to measure possibility getting it in gear, when stopping machine , working condition great change in pump making rings round expects that. After pumps passes through the long time movement, the friction balancing a set and balancing a ring wears away , gap b enhances subsequently, the amounts sealing off axial to fleeing increase machinery unceasingly. Effect because of axial force, hermetic sealing compacting soft and floury sucking oblique tones in increases by strenuously , hermetic sealing wears the effect aggravating , sealing up completely until hermetic sealing damages , loses face to face away face to face. The machinery spitting out oblique tones is sealed off , is wear away with balancing plate's, rotator component axial to fleeing measures the amounts sealing off axial to fleeing demanding greater than , the force sealing off compacting soft and floury is diminished , cannot reach the effect sealing off a request , making the machinery hermetic sealing on both side of the pump all ultimately losing hermetic sealing. The axial force is prejudiced big: Machinery hermetic sealing can bear the axial force's in the process of usage, if the effect that existence seals off axial the force , to machinery is grave. Since pump axial the aspect cause such as rational and making , assembling , being put into use that dynamic balance organization designs, brings about the axial force be not balanced away sometimes. Machinery hermetic sealing bears a axial force , the seal gland temperature will be partial to height when moving round, to the medium that polypropylene is similar to, before the high temperature be able to be molten down, the pump starts the queen therefore losing hermetic sealing effect very quickly right away , discontinuous gushing sealing off end face then appearing leaves out phenomenon when the pump is motionless. 可伸縮帶式輸送機結構設計 摘 要 可伸縮帶式輸送機在工業(yè)中有著廣泛的應用，它是工業(yè)生產中實現(xiàn)連續(xù)化、規(guī)模化、自動化、現(xiàn)代化必不可少的設備。此次進行了可伸縮帶式輸送機的整體結構設計，并確定給出了該輸送機主要零部件結構參數及其計算方法。根據給定的參數設計并計算選用可伸縮帶式輸送機的標準零部件構成輸送機的整機，在張緊裝置中采用了液壓自動調整裝置，并進行了主要零部件的強度校核。 根據帶式輸送機的主要組成及各部分特點，首先對其傳動部分進行設計計算，然后選擇合適的驅動裝置，最后確定張緊裝置的結構，并對其進行了設計計算。 可伸縮帶式輸送機主要用于煤礦井下運輸，綜合考慮各方面的因素，采用合理的驅動方案、合理的張緊裝置，軟啟動裝置組合，有效保證帶式輸送機的可靠運行。 