皮帶輸送機的設計

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1、 皮帶輸送機 摘要 帶式輸送機是煤礦最理想的高效連續(xù)運輸設備，與其他運輸設備相比，不僅具有長距離、大運量、連續(xù)輸送等優(yōu)點，而且運行可靠,易于實現(xiàn)自動化、集中化控制,特別是對高產(chǎn)高效礦井，帶式輸送機已成為煤炭高效開采機電一體化技術與裝備的關鍵設備。本文從膠帶輸送機的傳動原理出發(fā)利用逐點計算法，對皮帶輸送機的張力進行計算。將以經(jīng)濟、可靠、維修方便為出發(fā)點，對皮帶輸送機進行設計計算，并根據(jù)計算數(shù)據(jù)對驅動裝置、托輥、滾筒、輸送帶、減速器、拉進裝置以及其他輔助裝置進行了優(yōu)化性選型設計。張緊系統(tǒng)采用先進的液控張緊裝置，即流行的液壓自動拉進系統(tǒng)。 關鍵詞：皮帶輸送機;設計;拉緊裝置

2、 ABSTRACT The drive installment adopts the advanced hydraulic soft drive system and hydraulic pull automatic system.Belt conveyor is the most ideal efficient coal for transport equipment, and other transport equipment, not only has compared long-distance large-capacity, continuo

3、us conveying wait for an advantage, and reliable operation, easy to realize automation, centralized control, especially for high yield and high efficiency mine, belt conveyor has become coal high-efficient exploitation mechatronics technology and equipment the key equipment. Key Words: Belt conv

4、eyor;Design;Tensioning device 目 錄 1 緒論 1 2 帶式輸送機的概述 2 2.1 帶式輸送機的應用 2 2.2 帶式輸送機的分類 2 2.3 帶式輸送機的發(fā)展狀況 3 2.4 帶式輸送機的工作原理 3 3 帶式輸送機的設計計算 5 3.1 已知帶式輸送機的原始數(shù)據(jù) 5 3.2 帶式輸送機的計算 5 3.2.1 輸送帶寬度的計算 5 3.2.2 張力的逐點計算 6 3.2.3 功率的計算 8 3.2.4 膠帶核算 8 3.2.5 允許垂直核算 8 3

5、.2.6 車式拉緊裝置重錘重量計算 9 4 減速器的設計計算 11 4.1 減速箱的工作原理 11 4.2 計算總傳動比及分配各級的傳動比 12 4.3 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 13 4.3.1 計算各軸轉速 13 4.3.2 計算各軸的功率 13 4.3.3 計算各軸扭矩 13 4.4 齒輪的各項參數(shù)計算 14 4.4.1 選擇齒輪材料及精度等級 14 4.4.2 按齒面接觸疲勞強度設計 14 4.4.3 轉矩T1 14 4.4.4 載荷系數(shù)k 14 4.4.5 許用接觸應力 15 4.4.6 校核齒根彎曲疲勞強度 15 4.4.7 齒形系數(shù)YFa和應力修正系

6、數(shù)YSa 15 4.4.8 許用彎曲應力[σF] 15 4.4.9 計算齒輪傳動的中心矩 16 4.4.10 計算齒輪的圓周速度 16 4.5 從動軸的設計計算 17 4.5.1 軸的材料 17 4.5.2 按扭轉強度計算最小直徑 18 4.5.3 軸的結構設計 18 4.5.4 確定軸各段直徑和長度 18 4.5.5 確定各段軸的長度 19 4.6 從動軸校核軸受力圖 19 4.6.1 軸的空間受力 19 4.6.2 垂直面受力 20 4.6.3 F力在支點所產(chǎn)生的反力 20 4.6.4 合成彎距 20 4.6.5 計算危險截面的直徑 21 5 輸送帶部件的

7、選用 22 5.1 輸送帶 22 5.2 傳動滾筒 23 5.3 托輥 23 5.3.1 托輥的選型 23 5.3.2 托輥的校核 25 5.4 制動裝置 26 5.5 改向裝置 27 5.6 拉緊裝置 27 5.6.1拉緊裝置的作用 27 5.6.2張緊裝置在使用中應滿足的要求 27 6 其他部件的選用 28 6.1 機架與中間架 28 6.2 卸料裝置 29 6.3 清掃裝置 29 6.4 頭部漏斗 30 6.5 電氣及安全保護裝置 30 7 總結 31 參考文獻 32 致謝 33 附錄 33 1 緒論 帶式輸送機是連續(xù)運行的運

8、輸設備，在冶金、采礦、動力、建材等重工業(yè)部門及交通運輸部門中主要用來運送大量散狀貨物，如礦石、煤、砂等粉、塊狀物和包裝好的成件物品。帶式輸送機是煤礦最理想的高效連續(xù)運輸設備，與其他運輸設備相比，不僅具有長距離、大運量、連續(xù)輸送等優(yōu)點，而且運行可靠,易于實現(xiàn)自動化、集中化控制,特別是對高產(chǎn)高效礦井，帶式輸送機已成為煤炭高效開采機電一體化技術與裝備的關鍵設備。特別是近10年，長距離、大運量、高速度的帶式輸送機的出現(xiàn)，使其在礦山建設的井下巷道、礦井地表運輸系統(tǒng)及露天采礦場、選礦廠中的應用又得到進一步推廣。 選擇帶式輸送機這種通用機械的設計作為畢業(yè)設計的選題，能培養(yǎng)我們獨立解決工程實際問題的能力，通