關鍵詞：可伸縮帶式輸送機；張緊裝置；傳動裝置 IV ABSTRACT With the development of science and technology and the rise of distance on the conveyor and the traffic has a new and higher requirements， our design of a large belt still in its infancy， the belt conveyor design， manufacture and applications， advanced level in China and abroad， there is still a large gap between domestic manufacturing belt in the design process there is much to be desired. Thus， large transportation machinery， especially the belt conveyor design theory and methods of in-depth analysis is necessary. This article was flexible belt conveyor design the overall structure and to determine given the major components of the conveyor structure parameters and their calculation. Designed according to the given parameters and calculate the standard belt use scalable components constitute a fixed level of the transport belt conveyor machine， used in a hydraulic tensioning device automatically adjusts the device， and make the main parts the strength analysis. Under the belt and the part of the characteristics of the main component，the first part of its drive to design calculations， and then select the appropriate drive， and finally determine the tensioning device of the structure and design calculation was carried out. The design is mainly used for coal mine transport， considering all factors， adopt a reasonable driving scheme ， means braking and soft start device combination， effective to ensure reliable operation of the belt conveyor. Keywords: Retractable belt tensioning，Strength，Transmission part 目錄 摘 要 I ABSTRACT II 目錄 III 第 1 章 緒論 1 1.1 選題的目的和意義 1 1.2 國內外帶式輸送機的現(xiàn)狀 1 1.3 可伸縮帶式輸送機的簡介 2 1.3.1 可伸縮帶式輸送機的結構及其工作原理 2 1.3.2 帶式輸送機的組成 2 1.3.3 帶式輸送機的分類 2 1.3.4 可伸縮帶式輸送機的結構特點 3 1.4 可伸縮帶式輸送機的應用 4 第 2 章 可伸縮帶式輸送機輸送帶的設計計算 5 2.1 輸送帶的分類 5 2.2 已知原始數據及工作條件 6 2.3 可伸縮帶式輸送機輸送帶的選擇 7 2.4 計算步驟 7 2.4.1 輸送量的計算 7 2.4.2 物料橫截面積的計算 7 2.4.3 輸送帶寬度的核算 9 2.4.4 輸送能力的驗算 9 2.4.5 每米輸送機上物料的質量 10 2.4.6 輸送帶厚度 10 2.5 牽引力的計算 11 2.5.1 輸送帶各點張力的計算 12 2.6 膠帶層數的計算 15 第 3 章 帶式輸送機滾筒設計計算 16 3.1 直徑的確定 16 3.2 傳動滾筒的直徑驗算 17 第 4 章 托輥的設計計算 18 4.1 托輥的作用與類型 18 4.2 托輥的計算 19 4.2.1 輥子載荷計算 20 4.2.2 托輥的額定負荷 21 第 5 章 拉緊裝置的設計 22 5.1 拉緊裝置的作用 22 5.2 拉緊裝置布置時應遵循的原則 22 5.3 拉緊裝置的種類及特點 23 第 6 章 輸送機傳動裝置的設計 25 6.1 電機的選擇 25 6.2 傳動比計算 26 6.3 減速器的選用 26 第 7 章 帶式輸送機機架設計計算 28 7.1 機頭卸料架的設計 28 7.2 中間架的設計與強度校核 28 7.2.1 中間架的設計 28 7.2.2 中間架的強度校核 29 第 8 章 主軸的設計 31 8.1 求傳動軸上的功率 P3 、轉速n3 、轉矩T3 31 8.2 初步確定軸的最小直徑 31 8.3 軸的機構設計 31 8.4 軸上零件的周向定位 32 8.5 確定軸上圓角和倒角尺寸 32 8.6 求軸上的載荷 32 8.7 按彎扭合成應力校核軸的強度 33 8.8 精確校核軸的疲勞強度 34 第 9 章 鍵的強度校核 36 9.1 滾筒輪轂處鍵的強度校核 36 9.2 鍵的剪切校核 36 9.3 軸端花鍵的強度校核 37 結論 38 參考文獻 39 附錄一 40 附錄二 42 河海大學文天學院本科畢業(yè)設計（論文） 第 1 章 緒論 1.1 選題的目的和意義 一般帶式輸送機是不可移動的，然而由于煤礦操作面經常挪動，假如應用傳統(tǒng)的帶式輸送機就會帶來非常大的不方便和靡費。所以應該思考利用易于拆裝的可伸縮式帶式輸送機。帶式輸送機中的膠帶輸送機發(fā)展迅速，在兩百多年的使用中不停壯大，已成為國民經濟中保送散裝料不能或缺的設施。 可伸縮帶式輸送機是煤礦采掘完成機械化的設備，適宜用于采區(qū)順槽或巷道掘進，值得我們不斷的研究和改進。選用帶式輸送機這種經常用的機械的設計作為畢業(yè)設計的標題，能錘煉咱們獨立處理實際問題的才能，經過這次畢業(yè)設計是對我所學基本理論和專業(yè)知識的一次應用，也使我對輸送機的全體設計、計算和繪圖能力都得到了大幅度的提升?？