9、過這次畢業(yè)設計是對所學基本理論和專業(yè)知識的一次綜合運用，也使我們的設計、計算和繪圖能力都得到了全面的訓練。 已知原始數(shù)據(jù)和工作條件： 1.帶式輸送機 L=250M； 2輸送物料：煤，粒度0-100毫米，γ=0.6t/m ，動堆積角p=35； 3輸送量：Q=800噸/時； 4 工作環(huán)境：露天; 5 尾部給料，導料槽長3M。頭部有彈簧清掃器，尾部有空段清掃器。 2 帶式輸送機的概述 2.1 帶式輸送機的應用 帶式輸送機是連續(xù)運輸機的一種，連續(xù)運輸機是固定式或運移式起重運輸機中主要類型之一，其運輸特點是形成裝載點到裝載點之間的連續(xù)物料

10、流，靠連續(xù)物料流的整體運動來完成物流從裝載點到卸載點的輸送。在工業(yè)、農(nóng)業(yè)、交通等各企業(yè)中，連續(xù)運輸機是生產(chǎn)過程中組成有節(jié)奏的流水作業(yè)運輸線不可缺少的組成部分。 連續(xù)運輸機可分為： （1）具有撓性牽引物件的輸送機，如帶式輸送機，板式輸送機，刮板輸送機，斗式輸送機、自動扶梯及架空索道等； （2）不具有撓性牽引物件的輸送機，如螺旋輸送機、振動輸送機等； （3）管道輸送機(流體輸送)，如氣力輸送裝置和液力輸送管道。 其中帶輸送機是連續(xù)運輸機中是使用最廣泛的，帶式輸送機運行可靠，輸送量大，輸送距離長，維護簡便，適應于冶金煤炭，機械電力，輕工，建材，糧食等各個部門。 2.2 帶式輸送機的

11、分類 帶式輸送機分類方法有多種，按運輸物料的輸送帶結構可分成兩類，一類是普通型帶式輸送機，這類帶式輸送機在輸送帶運輸物料的過程中，上帶呈槽形，下帶呈平形，輸送帶有托輥托起，輸送帶外表幾何形狀均為平面；另外一類是特種結構的帶式輸送機，各有各的輸送特點。其簡介如下： 2.3 帶式輸送機的發(fā)展狀況 目前帶式輸送機已廣泛應用于國民經(jīng)經(jīng)濟各個部門，近年來在露天礦和地下礦的聯(lián)合運輸系統(tǒng)中帶式輸送機又成為重要的組成部分。主要有：鋼繩芯帶式輸送機、鋼繩牽引膠帶輸送機和排棄場的連續(xù)輸送設施等。 這些輸送機的特點是輸送能力大(可達30000t/h)，適用范圍廣(可運送礦石，煤炭，巖石和各種粉狀

12、物料，特定條件下也可以運人)，安全可靠，自動化程度高，設備維護檢修容易，爬坡能力大(可達16)，經(jīng)營費用低，由于縮短運輸距離可節(jié)省基建投資。 目前，帶式輸送機的發(fā)展趨勢是：大運輸能力、大帶寬、大傾角、增加單機長度和水平轉彎，合理使用膠帶張力，降低物料輸送能耗，清理膠帶的最佳方法等。 2.4 帶式輸送機的工作原理 帶式輸送機又稱膠帶運輸機，其主要部件是輸送帶，亦稱為膠帶，輸送帶兼作牽引機構和承載機構。帶式輸送機組成及工作原理如圖2-1所示，它主要包括一下幾個部分：輸送帶(通常稱為膠帶)、托輥及中間架、滾筒拉緊裝置、制動裝置、清掃裝置和卸料裝置等。 圖2-1 帶式輸送機簡圖 1-

13、張緊裝置 2-裝料裝置 3-犁形卸料器 4-槽形托輥 5-輸送帶 6-機架 7-動滾筒 8-卸料器 9-清掃裝置 10-平行托輥 11-空段清掃器 12-清掃器 輸送帶1繞經(jīng)傳動滾筒2和機尾換向滾筒3形成一個無極的環(huán)形帶。輸送帶的上、下兩部分都支承在托輥上。拉緊裝置5給輸送帶以正常運轉所需要的拉緊力。工作時，傳動滾筒通過它和輸送帶之間的摩擦力帶動輸送帶運行。物料從裝載點裝到輸送帶上，形成連續(xù)運動的物流，在卸載點卸載。一般物料是裝載到上帶(承載段)的上面，在機頭滾筒(在此，即是傳動滾筒)卸載，利用專門的卸載裝置也可在

14、中間卸載。 3 帶式輸送機的設計計算 3.1 已知帶式輸送機的原始數(shù)據(jù) 1.帶式輸送機 L=250m； 2輸送物料：煤，粒度0-100mm，γ=0.6t/m，動堆積角p=35； 3輸送量：Q=800KN/h； 4 工作環(huán)境：露天; 5 尾部給料，導料槽長3M。頭部有彈簧清掃器，尾部有空段清掃器。 3.2 帶式輸送機的計算 3.2.1輸送帶寬度的計算 根據(jù) B=Q/kγvcξ 已知Q=800KN/h，γ=0.6KN/M3。 選取帶速v=3.15M/

15、S； 得k=470； 得c=1.0； 得p=30=0.94. 得：M， 選取B=1000mm的膠帶，滿足塊度要求。 表3-1 各種帶寬適用的最大塊度(mm) 帶寬 00 650 800 1000 1200 1400 1600 最大塊度 00 150 200 300 350 350 350 3.2.2 張力的逐點計算 設帶式輸送機各點的張力，各點張力關系如下： S2=S1+W1 (3-1) S3=K1S2

16、 (3-2) S4=S3+W2+S3 (3-3) S5=K2’S4

17、 (3-4) S6=K3’S5 (3-5) Sn=S6+W4+W5+W6

18、 (3-6) 彈簧清掃器阻力： W1=(70100)B=1001.0=100N 代入（3-1）得： S2=S1+100 查表2-3-20，改向滾筒阻力系數(shù)K1’=1.02 代入（3-2）得： S3=1.02(S1+100)=1.02S1+102 空載段運行阻力： W2=(q0+q”)LhW” Z=5.8.取Z=5； 取上下膠層厚（3+1.5）mm； q0=13.25N/M， G”=17N，下托輥間距l(xiāng)0’=3M 所以