缮炜s帶式輸送機與其他類型的輸送機對比， 具備優(yōu)秀的性能，在延續(xù)裝載的情況下能連續(xù)運輸，運轉平穩(wěn)可靠，生產率高， 工作過程中噪聲小，構造簡單，能量消耗小，運行保護費用低，陪修便利，易于完成自動控制及遠程操作等長處。[1] 1.2 國內外帶式輸送機的現(xiàn)狀 一、國內帶式輸送機技術的現(xiàn)狀 我國生產制造的帶式輸送機的類型、品種較多。在“八五”時期，經過國家一條龍“日產萬噸綜采設施”名目的實行，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技術研究和新產品開發(fā)都取得了很大的提高。 ① 大輸送機的使用范圍。開展能在高溫、低溫條件下有放射性、有腐蝕性、易燃性物質的環(huán)境中工作的，以及能保送易爆、易結、粘性的物料的輸送機。 ② 向大型化開展。大型化蘊含大輸送才能、大單機長度和大輸送傾角等。水力輸送裝置的長已達 440 公里以上。帶式輸送機的單機長度已近 15 千米，并已呈現(xiàn)由若干臺組成聯(lián)絡甲乙兩地的"帶式輸送道"。 ③使輸送機的結構滿足物料搬運系統(tǒng)自動化控制對單機輸出的要求。二、國外帶式輸送機技術的現(xiàn)狀 41 國外帶式輸送機技術的發(fā)展迅速，主要表現(xiàn)在 2 個方面:一是帶式輸送機的多元化性能、運用領域大，如管狀帶式輸送機、高傾角帶式輸送機、空間轉彎帶式輸送機等機型;二是帶式輸送機自身的技術有了很大的發(fā)展，尤其是大運量、長距離、高帶速大型帶式輸送機已成為發(fā)展的主要趨向，其核心技術是應用了帶式輸送機監(jiān)控技術與動靜剖析， 提高了帶式輸送機的可靠性和運行性能。從 20 世紀 60 年代末，我國已經消費 200 余條鋼絲繩芯帶式輸送機，在磷礦、 鐵礦、煤礦和港口應用。其中單機長度達 7602m 的大型帶式輸送機已投入應用。如今，總長 l0km 的輸送線等多條長距離帶式輸送機系統(tǒng)正在設計或方案中。[2] 1.3 可伸縮帶式輸送機的簡介 1.3.1 可伸縮帶式輸送機的結構及其工作原理 可伸縮帶式輸送機主要由以下部件構成:頭架、傳動滾筒、驅動裝置、尾架、中間架、托輥、張緊裝置、卸載裝置、打掃裝置等組成。輸送帶是帶式輸送機的承載構件，帶上的物體隨輸送帶一同運動，物料按照需求能夠在輸送機的端部中部部位卸下，輸送帶用旋轉的托輥擁護，運轉阻力小，可沿水平或傾斜路線安放。 可伸縮帶式輸送機是以輸送帶作為承載的構件，經過承載物料的輸送帶的運動進行物料輸送的運輸設備。結構原理如圖 1.1 所示，輸送帶繞傳動滾筒和尾部滾筒形成無極環(huán)形帶，拉緊裝置為輸送帶運轉提供所需張力。工作時驅動裝置驅動傳動滾筒，經過傳動滾筒和輸送帶之間的摩擦力帶動輸送帶運轉，物料裝在輸送帶上和帶子一同運動。 圖 1.1 可伸縮帶式輸送機結構原理圖 （1-卸載滾筒；2-傳動滾筒；3-儲帶倉；4-尾部滾筒） 可伸縮帶式輸送機也有水平式和傾斜式，它與橋式轉載機搭配用于回采工作面，能加快工作面工作速度，也可用于掘進機的發(fā)掘工作面。[2] 1.3.2 帶式輸送機的組成 帶式輸送機的組成部分：機頭部、機身部、機尾部、膠帶、附屬裝等。 1.3.3 帶式輸送機的分類 1. 按承載能力分 通用帶式輸送機:這是運用最遍及的帶式輸送機，其余類型帶式輸送機都是這種帶式輸送機的變形。 輕形帶式輸送機：專門應用于輕形載荷的輸送機。鋼絲繩芯帶式輸送機：應用于重型載荷的輸送機。 2. 按可否移動分類 固定帶式輸送機：輸送機安裝在固定的地點，不需要移動。移植帶式輸送機:經過挪動設施變更設備的位置。 移動帶式輸送機：具有移動機構。 可伸縮帶式輸送機:經過儲帶安裝改動輸送機的長度。 3. 按輸送帶的結構形式分類 普通輸送帶帶式輸送機：輸送帶為平型，帶芯為帆布或尼龍帆布或鋼繩芯。壓帶式輸送機：用兩條閉環(huán)帶，其中一條為承載帶，另一條為壓帶。 鋼帶輸送機：輸送帶是鋼帶。 鋼繩牽引帶式輸送機：用鋼絲繩作為牽引機構，用帶有耳邊的輸送帶作為承載機構。 網帶輸送機：輸送帶是網帶。 管狀帶式輸送機：輸送帶圍包成管狀或用特殊結構輸送帶密封輸送物料。斑紋帶式輸送機:用花紋帶以增加物料和輸送帶的摩擦，提高輸送傾角。 波狀擋邊帶式輸送機:輸送帶邊上有擋邊以增大物料的截面，傾斜角度大時， 一般在橫向設置擋板。 4. 按驅動方式分類 單滾筒驅動帶式輸送機。多滾筒驅動帶式輸送機。 線摩擦帶式輸送機：用一個或多個輸送帶作為驅動體。[3] 1.3.4 可伸縮帶式輸送機的結構特點 可伸縮帶式輸送機主要有以下五種結構特點： 1. 結構簡單。 2. 輸送量大。 3. 運距長。 4. 可靠性高。 5. 營運費低廉。 1.4 可伸縮帶式輸送機的應用 可伸縮帶式輸送機的應用范圍廣闊，在煤炭、冶金等工作中，可伸縮帶式輸送機發(fā)揮了重大作用。可伸縮帶式輸送機是延續(xù)輸送物品機械中效率最高、運用最寬泛的一種機械，是煤礦、電廠輸煤系統(tǒng)的主要設備。它的運輸能力大、工作阻力小、耗電量低，降低了煤塵和損耗。隨著機械化采煤工作面產量的不停提升， 膠帶輸送機將慢慢成為煤炭生產中的一種重要運輸設施。[3] 第 2 章 可伸縮帶式輸送機輸送帶的設計計算 輸送帶在帶式輸送機中既是承受件又是拉引件，它不單要有承受能力，還要有充足的抗拉強度。輸送帶有帶芯和籠罩層組成，其中覆蓋層又分為上覆蓋，下覆蓋。 輸送機的帶芯主體是有各種織物或鋼絲繩構成。它們是輸送帶的主要層，簡直承載輸送帶工作時的全副負載。因此，帶芯材料必須有良好的強度和剛度。 2.1 輸送帶的分類 按輸送帶帶芯構造及材料不一樣，輸送帶被區(qū)分成織物層芯和鋼絲繩芯兩類。鋼絲繩芯輸送帶是有很多細鋼絲繩依照必然的間距擺列。鋼絲繩芯輸送帶的拉伸強度大，抗彎性能好;伸長率小。同其它輸送帶比較，在帶強度相同的情況下，鋼絲繩芯輸送帶的厚度小。 在鋼芯繩中，鋼絲繩的品質是決議輸送帶使用壽命的重要因素之一，必須具有以下特點: (1) 應具備較高的破斷強度。 (2) 繩芯與橡膠應具有較高的黏著力。