19、，得： q”=G”l0’=17/4=4.25N/M w”=0.035。 代入上式得： W2=(13.25+4.25)2500.0.035=153N 空段清掃器阻力： W3=20B=201.0=20N 代入（3-3）得： S4=1.02S1+102+153+20=1.02S1 滾筒阻力系數(shù)K2’=1.02. 代入（3-4）得： S5=1.02(1.02S1+275)=1.04S1+280.5 查表2-3-20，改向滾筒阻力系數(shù)K3’=1.04 代入（3-5）得S6=1.04(1.04S1+280.5)=1.08S1+295 導料槽阻力： W4=(1.6BY+7)l

20、=(1.610.6＋7)3=23.9N 物料加速阻力： W5=qv/2g 因為 q=Q/3.6V=800/3.63.15=71N/M 所以 W5=713.15/210=35N 承載段運行阻力：W6=（q+q0+q’）Lhw’ G’=17N； l0=1.2M， 故 q’=G’/l0 =17/1.2 =14.2N/M W’=0.04 故W6=(71+13.25+14.2)2500.04=985N 代入（3-6）得： Sn=1.08S1+292+23.9+35+985=1.08S1+1335.9 （3-7） 根據(jù)

21、式Sn=S1e 采用光面?zhèn)鲃訚L筒， a=200, =0.2 e=2.01 代入上式得： Sn=2.01S1 （3-8） 聯(lián)立（3-7）（3-8），則： 2.01S1=1.08S1+1335.9 0.93S1=1335.9 所以S1=1335.9/0.93=1436N Sn=2.01S1 =2.011436 =2887N 3.2.3功率的計算 傳動滾筒軸功率為： N0=(Sn-S1)v/102 =(2887-1436) 3.15/102 =44.8 電動機功率為N=KN0/η 其中K=1.

22、4, η=0.90 所以N=70.0Kw 應選JO2—92—4電動機，額定功率為75Kw 3.2.4膠帶核算 求得膠帶最大張力為2887N，當B=1000mm，Z=5層時，膠帶的最大允許張力為3110N，所以滿足最大張力要求。 3.2.5允許垂直核算 承載段最小張力必須滿足： S≥5(q0-q)l0cosβ ≥5(13.25+71) 1.21=505.5 而承載段最小張力： S6=k3’S5 =1.04(1.04S1+280.5) =1.04(1.041436+280.5) =1844.9N S6＞S，故滿足要求。 3.2.6 車式拉緊裝置重錘重量計算 拉緊力：

23、 p0=S1+Si-1=S6+S5 =1844.9+1773.9 =3619N 重錘重量： G=(p0+0.04Gg[cosβ-Gksinβ]/ η1 =(3619+0.043941)/0.9 =4986N 負載起動時，電動機功率N≥NA+NB/kD λ才能滿足起動功率要求。 靜功率 NA=Pv/102η NB=0.0002Lv /η(q+2q0+q1)+K0GD q0=13.25q=71。已知v=3.15m/s，η=0.8，代入上式得 NA=14513.15/1020.90=49.79KW 動功率

24、 NB=0.0002Lv /η(q+2q0+q1)+K0GD 已知L=250M， q0=13.25， q=71N。K0=1.24，GD =5.533N/M 。 q1按下式計算： q1=q’+q”+ΣG0/L 已知q=14.2N/M， q”=4.25N/M； 選用傳動滾筒D=1000毫米，尾輪D=800毫米，曾面輪兩個，D=350mm， ΣG0=380+253+1522=937N。 將以上數(shù)據(jù)代入上式求q1 q1=14.2+4.25+937/250 =22.2NN/M 再將以上數(shù)據(jù)代入NB; NB=0.0002250

25、3.15 /0.9（71+213.25+23.2）+1.245.533 =72.69KW 取KD=0.9,查電動機技術數(shù)據(jù)表，λ=1.2 N=75，不大于NA+NB/K Dλ， 原選JO2—92—4電動機，額定功率為75Kw，小于負荷起動功率121Kw，故不能滿足負荷起動時的要求。試改選JO2—93—4電動機，額定功率100Kw，GD =6.437N/M ，λ=1.1 根據(jù)這些數(shù)據(jù)重新計算NB： NB=0.0022503.15 /0.9(71+213.25+22.2)+1.246.437 =74KW (NA+N

26、B)/KD λ=126KW 所以還是不能滿足，再選JS—115—4電動機， NB=0.0022503.15 /0.9(71+213.25+22.2)+1.2414=83.36KW (NA+NB)/KD λ=126KW JS—115—4電動機額定功率大于126Kw，所以滿足要求， 故選JS—115—4電動機，額定功率為135Kw，轉速1475轉/分。 4 減速器的設計計算 4.1 減速箱的工作原理 一級圓柱齒輪減速器是通過裝在箱體內的一對嚙合齒輪的轉動，動力從一軸傳至另一軸，實現(xiàn)減速的，如圖2-1齒輪減速器結構圖所示。動力由電動

27、機通過皮帶輪（圖中未畫出）傳送到齒輪軸，然后通過兩嚙合齒輪（小齒輪帶動大齒輪）傳送到軸，從而實現(xiàn)減速之目的。由于傳動比i = n1/n2 ，則從動軸的轉速n2= z1/z2n1。 減速器有兩條軸系——兩條裝配線，兩軸分別由滾動軸承支承在箱體上，采用過渡配合，有較好的同軸度，從而保證齒輪嚙合的穩(wěn)定性。端蓋嵌入箱體內，從而確定了軸和軸上零件的軸向位置。裝配時只要修磨調整環(huán)的厚度，就可使軸向間隙達到設計要求。 1 運動示意圖（圖4-1） 圖4-1 傳送裝置示意圖 （注：1 V形皮帶，2 滾筒，3﹑8 傳送帶，4﹑7 帶輪，5 減速器，6 電機） 工 圖4-2 傳動裝置