(3)應具備較高的耐疲勞強度。 (4)應具有較好的柔性 鋼繩芯帶與普通帶相比較以下長處： (1)強度高。(2)成槽性好。 (3)破損后容易修補(4)接頭壽命長。 (5)輸送機的滾筒小。 鋼繩芯輸送帶也存在一些缺點: (1) 制作工藝要求高，必需保障各鋼繩芯的張力平均，否則輸送帶運轉中由于張力不均而發(fā)生跑偏現(xiàn)象。 (2) 因為輸送帶內無橫向鋼繩芯及帆布層，抗縱向撕裂的才能要防止縱向撕裂。 (3) 易斷絲。[4] 2.2 已知原始數據及工作條件 帶式輸送機的設計計算，應該有以下數據及工作條件： （1） 物料的名稱和輸送能力： （2） 物料的性質： l 粒度大小，最大粒度和粗度組成狀況； l 堆積密度； l 動靜堆積角，溫度、濕度、粒度等。 （3） 工作環(huán)境：露天、干燥、潮濕等； （4） 卸料形式和卸料裝置； （5） 給料點數目和位置原始參數和工作條件 （1） 輸送物料：煤 （2） 物料特性： l 塊度：0～300mm l 散裝密度：r=1.3t/? l 在輸送帶上堆積角：α=30° l 物料溫度：<50℃ （4） 輸送系統(tǒng)及相關尺寸： l 運距：L=1000m l 傾斜角：β=0° l 輸送量: Q=600t/h （5） 原煤的堆積密度為 900kg/?。 （6） 帶速為 2.0m/s。 初步確定輸送機布置形式，如圖 2.1。 圖 2.1 輸送機布置形式 2.3 可伸縮帶式輸送機輸送帶的選擇 可伸縮帶式輸送機的輸送帶是輸送機的重要部件，在輸送機中輸送帶的資本占整個設施成本的 30％～50％。在運轉過程中，輸送帶所受的載荷是極復雜的， 它除受縱向的拉伸應力外，還受通過滾筒和托輥的彎曲應力。大多數輸送帶的損壞表現(xiàn)為工作面層和邊沿磨損，受大塊、尖利物料的沖擊惹起擊穿、撕裂和剝離。正當抉擇輸送帶，對輸送帶的設計十分重要。 輸送帶的選用是根據輸送機的線路布置、輸送的材料和使用條件來進行的。正當抉擇輸送帶不僅對實現(xiàn)輸送機設計任務至關重要，還影響輸送機滾筒、托輥和驅動裝置等機械部件的設計。 因為在井下作業(yè)故皮帶應選用阻燃型的，材料選用氯丁 CR。因為輸送的是煤， 故要求的強度較大，可選用阻燃尼龍皮帶。輸送帶的成本約占帶式輸送機總成本的 1/2 以上，所以選擇合適的輸送帶就顯得十分重要，安全系數和接頭方式都直接影響整機的成本。[5] 2.4 計算步驟 2.4.1 輸送量的計算 Q = 3.6Arn  (2.1) 式中：Q——輸送量，t/h； n——帶速，m/s； r——物料沉寂密度，kg/?； A——物料的最大堆積面積，㎡； K——輸送機的傾角系數。 2.4.2 物料橫截面積的計算 帶速選擇原則： (1) 輸送量達、輸送帶較寬時，選擇較高的帶速。(3)通常用于輸送物料多時，帶速取 0.8m/s～1m/s； (4) 物料易滾動、粒度大、磨琢性強的宜選用較低帶速。 (5) 采納卸料車時，帶速不宜超越 2.5m/s；當輸送細碎物料時，許用帶速為3.15m/s。 (7)人工配料時，帶速不該大于 1.25m/s。 帶速與帶寬、物料性質、塊度有關.當輸送機向上工作時，傾角大，帶速應該低；向下運輸時，帶速應該更低；水平工作時，可選擇高帶速.[5] 表 2.1 傾斜系數 k 選用表 傾角 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 K 1.00 0.99 0.98 0.97 0.95 0.93 0.91 0.89 0.85 0.81 已知輸送機的工作傾角 β=0°。 查 DTⅡ帶式輸送機選用手冊得 k=1。 按已知的工作條件，取原煤的堆積角為 30°。原煤的堆積密度為 900kg/?。 山上的工作條件取帶速 2.0m/s。 將各參數代入（2.1）可得到給定的運輸能力，帶上截面積 A。 A = Q 3.6rnk = 600 3.6 ′ 900 ′ 2 ′1 = 0.09259 （㎡） （2.2） 表 2.2 槽形托輥物料斷面面積 A 帶 寬 /mm 堆 積 角 /(°) 槽角/（°） 20 25 30 35 40 45 500 0 0.0098 0.0120 0.0130 0.0157 0.0173 0.0186 10 0.0142 0.0162 0.0180 0.0196 0.0210 0.0220 20 0.0187 0.0206 0.0222 0.0236 0.0247 0.0256 30 0.0234 0.0252 0.0266 0.0278 0.0287 0.0293 650 0 0.0184 0.0120 0.0130 0.0294 0.0322 0.0347 10 0.0262 0.0162 0.0180 0.0362 0.0386 0.0407 20 0.0342 0.0206 0.0222 0.0433 0.0453 0.0469 30 0.0427 0.0252 0.0266 0.0507 0.0523 0.0534 800 0 0.0279 0.0344 0.0402 0.0454 0.0500 0.0540 10 0.0405 0.0466 0.0518 0.0564 0.0603 0.0636 20 0.0536 0.0591 0.0638 0.0672 0.0710 0.0736 30 0.0671 0.0722 0.0763 0.0793 0.0822 0.0840 1000 0 10 20 30 0.0478 0.0674 0.0876 0.1090 0.0344 0.0466 0.0591 0.0722 0.0677 0.0857 0.1040 0.1240 0.0763 0.0933 0.1110 0.1290 0.0838 0.0998 0.1160 0.1340 0.0898 0.1050 0.1200 0.1360 查表2.2，輸送機的承載托輥槽角30°，物料的沉積角為30°時，帶寬為1000mm的輸送帶上物料堆積的橫斷面積可以為 0.1240m，此值大于計算所需求的堆積橫斷面積，所以選用寬度為 1000mm 的輸送帶滿足要求。[6] 2.4.3 輸送帶寬度的核算 輸送大塊散狀物料的輸送機，需要按（2-2）式核算，再查表 2.3 式中 α——最大粒度，mm。B——帶寬，mm。 B 3 2a + 200 （2.3） 表 2.3 不同帶寬推薦的輸送物料的最大粒度 mm 帶寬B 500 650 800 1000 1200 1400 粒度 拆分后 100 130 180 250 300 350 未拆分 150 200 300 400 500 600 B=2×400+200=1000 所以輸送帶寬滿足輸送要求。 2.4.4 輸送能力的驗算 根據式（2.1）得： Q1 = 3.6Arnk = 3.6 ′ 0.1240 ′ 900 ′ 2 = 803.52(t / h) 式中: Q? 水平輸送量， t/h ； K-----輸送機的傾角系數， K = 1； A 物料橫斷面積; A = 0.1240 ㎡ n?帶速，n=2m/s； r?物料松散密度，r=900kg/㎡ 因為 Q?＞Q，故能滿足輸送量要求。  （2.4） 2.4.5 每米輸送機上物料的質量 由上式（2.1）可推出每米輸送機上物料的單位質量為： q = Q 3.6n = 600 3.6 ′ 2 = 83.33(kg / m) （2.5） 0 0 每米輸送機上托輥轉動重量，查《新型帶式輸送機設計手冊》表 8-23 得槽形托輥組轉動質量m = 24kg ，取上托輥間距a = 1.50m ；[5] 每米輸送機下托輥轉動局部分量，查《新型帶式輸送機設計手冊》表 8.12 得平形下托輥組轉動質量mu = 19kg ，取下托輥間距au = 3.0m ；[5] 每米輸送機上緩沖托輥轉動分量，查《運輸機械設計選用手冊》表 2.45 得 3 3 m = 27.7kg ，間距可設為a = 0.420m ；[2] 在機頭部需設過渡托輥，質量為m4 ，查《運輸機械設計選用手冊》表 2.44 [2] 得m4 = 21.3kg 。 經上驗算選帶寬為 1000mm，初選輸送帶為阻燃抗靜電 NN-150 型號，查《運輸機械設計選用手冊》表 1-6 ， 可選材料為錦綸帆布。查表可得扯斷強度 d = 150N m×層；每層厚度為1.10 mm ，每層重量為1.15kg/m ；參考力伸長率1.5 ～ 2 ％，帶寬領域300 ～ 2000mm ；層數范圍2 ～ 6 層；籠罩膠厚，上膠厚3.0mm ； 下膠厚1.5mm ；每毫米厚膠料重量1.19kg/mm 。 2.4.6 輸送帶厚度 輸送帶厚度=布層數×每層厚度(mm)+上膠厚(mm)+ 下膠厚(mm) = 3′1.10 + 3.0 +1.5 = 7.80(mm)  （2.6） 查《運輸機械設計選用手冊》表 1-13 可知帆布輸送帶單位質量 qB = 8.03kg/m ； 重段單位長度上散布的托輥旋轉質量為： 0 q = m0 a0 = 24 = 16(k g / m) 1.5 （2.7） 空段單位長度上分布的托輥旋轉質量為： u q = mu ?u = 19 = 6.33(k g / m) 3.0 （2.8） 單位長度上散布緩沖托輥旋轉質量為： 2.5 牽引力的計算 q = m3 = 3 a3 27.7 0.420 = 65.95(k g / m) （2.9） 本機長為1000m ，牽引力的計算可查《礦山運輸機械》按下式計算： p = [(q + 2qB )+ q0 + qu ]Lgw + q H g+ WT1 + WT 2 （2.10） 對長距離的帶式輸送機（ 80 m 以上），附加阻力小于主要阻力，采納將主要阻力乘以一個大于1的系數計入附加阻力的計算，不會呈現(xiàn)很大誤差，以簡化運轉阻力的計算。為此引入一個系數C 。故本機可簡化為: 承載段 P = C[(q + 2qB )+ q0 + qu ]Lgw P = C[(q + 2qB )+ q0 + qu ]Lgw =1.17′[(83.55 + 2′8.03)+16 + 6.33]′1000′9.8′0.03 = 41944.9212(N) （2.11） 式中 P 驅動滾筒上所需的牽引力， N ； C 附加阻力系數，查《礦山運輸機械》表 4-18，當輸送長度為 1000 m 時， C =1.17 ； q -----單位長度輸送帶上的物料量， q = 83.55kg/m ； qB -----單位長度輸送帶的質量， qB = 8.03kg/m ； qu -----空段單位長度上散布的托輥旋轉質量， qu = 6.33kg/m ； q0 -----承載段單位長度上散布的托輥旋轉質量， q0 = 16kg / m ； L 輸送機長度， L = 1000m ； g 重力加速度， g = 9.8m/s 2 ； w -----輸送帶在托輥上運轉的阻力系數。查《礦山運輸機械》表 4-17， w = 0.03 。 空載段  P￠ = C[2qB + q0 + qu ]Lgw￠  （2.12） 則 P￠ = C[2qB + q0 + qu ]Lgw￠ =1.17′[2′8.03 +16 + 6.33]′1000′9.8′0.025 = 11004.4935(N) 式中 P￠?驅動滾筒上的牽引力， N ； C 計入附加阻力系數，可查《礦山運輸機械》表 4-18 知，當輸送長度 為 1000 m 時， C =1.17 ； qB -----單位長度輸送帶的質量， qB = 8.03kg/m ； qu -----空段單位長度上分布的托輥旋轉質量qu = 6.33kg/m ； q0 -----承載段單位長度上分布的托輥旋轉部分的質量q0 = 16kg/m ； L 輸送機長度， L = 1000m ； g 重力加速度， g = 9.8m/s 2 ； w￠ -----輸送帶在托輥上運行的阻力系數。查《礦山運輸機械》表 4-17， w￠ = 0.025 。 2.5.1 輸送帶各點張力的計算 輸送帶作為帶式輸送機的牽引部件，在接受為抑制輸送帶運轉阻力的同時， 因為可伸縮帶式輸送機是靠滾筒與輸送帶之間的摩擦力傳遞引力，它的張力還要滿足滾筒摩擦力的須要。除此之外，為避免輸送帶在兩托輥之間有過大的垂度， 輸送帶的張力還要滿足它的垂度不跨越規(guī)定值的需求。