28、 4.2 計算總傳動比及分配各級的傳動比 4.2.1 總傳動比 i總=nd/nw=970/70=13.85 4.2.2 分配各級傳動比 （1）取齒輪i齒輪=5（單級減速器i=3~6之間取3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理，為減少系統(tǒng)誤差，取整數(shù)為宜） （2）∵i總=i齒輪i帶 ∴i帶=i總/i齒輪=13.85/5=2.77 4.3 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 4.3.1 計算各軸轉速 nI=n電動/ i帶=970/2.77=350r/min nII=nI/ i齒輪=350/5=70r/min nIII=nII =70r/min 4.3.2 計算各軸的功率

29、PI=Pdη帶 =6.250.96 =6KW PII=PIη齒輪軸承η齒輪 =60.990.97 =5.76KW PIII=PIIη齒輪軸承η聯(lián)軸器 =5.760.990.99 =5.64KW 4.3.3 計算各軸扭矩 Td = 9550Pd / n電動 = 95506.25/970 =61 N?mm TI=9550PI/nI =95506/350 =163.71N?mm TII=9550PII/nII =95505.76/70 =785.82?mm TIII=9550PIII/nIII =95505.64/70 =769.45N?

30、mm 4.4 齒輪的各項參數(shù)計算 已知傳動比i=3.29，主動軸轉速n=70r/min，傳動功率P=3.9KW 4.4.1 選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；選7級精度,齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm 4.4.2 按齒面接觸疲勞強度設計 由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 傳動比i齒=3.29 取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)： Z2=

31、iZ1=3.2920=66=70 實際傳動比I0=70/20=3.5 傳動比誤差：i-i0/I=3.5-3.29/3.29=0.06%<2.5% 可用 齒數(shù)比：u=i0=3.5 　　　取φd=0.9 4.4.3 轉矩T1 T1=9550P/n1=95503.65/970=37Nm 4.4.4 載荷系數(shù)k 取k=1 4.4.5 許用接觸應力 [σH]= σHlimZNT/SH得： [σHlim1]=625Mpa [σHlim2]=470Mpa 接

32、觸疲勞的壽命系數(shù)： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0 [σH1]=σHlim1ZNT1/SH=6250.92/1.0Mpa =575 [σH2]=σHlim2ZNT2/SH=4700.98/1.0Mpa =460 故得： d1≥766(kT1(u+1)/φdu[σH])1/3 =766[137(6+1)/0.96460]1/3mm

33、 =26.6mm 模數(shù)：m=d1/Z1=26.6/20=1.33mm 取標準模數(shù)：m=2 4.4.6 校核齒根彎曲疲勞強度 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 確定有關參數(shù)和系數(shù) 分度圓直徑：d1=mZ1=220mm=40mm d2=mZ2=2120mm=240mm 齒寬：b=φdd1=0.938.3mm=34.47mm 取b=35mm b1=50mm 4.4.7 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa

34、 根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z2=120由表得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 4.4.8 許用彎曲應力[σF] [σF]= σFlim YSTYNT/SF [σFlim1]=288Mpa [σFlim2 ]=191Mpa YNT1=0.88 YNT2=0.9 試驗齒輪的應力修正系數(shù)YST=2 按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25 計算兩輪的許用彎

35、曲應力 [σF1]=σFlim1 YSTYNT1/SF =28820.88/1.25Mpa =410Mpa [σF2]=σFlim2 YSTYNT2/SF =19120.9/1.25Mpa =204Mpa 將求得的各參數(shù)代入式 [σF1]=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(212586.583/352220)2.801.55Mpa =8Mpa [σF2]=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1

36、 =(212586.583/3522120)2.141.83Mpa =1.2Mpa 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 4.4.9 計算齒輪傳動的中心矩 a=m/2(Z1+Z2)=2/2(30+120)=150mm 4.4.10 計算齒輪的圓周速度 V=πd1n1/601000=3.1460970/601000 V=3.045m/s 圖4-3 大齒輪圖 4.5 從動軸的設計計算 P4=2.6kw，從動齒輪轉速

37、70 r/min。分度圓直徑d2=222.5mm，單向傳動，載荷平穩(wěn)，工作時間兩班制。 4.5.1 軸的材料 選用45鋼，正火處理，硬度在170～217HBW，抗拉強度σb=600Mpa 許用彎曲應力[σ-1bb]=55Mpa 4.5.2 按扭轉強度計算最小直徑 d≥C(P/n)1/3 C=118～107取C=115 d2≥34.49mm 考慮到軸頸上有一鍵槽，應將軸徑增大3%，但因為從動軸傳遞的功率較小，故不用將軸徑增大。根據(jù)彈性套柱銷連軸器TL6內孔直徑取d2=35mm，選彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB4324—1984）

38、 4.5.3 軸的結構設計 確定軸上零件布置在箱中央，軸承對稱地布置在兩側，軸在外軸端安裝聯(lián)軸器，齒輪以軸環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向定位和固定，以平鍵聯(lián)接和過盈配合H7/r6實現(xiàn)周向固定。為便于裝拆和調整等要求，通常將軸設計成階梯軸。 4.5.4 確定軸各段直徑和長度 根據(jù)軸各段直徑確定的原則，采用階梯軸尺寸按由小至大，由兩端到中央的順序確定。而裝有密封件和滾動軸承處的直徑，則應與密封件和軸承的內徑一致。軸上兩個支點的軸承，應盡量采用相同的型號，便于軸承座孔的加工。 (1)外伸軸直徑d1=35mm (2)聯(lián)軸器定位肩高度a=3mm，圓角半徑R=2，直徑d2=41mm (3)為安裝軸承便于安