[7] 輸送帶作為牽引部件，它的張力是變更的，需要用逐點法求它在各點的張力。采納逐點法求各點張力，如圖 2-1 是輸送帶全體規(guī)劃各點受力狀況，按照各 點的受力情況： 圖 2.2 可伸縮帶式輸送機工作系統(tǒng)圖 1） 計算輸送帶各段的阻力 按所給定條件，如圖 2-1 所示。各段運轉阻力計算如下： W6-7 = (qB + qu )gL6-7w￠ = (8.03 + 6.33)′9.8′571.242′ 0.025 = 2009.74(N) W8-9 = (q + qB + q0 )L8-9 gw = (55.56 +16 + 8.03)′ 600 ′ 0.03′ 9.8 = 14039.676(N) W10-11 = (qB + qu )L10-11gw￠ = (8.03 + 6.33)′ 3.17 ′ 9.8′ 0.025 = 111.53(N) 式中 Wm-n 各段阻力， N ； Lm-n 各段輸送長度， m ； q -----單位長度輸送帶上裝運的物料量， q = 55.56kg/m ； qB -----單位長度輸送帶的質量， qB = 8.03kg/m ； q0 -----承載段單位長度上散布的托輥旋轉質量， q0 = 16kg/m ； qu -----空段單位長度上散布的托輥旋轉質量， qu = 6.33kg/m ； w -----輸送帶在托輥上運行的阻力系數。查《礦山運輸機械》表 4-17， w = 0.03 ； w￠ -----輸送帶在托輥上運行的阻力系數。查《礦山運輸機械》表 4-17， w￠ = 0.025 。 2） 輸送帶各點的張力計算依逐點計算法得： S2 + S3 = 2S1 S3 = 1.05S2 S2 = 0.98S1 S3 = 1.02S1 S4 = 1.05S3 = 1.08S1 S5 = 1.05S4 = 1.134S1 S6 = 1.05S5 = 1.191S1 S7 = S6 + W6-7 = 1.191S1 + 2009.74 S8 = 1.05S7 = 1.251S1 + 2110.227 S9 = S8 + W8-9 = 1.251S1 +16149.903 S10 = 1.05S9 = 1.31S1 +16957.398 S11 = S10 + W10-11 = 1.31S1 +17068.93  （2.13） 本機為雙滾筒驅動，初取圍包角a = 400 °，因為驅動滾筒為膠面，采區(qū)空氣濕潤取 m = 0.2 ，摩擦力備用系數取n = 1.2 ，查《礦山運輸機械》Ⅱ表 3-27 得 ema = 4.04 。 按摩擦牽引條件：  ? ema -1? S11 = S1 ?1 + è 則聯(lián)立式（2-9）與式（2-10）得： 1.2 ÷ = 3.53S1 ? （2.14） S1 = 7688.7 (N) S11 = 27141(N) S2 = 0.98S1 = 7534.926(N) 按空段輸送帶最大允許垂度的要求，空段最小張力點應小于上式之值為： Smin ￠ = 5q Lu g = 5′ 8.03′ 3.0 ′ 9.8 = 1180.41(N)  （2.15） B 則取最小張力點為： Smin = MAX{S2  , Smin ￠}= MAX{7534.926,1180.41}= 7534.926(N)  （2.16） 令S2 = 7534.926(N)，以此為準，按上列各點張力的關系式求各點張力得： S 3= 7919.361(N) S4 = 8303.796(N) S5 = 8718.89(N) S6 = 9157.24(N) S7 = 11166.98(N) S8 = 11725.329(N) S9 = 25768.4667(N) S10 = 27029.595(N) 2.6 膠帶層數的計算 查《礦山運輸機械》Ⅱ有下式 Z = SMax ′ m Bs  （2.17） 則 Z = SMax ′ m = 27030 ′10 = 1.802(層) ? 2(層) ?  （2.18） Bs 1000 ′150 式中 Z 輸送帶帆布層數； SM a 膠帶的最大張力， SMax = 27030N ； m 輸送帶安全系數， m 一般取7 ～12，取m = 10 ； B -----輸送帶帶寬， B = 1000mm ； o -----一厘米帶寬的帆布拉斷力，s = 150 N mm ×層。可知選帶層為三層織物的尼龍帶合適[11] 第 3 章 帶式輸送機滾筒設計計算 3.1 直徑的確定 驅動方式分，傳動滾筒有： 1、 外驅動式，即驅動設施放在傳動滾筒外，減速器間接同傳動滾筒相聯(lián)。本設計選用此種構造。 2、 內驅動式，行將驅動設施放在傳動滾筒內，此種措施又叫做電動滾筒。假如只將減速器裝進滾筒內，稱做齒輪滾筒，或稱外裝式減速滾筒，適宜大功率帶式輸送機。 按外形分： 1、人字形滾筒。用鋼板焊接成，中間局部筒直徑大于兩邊筒直徑幾毫米， 目標是避免輸送帶跑偏。 2、片式滾筒。滾筒由很多葉片組成，便于打掃輸送帶，又稱為自清掃滾筒。假如將葉片改作圓鋼棒，稱為棒式滾筒。 3、槽膠面滾筒。滾筒的護面開上菱形、直線形、環(huán)形則分別稱為菱形護面、直線形護面、環(huán)形護面等各種形狀的滾筒 輸送帶的蜿蜒疲勞極限與滾筒直徑成反比，滾筒直徑越大越有利，依帆布層厚度而定。[5] 查《新型帶式輸送機手冊》有滾筒直徑表達式： D = Cf Zt （3.1） 式中 D 滾筒直徑， mm ； C f 滾筒因子，查《新型帶式輸送機設計手冊》表 6-28， C f Z 帆布層數， Z = 2 ； t 每層芯厚度， t = 1.10mm 。 則  = 100 ； D = Cf Z = 100 ′ 2 ′1.10 = 220(mm) 查《新型帶式輸送機設計手冊》表 10-2，可知當 B =1000mm （3.2） 時，傳動滾筒 直徑在500 ～1000 mm 之間，故滾筒直徑符合要求。查《新型帶式輸送機設計手 冊》表 10-4，可取主滾筒直徑為 D = 500mm ，軸承號為 3520。同理，查《新型帶式輸送機設計手冊》表 10-8，可取卸載滾筒直徑為 D = 400mm ，機尾滾筒為D = 320mm 。 3.2 傳動滾筒的直徑驗算 經試驗數據可知，傳動滾筒的摩擦系數與膠帶和滾筒之間的壓力有很大關系，在壓力較大的區(qū)域摩擦系數隨壓力的增大而減小，所以傳動滾筒的直徑應按均勻壓力進行驗算。 [ p] = 360 p BDpam 式中： [ p]——膠帶與滾筒之間的平均壓力，對于織物芯，膠帶推薦不大于0.4N/mm3 B——帶寬，已知B＝800mm D——傳動滾筒直徑，500mm a ——膠帶在滾筒上的圍包角，2350 p——傳動滾筒牽引力，p＝21921N 所以 [ p] = ＝  360 p BDpam 360 ′ 21921 800 ′ 500 ′ 3.14′ 235′ 0.25 ＝0.107N / mm2 < 0.4N / mm2 因此傳動滾筒直徑 D 合格。 第 4 章 托輥的設計計算 4.1 托輥的作用與類型 （一）作用 托輥是決議帶式輸送機的運用成果，是影響輸送帶使用壽命的重要部件之一。對托輥的基本要求是：構造正當，密封裝置防塵性能和防水功能好。軸承要求良好的光滑，回轉阻力系數小，制作成本低，托輥表面必需潤滑等。輸送帶和托輥所受承載的大小與性質是由托輥組的結構決定的。 支承托輥的作用是承載輸送帶及帶上的物料，減小帶條的垂度，保證帶條安穩(wěn)運轉，在有載分支構成槽形斷面，能夠增大運輸量和避免物料向兩側撒漏。一臺輸送機的托輥數量很多，托輥質量的好壞對輸送機的運轉阻力、輸送帶的壽命等影響很大。 （二）類型 托輥可分為槽形托輥、平行托輥、緩沖托輥和調心托輥等； 圖 4.1 槽形托輥 槽形托輥(圖 5-3)用于輸送散粒物料的帶式輸送機上，能使輸送帶構成槽形，以便增大輸送才能和避免兩邊物料的掉落。目前國內 DT Ⅱ系列由三個托輥 組成的槽形托輥槽角l 為350 或450 ，增大槽角可增大載貨量，但膠帶彎折，影響輸送帶的使用壽命。為升高膠帶邊沿的附加力，在傳動滾筒與第一組槽形托輥之間可采取槽角為100 、200 、300 的過渡托輥使膠帶逐漸成槽。 平形托輥由一個平直的輥子形成，用于輸送件貨。其結構簡圖如下： 圖 4.2 平行托輥 緩沖托輥用于帶式輸送機的受料處，以便縮小物料對輸送帶的沖擊，有橡膠圈式和彈簧板式等。其結構簡圖如下： 圖 4.3 緩沖托輥 a) 橡膠圈式 b)彈簧板式 調心托輥用來調整輸送帶的橫向地位，使它堅持正常運轉。 托輥直徑與帶寬、物料松散密度和帶速有關。隨著這些參數的增大，托輥直徑也要增大。帶式輸送機最常用的是由剛性的、定軸式的三節(jié)托輥組成的槽形托輥。 通常帶式輸送機的槽角為300 ，假如槽角由200 增大到300 ，則在同樣帶寬條件下 物料橫斷面積增大 20％，運輸量可進步 13％，帶式輸送機的無載分支常采納平形托輥。帶式輸送機的裝載處由于物料對托輥的沖擊，常采用緩沖托輥組。 托輥密封構造的好壞影響托輥阻力系數的大小和托輥的使用壽命。托輥的轉動阻力不光與速度、軸承及其密封有關，并且與潤滑油的抉擇也有很大關系。[8] 4.2 托輥的計算 選用托輥直徑 f = 108mm ； L = 1.2m ； L = 3m ； l = 35° ； q' = 18.4kg/m ； s x q'' = 5.7kg/m 式中： q' —承載每組托輥轉動質量； q'' —回程每組托輥轉動質量； q' 18.4 L qRO = = s 1.2 = 15.3kg/m （4.1） q'' 5.7 L qRU = = x = 1.9kg/m 3 （4.2） qRO —承載托輥每米長度轉動質量； qRU —回程托輥每米長度轉動質量； w = V R = 3.15 0.108 / 2 = 58.3 （4.3） 托輥轉速 4.2.1 輥子載荷計算 w n = 2p = 58.3′ 60 = 557r / min 2′ 3.14 （4.4） 靜載荷計算 p0 = e ′ a0 ′ (Q + q n B ) ′ 9.8 （4.5） = 0.8 ′1.2 ′ ( 700 + 24.3) ′ 9.8 3.15 = 2319 N 式中： p0 —承載托輥靜載荷，N ； a0 —承載托輥間距，m ； e —輥子載荷系數，取 0.8 ； v —帶速，m/s ； qB —每米輸送帶質量，kg/m ； Q —輸送能力，kg/s。 回程分支托輥： pu = e ′ au ′ qB ′ 9.8 = 8′ 3′19.81′ 9.8 = 466 N 式中： pu —回程托輥靜載荷，N ； au —回程托輥間距，m。動載荷計算公式為： 承載分支 p0￠ = p0 ′ fs ′ fd ′ fa u u s a 回程分支 p ￠ = p ′ f ′ f p ' 式中： 0 —承載托輥動載荷，N ； pu￠ —回程托輥動載荷，N ； f s —運行系數，取 1.1 ； f d —沖擊系數，取 1.14 ； f a —工況系數，取 1.0 ； p 0 ' = 2319 ′1.1′1.14 ′1.0 = 2908N ； p u ' = 466 ′1.1′1.0 = 513N 。 根據以上數據確定輥長 465 mm；輥徑 108 mm； 4.2.2 托輥的額定負荷 托輥的實際負荷按以下公式計算： IQ = (qB + qG )ga0 K1 K2 K3 K4  （4.6） 式中： IQ —托輥的實際負荷，KN； B B qB —輸送帶單位長度質量， q = 19.81kg/m2 ； qG —物料單位長度質量， q = 61.73kg/m2 ； g —重力加速度， m/s2 ； a0 —托輥間距， m ； K1 —系數，依據物料塊度選擇， K1 = 1.0 ~ 1.4 ，取 K = 1.1； K 2 —系數，依據環(huán)境干濕程度選擇， K2 = 1.0 ~ 1.15，取 K = 1.0 ； K3 —系數，依據工作時間長短選擇， K3 = 0.8 ~ 1.2 ，取 K3 = 1.0 ； K 4 —系數，依據帶速快慢選擇， K = 0.8 ~ 1.06 ，取 K4 = 1.0 ； 將以上各值代入公式（4-1）得： IQ = (qB + qG )ga0 K1 K2 K3 K4 = (19.81 + 61.73) ′ 9.8 ′1.2 ′1.1′1.0 ′1.0 ′1.0 = 1054KN 表 4.1 I Q 值 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 根據表 4-1 帶寬 B = 1000 mm 時， IQ = 4000 KN，滿足條件。 