39、裝，兩滾動軸承處的軸徑直徑d3〉d2。且查軸頸的直徑d3=47mm。因為兩相鄰軸段直徑的變化僅是軸上的拆裝方便或區(qū)分表面，所以兩直徑略有差值。即軸頸直徑d3=45mm。因直齒圓柱齒輪減速器的軸有存在徑向載荷，所以選深溝球軸承來承受徑向載荷。選擇軸承型號60209寬度系列代號為窄，直徑系列代號為輕，內徑代號09。 (4)安裝齒輪，采用標準系列值，取d4=55mm。 (5)軸環(huán)處考慮齒輪定位和固定直徑，a=（0.07～0.1）d4，a=5.5 d5= d4+2a=66mm (6)軸上兩軸承的軸徑的直徑應一致d6=45mm。 4.5.5 確定各段軸的長度 因為選用彈性

40、套柱銷聯(lián)軸器（GB4323—1984）。主動端 Z型軸孔，C型鍵槽dz=35mm，L=60mm，A=45mm。TL6型號。對于安裝聯(lián)軸器的軸段，應使軸段的長度略短于相配輪轂的寬度。 ∴l(xiāng)1=58mm 為保證齒輪固定可靠，而且齒輪端面與箱體之間不相碰及軸承拆卸方便，齒輪端面與箱體壁間應留有一定間隙，為使軸承含在箱體內取兩者之間間距為15.79mm。選擇凸緣式軸承蓋，密封圈B=（6～14）mm，取B=6mm。軸承蓋b1=12mm，L`=16mm。 ∴l(xiāng)2=43.79mm 軸承寬度b=19mm，r=2，套筒設定為8mm。 ∴l(xiāng)3=41mm 安裝齒輪的軸段，

41、應使軸段的長度略短于相配輪轂的寬度，因為輪轂寬度L=66mm，所以跟齒輪聯(lián)接的軸段l4=64mm。 軸環(huán)寬度l5=b=1.4a=7.7mm 軸徑l6=21mm 為防止傳動件潤滑油飛濺到軸承內，軸承面向箱體內壁側應加擋油環(huán)l=（10～15）mm， 設定擋油環(huán)長度為12mm。 4.6 從動軸校核軸受力圖 圓周力：Ft=2T/ d2=339.33N 徑向力：Fr= Ft?tanα=760.1N 作用在右端帶輪上的力F=2500N，方向向下。 K=136mm L=56.2mm 4.6.1 軸的空間受力 根據(jù)水平受力圖求水平面支反力，并畫出水平彎矩圖。

42、 F1H=F2H=Ft/2=1169.67N 截面a處彎距為 MaH=F1HL/2=32.87N?m 4.6.2 垂直面受力 面彎距圖。 F1V=Fr L/2L=380.05 N?m F2V= Fr- F1V=380.05 N?m ∴F1V= F2V 垂直面彎距 Mav=F2VL/2=10.68N?m 4.6.3 F力在支點所產(chǎn)生的反力 F1F=Fr K/L=6049.82N?m F2F= F- F1F=8549.82N?m F力產(chǎn)生的彎距 MaF=

43、FK=340N?m 在軸的a—a截面，F(xiàn)力產(chǎn)生的彎距為MaF=F1FL/2=170N?m 4.6.4 合成彎距 按F力作用的最不利的情況考慮，把MaF與（Mav2+ MaH2）1/2直接相加，得 Ma=（Mav2+ MaH2）1/2+MaF=204.56 N?m 畫出轉距圖 T=260.25 N?m 由圖可見，a—a截面最危險，求當量彎距。 Me=[Ma2+ （2T）]21/2 由于軸的轉距變化規(guī)律不清楚，所以按脈動變化轉距計算。 α=[σb] / [σ0

44、b] [σb]=60Mpa [σ0bb]=100Mpa ∴α=[σb] / [σ0b]=0.6 Me=[Ma2+(αT)2]1/2=257.35 N?m 4.6.5 計算危險截面的直徑 軸的材料選用45鋼調質處理，已查得[σb]=60Mpa d≥(Me/0.1[σb])1/3=35mm 說明：因截面a處有一鍵槽，應將直徑增大3%，但因為軸傳遞的功率小。所以不增加。 結構設計圖中此處直徑為55mm，故強度足夠。 圖 4-4 軸的受力分析 5 輸送帶部件的選用 5.1輸送帶

45、 輸送帶在帶式輸送機中既是承載構件又是牽引構件（鋼絲繩牽引帶式輸送機除外），它不僅要有承載能力，還要有足夠的抗拉強度。輸送帶有帶芯（骨架）和覆蓋層組成，其中覆蓋層又分為上覆蓋膠，邊條膠，下覆蓋膠。 輸送機的帶芯主要是有各種織物（棉織物，各種化纖織物以及混紡織物等）或鋼絲繩構成。它們是輸送帶的骨干層，幾乎承載輸送帶工作時的全部負載。因此，帶芯材料必須有一定的強度和剛度。覆蓋膠用來保護中間帶芯不受機械損傷以及周圍有害介質的影響。上覆蓋膠層一般較厚，這是輸送帶的承載面，直接與物料接觸并承受物料的沖擊和磨損。下覆膠層是輸送帶與支撐托輥接觸的一面，主要承受壓力，為了減少輸送帶沿托輥運行時的壓陷阻力，下

46、覆蓋膠的厚度一般較薄。側邊覆蓋膠的作用是當輸送帶發(fā)生跑偏使側面與機架相碰時，保護帶芯不受機械損傷。 按輸送帶帶芯結構及材料不同，輸送帶被分成織物層芯和鋼絲繩芯兩大類。織物層芯又分為分層織物芯和整體織物層層芯兩類，且織物層芯的材質有棉，尼龍和維綸等。 為了方便制造和搬運，輸送帶的長度一般制成100—200米，因此使用時必須根據(jù)需要進行連接。橡膠輸送帶的連接方法有機械接法與硫化膠接法兩種。硫化膠接法又分為熱硫化和冷硫化膠接法兩種。 5.2 傳動滾筒 滾筒長度計算： 已知帶寬B＝1000mm，傳動滾筒直徑為1000mm，滾筒長度比膠帶寬略大，一般取 B1=B+（100～200

47、）mm 取B1=1100mm 5.3 托輥 5.3.1 托輥的選型 作用：托輥是決定帶式輸送機的使用效果，特別是輸送帶使用壽命的最重要部件之一。托輥組的結構在很大程度上決定了輸送帶和托輥所受承載的大小與性質。對托輥的基本要求是：結構合理，經(jīng)久耐用，密封裝置防塵性能和防水性能好，使用可靠。軸承保證良好的潤滑，自重較輕，回轉阻力系數(shù)小，制造成本低，托輥表面必須光滑等。 5-3 槽形托輥 上托輥選用槽型托輥，下托輥為平行托輥。為了防止和克服輸送帶跑偏現(xiàn)象，上分支隔一段距離設置一組槽型調心托輥，下分支隔一段距離設置一組平行調心 托輥。 在受料出為了減少對輸送帶的沖擊，選用緩沖

48、托輥。其結構簡圖如下： 5-4 緩沖托輥 a)橡膠圈式 b)彈簧板式 托輥間距：托輥間距的布置應遵循膠帶在托輥間所產(chǎn)生的撓度盡可能小的原則。膠帶在托輥間的撓度值一般不超過托輥間距的2.5％。在裝載處的上托輥間距應小一些，一般的間距為300～600mm，而且必須選用緩沖托輥，下托輥間距可取2500～3000mm，或取為上托輥間距的兩倍。 在有載分支頭部、尾部應各設置一組過渡托輥，以減小頭、尾過渡段膠帶邊緣的應力，從而減少膠帶邊緣的損壞。過渡托輥的槽角為10與20兩種，端部滾筒中心線與過渡托輥之間的距離一般不大于800～1000mm。 選型：該設計采用槽形托輥用于輸送散粒物料

49、的帶式輸送機的上分支，最常用的由三個棍子組成的槽形托輥。由原始尺寸B＝1000mm查《運輸機械設計手冊》表2—4—3，取托輥圖號為TD4C1, 托輥直徑D為108mm。 采用圖號為TD4C9的緩沖托輥；結構型式為橡膠圈式，托輥直徑選為108mm。 下托輥采用平行型托輥圖號為TD4C3,托輥直徑為108mm 托輥的間距設計由帶寬B＝1000mm，取上托輥間距為1400mm，下托輥間距為3200mm。 表5-1 常用的托輥阻力系數(shù)wk 工作條件 平行托輥 槽型托輥 室內清潔、干燥、無磨損性塵土 0.018 0.02 空氣濕度、溫度正常,有少量磨損性塵土 0.025 0.

50、03 室外工作,有大量磨損性塵土 0.035 0.04 5.3.2 托輥的校核 （一）上托輥的校核 所選用的上托輥為槽形托輥（35），其結構簡圖如下： 槽形托輥 (35)結構簡圖 （1）承載分支的校核 p0=ea(Im/v+qB)g P0—承載分支托輥靜載荷（N） A0—承載分支托輥間距（m） e—輥載荷系數(shù) e=0.8 v—帶速（m/s），已知v=3.15m/s qB—每米長輸送質量（kg/m），已知qB=9.2kg/m Im—輸送能力（kg/s） Im=svkp 式中： s—三節(jié)托輥槽形輸送帶上最大截面面積（m ）； k—傾斜系數(shù) v—

51、帶速（m/s）； p-物料松散密度（kg/㎡） s=0.110㎡ K=0.96 帶入上式得 Im=0.11103.150.96900=153.45kg/s 則：p0=0.81.2(153.45/3.15+9.2) 9.81 上托輥直徑為108mm，長度為315mm，軸承型號為4G204，承載能力為4400N，大于所計算的p0，故滿足要求。 （2）動載計算 承載分支托輥的動載荷： p0’=p0fsfdfa 式中： P0——承載分支托輥動載荷（N）； fs——運行系數(shù)，查表2-36，取1.2； fd——沖擊系數(shù)，

52、查表2-37，取1.04； fa——工況系數(shù)，查表2-38，取1.00。 則： p0’=988.81.21.041.00 =1234N﹤440n 故承載分支托輥滿足動載要求。 5.4 制動裝置 對于傾斜輸送物料的帶式輸送機，其平均傾角大于時，當滿載停車時會發(fā)生上運物料時帶的逆轉和下運物料時帶的順滑現(xiàn)象，從而引起物料的堆積、飛車等事故，所以應設置制動裝置。制動器是用于機器或機構減速使其停止的裝置，有時也能用作調節(jié)或限制機構的運行速度，它是保證機構或機器安全正常工作的重要部件. 輸送機向上運輸時，在停車時需防止輸送帶的反向倒退，此時的制動一般稱為逆止。向下運輸時，在停車時需

53、防止輸送帶的正向前進，此時稱為制動。輸送機應根據(jù)其工作條件設計制動裝置（逆止裝置）。作用在傳動滾筒所需的制動力（或逆止力）應按照輸送機水平、上運和下運三種情況分別確定。 因為本設計是水平帶式輸送機，不需要制動裝置 5.5 改向裝置 帶式輸送機采用改向滾筒或改向托輥組來改變輸送帶的運動方向。改向滾筒可用于輸送帶、或＜的方向改變。一般布置在尾部的改向滾筒或垂直重錘式的張緊滾筒使輸送帶改向，垂直重錘張緊裝置上方滾筒改向，而改向以下一般用于增加輸送帶與傳動滾筒間的圍包角。 改向滾筒直徑有250、315、400、500、630、800、1000mm等規(guī)格．選用時可與傳動滾筒直徑匹配，改向