第 5 章 拉緊裝置的設計 5.1 拉緊裝置的作用 帶式輸送機的正常運行必需使輸送帶具備一定的張緊力，提供張緊力的設施就是拉緊裝置。所謂“拉緊”，具備吸收輸送帶伸長和為輸送帶提供張緊力兩層含義。個別的輸送機拉緊裝置作用如下： 1） 保障輸送帶在傳動滾筒分離點具備足夠的張力，以滿足傳動滾筒的摩擦傳動要求； 2） 保障輸送帶最小張力點的張力，以滿足輸送帶的垂度限度條件； 3） 滿足輸送帶動張力惹起的彈性伸長要求的拉緊行程； 4） 補救輸送帶的永恒伸長； 5） 為輸送帶接頭提供必要的行程。 關于長距離、高張力的輸送機須要思索在差別的工作形態(tài)提供不同的張緊力，以進步輸送帶的使用壽命。在輸送機的起動、制動時為保障起動、制能源的傳遞所需求的張緊力差異。輸送帶的張力散布也不相同，需求思考在這兩種工況下滿足輸送帶的垂度條件所需要的張緊力也相應增大。所以要求在起動、制動過程中要有大于運行時的張緊力。這就要求拉緊裝置在差異的工況下可以提供相應的張緊力。[9] 5.2 拉緊裝置布置時應遵循的原則 帶式輸送機拉緊裝置的位置的正當安置，對輸送機正常運行、啟動和制動， 以及拉緊裝置的設計、性能及資本的影響都非常大，普通情況下拉緊裝置的布置應遵照以下準則： ① .為降低拉緊裝置的資本，使其張緊力最小，個別張緊裝置盡可能安置在輸送帶張力最小處。 ② .長運距水平輸送機和坡度在 5％以下的傾斜輸送機，拉緊裝置通常安置在驅動滾筒的空載側（張力最小處）。 ③ .距離較短的輸送機和坡度在 6％以上的傾斜輸送機拉緊裝置一般安置在輸送機機尾，并盡可能將輸送機局部滾筒作拉緊滾筒。 ④.拉緊裝置的布置位置還要考慮輸送機的詳細安裝布置形式，使拉緊裝置 便于安裝、保護。 5.3 拉緊裝置的種類及特點 ⑴ 螺旋式拉緊裝置 螺旋式拉緊裝置如圖所示，拉緊滾筒的軸承座安裝在帶有螺母的滑動架上， 滑動架可在尾架的導軌上挪動。它運用人力旋轉螺桿來調理輸送帶的張力。螺旋式拉緊裝置的構造簡略緊湊，然而拉緊力的大小不容易把握，工作過程中不能堅持恒定。一般用于機長小于 100m，功率較小的輸送機上，可按機長的1% ~ 1.5% 選取拉緊行程。 圖 5.1 螺旋式拉緊裝置 1-螺桿 2-滾筒 3-機架 4-可移動的滾筒軸承座 根據 DT Ⅱ系列，其拉緊行程分為 500 ㎜、800 ㎜、1000 ㎜三種，許用的最大拉緊力見表 表 5.1 螺旋拉緊裝置的最大拉緊力 帶寬（mm） 500 650 800 1000 1200 1400 最大拉緊力（kN） 9 16 24 38 54 75 ⑵ 小車重錘式拉緊裝置 小車重錘式拉緊裝置構造原理如圖所示，其拉緊滾筒固定在小車上，經過重錘的重力牽引小車，從而抵達張緊輸送帶的作用。它的構造也較簡略，可堅持恒定的拉緊力，其大小決定于重錘的分量。小車重錘式拉緊裝置外形尺寸大、占地多、質量大，適用于長度、功率較大的輸送機，尤其是歪斜輸送機上。 圖 5.2 小車重錘式張緊裝置 1-重錘 2-小車 3-滑輪組 4-絞車 ⑶ 直式拉緊裝置 垂直式拉緊裝置是運用重錘重力，使拉緊滾筒沿垂直導軌挪動發(fā)生拉緊力。它能保障輸送帶在各種運動外形下有恒定的牽引力，能夠主動補償輸送帶的伸長，適用于長距離固定式帶式輸送機。其缺陷是需要有足夠的空間擱置拉緊滾筒、重錘和要保障拉緊所需要的行程，因此在空間受限的條件下無奈運用。 ⑷ 繩絞筒式拉緊裝置 運用鋼繩纏繞在絞筒上，將輸送帶拉緊。個別絞筒都是通過蝸輪減速器來帶動。[10] 第 6 章 輸送機傳動裝置的設計 帶式輸送機的負載是一種典型的恒轉矩負載，并且不可避免地要帶負荷起動和制動。電動機的起動個性與負載的起動要求不相適應在帶式輸送機上比較突出，一方面為了保障須要的起動力矩，電機起動時的電流要比額外運行時的電流大 6～7 倍，要保證電動機不因電流的沖擊過熱而燒壞，電網不因大電流使電壓過火降低，這就要求電動機的起動要盡量快，即升高轉子的加速度，使起動進程不超越 3～5s。驅動裝置是整個皮帶輸送機的能源起源，它由電動機、偶合器， 減速器 、聯(lián)軸器、傳動滾筒組成。驅動滾筒由一臺或兩臺電機經過各自的聯(lián)軸器、減速器、和鏈式聯(lián)軸器傳遞轉矩給傳動滾筒。 減速器有二級、三級及多級齒輪加速器，第一級為直齒圓錐齒輪減速傳動， 第二、三級為斜齒圓柱齒輪降速傳動，銜接電機和減速器的連軸器有兩種，一是彈性聯(lián)軸器，一種是液力聯(lián)軸器。為此，減速器的錐齒輪也有兩種；用彈性聯(lián)軸器時，用第一種錐齒輪，軸頭為平鍵連接；用液力偶合器時，用第二種錐齒輪， 軸頭為花鍵齒輪銜接。 傳動滾筒采納焊接構造，主軸承采用調心軸承，傳動滾筒的機架與電機、減速器的機架均安裝在固定大底座下面，電動機可安裝在機頭任一側。[5] 6.1 電機的選擇 查《新型帶式輸送機設計手冊》所需功率為： P = Pn 0 1000 = 19390.1526′ 2 = 38.78(KW) 1000 （6.1） 式中 P0 電動機所需功率， KW ； P -----驅動滾筒上所需的牽引力（圓周力）， P = 19390.1526KW ； n -----帶速，n = 2m/s ； 電動機計算功率 PM 為： PM = K1K2 P0 = 1.4 ′1′ 38.78 = 54.29(KW) （6.2） 式中 P0 -----電動機所需軸功率， P0 = 38.78 KW ； K1 -----電動機功率系數，一般取 K1 = 1.25 ～1.4 ，取 K1 = 1.4 ； K 2 -----電動機起動系數，一般情況選取 K2 = 1。 查佳木斯電機股份有限公司《JEM》選型手冊，可選用 2 臺 YBS-40-4 型隔爆電機，傳動方法為雙電機傳動