54、時其直徑可比傳動滾筒直徑小一檔，改向或時可隨改向角減小而適當取小1—2擋。本次設計采用4個直徑400mm的改向滾筒,改向180，改向托輥組是若干沿所需半徑弧線布置的支承托輥，它用在輸送帶彎曲的曲率半徑較大處，或用在槽形托輥區(qū)段，使輸送帶在改向處仍能保持槽形橫斷面。輸送帶通過凸弧段時，由于托輥槽角的影響，使輸送帶兩邊伸長率大于中心，為降低膠帶應力應使凸弧段曲率半徑盡可能大．一般按織物芯帶伸長率為%、鋼繩芯帶為0.2％計算． 5.6 拉緊裝置 5.6.1拉緊裝置的作用 拉緊裝置的作用是：保證輸送帶在傳動滾筒的繞出端（即輸送帶與傳動滾筒的分離點）有足夠的張力，能使?jié)L筒與輸送帶之間產(chǎn)生必須的摩

55、擦力，防止輸送帶打滑；保證輸送帶的張力不低于一定值，以限制輸送帶在各支撐托輥間的垂度，避免撒料和增加運動阻力；補償輸送帶在運轉過程中產(chǎn)生的塑性伸長和過渡工況下彈性伸長的變化。 5.6.2張緊裝置在使用中應滿足的要求 (1).布置輸送機正常運行時，輸送帶在驅動滾筒的分離點具有一定的恒張力，以防輸送帶打滑。 (2).布置輸送機在啟動和停機時，輸送帶在驅動滾筒的分離點具有一定恒張力，比值一般取1.3～1.7（可以通過設計計算不小于啟動系數(shù)進行確定）。 (3).保證輸送帶承載分支和回空分支最小張力處的輸送帶下垂度不應超過標準規(guī)定值（GB/T17119－1997，規(guī)定：輸送帶下垂度為兩組托輥

56、間距的1/100。而MT/T467－1996規(guī)定為1/50）。 (4).補償輸送帶的塑性伸長和過渡工況下彈性伸縮的變化。 (5).為輸送帶接頭提供必要的張緊行程。 (6)在工況過渡過程中，應能將輸送帶中出現(xiàn)的動力效應減至最小限度，以防損壞輸送機。 車式拉緊裝置適用于輸送機長度較大，功率較大的場合。故選用車式拉緊裝置。 6 其他部件的選用 6.1 機架與中間架 輸送機的機架隨輸送機類型的不同而不同，有落地式和吊掛式，而落地式又有鋼架落地式和繩架落地式，吊掛式有鋼架吊掛式和繩架吊掛式等種類。本皮帶運輸機是屬于DTⅡ型固定式，選用鋼架落地式機架。該種機架機身機構

57、簡單，節(jié)省鋼材，安裝、拆卸方便，不易跑偏等特點。 中間架用于安裝托輥。標準長度為6000mm，非標準長度為3000~6000mm及凸凹弧段中間架；支腿有I型(無斜撐)、H型(有斜撐)兩種。中間架和中間架支腿全部采用螺栓聯(lián)接，便于運輸和安裝。 中間架為螺栓聯(lián)接的快速拆裝支架，它由鋼管、H型支架、下托輥、和掛鉤式槽形托輥組成，是機器的非固定部分，鋼管作為可拆卸的機身，用彈性柱銷架設在H型支架的管座中。柱銷固裝在鋼管上，只是打入的位置適當轉動鋼管，就能方便地從管座中抽出或放入 中間架作為輸送機架的一部分，輸送機架的選型即決定了中間架的型式 圖6-2 中間架 6.2 卸料裝置 帶

58、式輸送機可以在末端卸料，也可在中間卸料，前者不需專門的卸料裝置，后者可以采用卸載擋板或卸載小車。 為了使卸料擋板能夠正常地工作，必須正確的選擇它對于帶條縱向軸線的傾角。卸料小車裝設在長皮帶機的水平區(qū)段上，由小車車架、兩個滾筒和兩個跨在皮帶機兩側的導向槽組成。卸料小車可沿導軌在皮帶機長度方向移動，因此，卸料小車適用于散粒物料在皮帶機輸送中途的各個卸載點上卸料，物料從卸載小車的上滾筒拋出經(jīng)導向槽由皮帶機的一側或兩側卸下。 為引導物料流卸載方向和減少粉塵飛揚，在卸料滾筒或卸料小車處要加設罩蓋。為使罩蓋內表面不受物流過大的沖擊，其形狀應根據(jù)物流拋出的軌跡制作，首先應找出物料與繞在滾筒上的輸送帶表面

59、的分離點。 6.3 清掃裝置 輸送機在運轉過程中，不可避免的有部分顆粒和粉料粘在輸送帶表面，通過卸料裝置后不能完全卸凈，表面粘有物料的輸送帶工作面通過下托輥或改向滾筒時，由于物料的積聚而使其直徑增大，加劇托輥和輸送帶的磨損，引起輸送帶跑偏。而且，不斷掉落的物料還污染了場地環(huán)境。因此，清掃粘結在輸送帶表面的物料，對于提高輸送帶的壽命和保證輸送帶的正常工作具有重要意義。 本設計采用常用的清掃裝置彈簧清掃裝置。如圖所示： 圖6-3 彈簧清掃器 1－刮板 2－彈簧 彈簧清掃器是利用彈簧壓緊刮煤板,把

60、輸送帶上的煤刮下來的一種裝置。其固定方式是刮板架兩端靠彈簧壓緊?？梢园惭b在卸料滾筒的下部或者卸料滾筒與增角滾筒之間的輸送帶下部。這種清掃器亦具有工作件磨損不均的缺點。進一步的改進是可將其分成各自靠彈簧壓緊的若干塊刮板,再組合固定在同一根軸上,這樣工作件能經(jīng)常同輸送帶接觸,就可基本消除由于刮板不均勻磨損造成的影響,減少漏煤現(xiàn)象,清掃質量得到了較大的提高。 6.4 頭部漏斗 頭部漏斗用于導料、控制料流方向的裝置。也可起防塵作用。 (1) 本系列漏斗有普通型和調節(jié)擋板型(3型)兩種。其中普通型又可分為不帶襯板(1型)和帶襯板(2型)兩種。 帶速范圍：≤2.5m／s(1型)，3.15m／s(

61、2型)，調節(jié)擋板式帶速范圍1．6~5m／s；2型漏斗在水平運輸時可達4m／s。 6.5 電氣及安全保護裝置 安全保護裝置是在輸送機工作中出現(xiàn)故障能進行監(jiān)測和報警的設備，可使輸送機系統(tǒng)安全生產(chǎn)，正常運行，預防機械部分的損壞，保護操作人員的安全。此外，還便于集中控制和提高自動化水平。 (1)電氣及安全保護裝置的設計、制造、運輸及使用等要求，應符合有關國家標準或專業(yè)標準要求，如IEC439《低壓開關設備和控制裝置》；GB4720《裝有低壓電器的電控設備》；GB3797《裝有電子器件的電控設備》。 (2)電氣設備的保護：主回路要求有電壓、電流儀表指示器，并有斷路、短路、過流(過載)、缺相、接地

62、等項保護及聲、光報警指示，指示器應靈敏、可靠。 (3)安全保護和監(jiān)測；應根據(jù)輸送機輸送工藝要求及系統(tǒng)或單機的工況進行選擇，常用的保護和監(jiān)測裝置如下： a．輸送帶跑偏監(jiān)測：一般安裝在輸送機頭部、尾部、中間及需要監(jiān)測的點，輕度跑偏量達5％帶寬時發(fā)出信號并報警，重度跑偏量達l 0％帶寬時延時動作，報警、正常停機。 b．打滑監(jiān)測：用于監(jiān)視傳動滾筒和輸送帶之間的線速度之差，并能報警、自動張緊輸送帶或正常停機。 c．超速監(jiān)測：用于下運或下運工況，當帶速達到規(guī)定帶速的l15％~l25％時報警并緊急停機。 7 總結 至此，我的畢業(yè)設計已經(jīng)基本結束?？偟膩碚f，我在設計過程中是認真的。所查閱

63、引用的資料、計算公式都是有據(jù)可依的，得出的結果也是合理的。說明書由四個相互聯(lián)系的部分組成，條理分明，重點突出。 帶式輸送機是最常用的固體物料的連續(xù)輸送機，廣泛應用于國民經(jīng)濟的各行各業(yè)中。 本設計的內容包括：帶式輸送機的應用、分類、發(fā)展狀況、工作原理、結構、布置方式、及運行阻力；帶式輸送機的主要零部件（如滾筒等）的常規(guī)設計計算和主要零部件的強度校核，主要包括傳動功率和輸送帶張力的計算和校核；驅動裝置的選用；輸送機部件的選用，主要有輸送帶、傳動滾筒、托輥、制動裝置、該向裝置、拉緊裝置等。 在做設計的過程中，我遇到了許多問題，也學到了許多知識。知道怎樣利用圖書館和網(wǎng)絡搜集獲取信息，分析提煉有用

64、的信息。從具體型號材料的選擇，到結構的設計、校核，以及用CAD 繪圖的過程，是一個不斷修改、驗算反復循環(huán)的過程，中間有好幾處反復修改了三、四遍。當然，遇到一些依靠經(jīng)驗來確定參數(shù)時，參考了指導老師的建議來確定的。有些從未接觸過的部分、參數(shù)的取舍，多虧了指導老師不厭其煩的指導，問題才得以解決。由于是初次做設計，有些方面考慮的不夠周全，尤其是軟件控制部分還需完善。 總之，這次的設計使我重溫了過去所學的知識，提高了綜合運用知識的能力，深切體會到做好一件事情的不容易。除了圓滿完成設計任務之外，從中我還學到了長久受益的作風和精神。了解到了設計的整個流程，學到了一些設計研究的方法，培養(yǎng)了獨立分析、處理解決

65、問題的能力，鍛煉了實事求是的科學精神，以及認真細致、精益求精的工作態(tài)度。這也將對以后的學習、工作帶來積極的影響。 參考文獻 [1]《運輸機械設計選用手冊》編組委.運輸機械設計選用手冊（上、下）[M].化學工業(yè)出版社.1999.（1）：56-58. [2]《運輸機械手冊》上冊 化工部起重運輸設計技術中心站 1983.（11）：35-37 [3] 于學謙.礦山運輸機械[M].中國礦業(yè)大學出版社,1998年.（7）：66-70 [4] 機械設計手冊編寫組.機械設計手冊[M].化學工業(yè)出版社.2002年.（5）：44-47 [5] 北起所.DTⅡ型帶式輸送機

66、設計選用手冊[M].冶金工業(yè)出版社.1994年（8）:67-69. [6] 中國紡織大學工程圖學教研室.畫法幾何及工程制圖[M].上?？萍汲霭嫔?2000年 [7] 張鉞.新型帶式輸送機設計手冊[M].冶金工業(yè)出版社.2001年2月.(4):65-68 [8] 陳炳耀,祁開陽.帶式輸送機輸送帶與滾筒之間的打滑分析[J].煤礦機械,2003(5):49-51. [9] 史志遠,朱真才.帶式輸送機斷帶保護裝置分析[J].煤礦機械,2005(8):83-85 [10] 尹萬濤,胡述記,米迎春.帶式輸送機自動調偏裝置的改進設計[J].鄭煤科技.2005,(3):42-44. 致謝 本畢業(yè)設計論文是在我的導師的親切關懷和悉心指導下完成的。他嚴肅的科學態(tài)度，