長距離礦用皮帶輸送機總體設計范本

1、摘 要本設計是長距離礦用皮帶輸送機總體設計。長距離皮帶輸送機可實現(xiàn)在長距離運輸巷道內(nèi)連續(xù)的、大運量的運輸，減少能源損耗，節(jié)約成本，同時提高生產(chǎn)效率。在設計中首先根據(jù)運輸巷道的布置圖提出并確定設計方案。其次根據(jù)原始參數(shù)進行皮帶輸送機總體的設計：確定帶寬；計算輸送機總圓周驅(qū)動力；計算輸送機各點的張力并確定圓周驅(qū)動力的分配；電動機裝機功率的計算及確定電動機布置方案；輸送機的拉緊力及拉緊行程的計算。最后對主要傳動部件進行設計：減速器的設計計算及托輥的校核。本設計主要應用于運輸巷道，主要的特點為長距離、大運量。解決了在長距離的情況下輸送機多點驅(qū)動的問題，以及長距離皮帶拉緊的問題。關鍵詞：長距離輸送機；張

2、力計算；減速器設計AbstractThis design is the long-distance belt conveyor for mine design. Through the conveyor belt to achieve the overall design of roadway in the long-distance transport continuous, large capacity of transport, reducing energy consumption, saving costs while increasing productivity. First o

3、f all, in the design layout of the roadway under the proposed transport and determine the design. Second, according to the original parameters of the overall design of belt conveyor: identification bandwidth; calculated the total circumference of conveyor drive; calculate the points of tension conve

4、yor and determine the circumference of the driving force distribution; motor installed power of calculation and determine the electrical layout of the program; delivery Machine tension force and tension calculation trip. Finally, the design of the main transmission components: speed reducer design c

5、alculations and check idlers. This design is mainly used in the transport tunnel, the main features of the long-distance, large capacity. Solved in the case of long distance multi-point drive conveyor, as well as long-distance belt tensioner problem. Keywords: Long distance conveyor;tension calculat

6、ion;reducer design目 錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc327443620 摘 要 PAGEREF _Toc327443620 h I HYPERLINK l _Toc327443621 Abstract PAGEREF _Toc327443621 h II HYPERLINK l _Toc327443622 第1章 緒論 PAGEREF _Toc327443622 h 1 HYPERLINK l _Toc327443623 1.1 國內(nèi)外帶式輸送機的發(fā)展現(xiàn)狀 PAGEREF _Toc327443623 h 1 HYPERLINK l _To

7、c327443624 1.2 帶式輸送機的分類 PAGEREF _Toc327443624 h 2 HYPERLINK l _Toc327443625 1.3 選題的目的、意義和本文主要的研究內(nèi)容 PAGEREF _Toc327443625 h 3 HYPERLINK l _Toc327443626 1.4 設計目標及原始參數(shù) PAGEREF _Toc327443626 h 4 HYPERLINK l _Toc327443627 第2章 輸送機總體結構設計計算 PAGEREF _Toc327443627 h 5 HYPERLINK l _Toc327443628 2.1 輸送機總體方案確定 P

8、AGEREF _Toc327443628 h 5 HYPERLINK l _Toc327443629 2.2 輸送帶張力計算 PAGEREF _Toc327443629 h 6 HYPERLINK l _Toc327443630 2.2.1 輸送帶允許最大的下垂度計算最小張力 PAGEREF _Toc327443630 h 6 HYPERLINK l _Toc327443631 2.2.2 輸送帶不打滑條件 PAGEREF _Toc327443631 h 7 HYPERLINK l _Toc327443632 2.2.3 各種驅(qū)動力分配情況下各點張力計算 PAGEREF _Toc3274436

9、32 h 9 HYPERLINK l _Toc327443633 2.3 輸送機的基本功能參數(shù) PAGEREF _Toc327443633 h 13 HYPERLINK l _Toc327443634 2.3.1 輸送帶的寬度及校核 PAGEREF _Toc327443634 h 13 HYPERLINK l _Toc327443635 2.3.2 輸送帶層數(shù)的計算 PAGEREF _Toc327443635 h 15 HYPERLINK l _Toc327443636 2.3.3 輸送帶強度的校核 PAGEREF _Toc327443636 h 16 HYPERLINK l _Toc3274

10、43637 2.3.4 輸送帶最大的物料橫截面積 PAGEREF _Toc327443637 h 18 HYPERLINK l _Toc327443638 2.3.5 總圓周驅(qū)動力計算 PAGEREF _Toc327443638 h 20 HYPERLINK l _Toc327443639 2.4 電動機功率計算及布置方案 PAGEREF _Toc327443639 h 25 HYPERLINK l _Toc327443640 2.5 液壓拉緊裝置的原件選擇和計算 PAGEREF _Toc327443640 h 25 HYPERLINK l _Toc327443641 2.5.1 拉緊力和拉緊

11、行程的計算 PAGEREF _Toc327443641 h 25 HYPERLINK l _Toc327443642 2.5.2 拉緊行程的確定 PAGEREF _Toc327443642 h 26 HYPERLINK l _Toc327443643 第3章 主要傳動部件設計 PAGEREF _Toc327443643 h 27 HYPERLINK l _Toc327443644 3.1 減速器設計 PAGEREF _Toc327443644 h 27 HYPERLINK l _Toc327443645 3.1.1 傳動比的分配和傳動效率的選擇 PAGEREF _Toc327443645 h

12、27 HYPERLINK l _Toc327443646 3.1.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 PAGEREF _Toc327443646 h 29 HYPERLINK l _Toc327443647 3.1.3 齒輪傳動設計 PAGEREF _Toc327443647 h 30 HYPERLINK l _Toc327443648 3.1.4 軸的設計 PAGEREF _Toc327443648 h 41 HYPERLINK l _Toc327443649 3.1.5 鍵的選擇和校核 PAGEREF _Toc327443649 h 51 HYPERLINK l _Toc327443650

13、3.1.6 滾動軸承的選擇與校核 PAGEREF _Toc327443650 h 51 HYPERLINK l _Toc327443651 3.2 托輥的校核 PAGEREF _Toc327443651 h 53 HYPERLINK l _Toc327443652 3.2.1 校核輥子載荷 PAGEREF _Toc327443652 h 54 HYPERLINK l _Toc327443653 3.2.2 托輥的額定負荷和最大轉(zhuǎn)速 PAGEREF _Toc327443653 h 55 HYPERLINK l _Toc327443654 3.3 其它設備的選型 PAGEREF _Toc32744

14、3654 h 56 HYPERLINK l _Toc327443655 3.3.1 滾筒的選擇 PAGEREF _Toc327443655 h 56 HYPERLINK l _Toc327443656 3.3.2 導料槽及清掃器選型 PAGEREF _Toc327443656 h 57 HYPERLINK l _Toc327443657 3.3.3 制動及逆止裝置 PAGEREF _Toc327443657 h 57 HYPERLINK l _Toc327443658 3.3.4 保護設備與其他輔助設備選型 PAGEREF _Toc327443658 h 58 HYPERLINK l _Toc

15、327443659 第4章 經(jīng)濟與技術分析 PAGEREF _Toc327443659 h 58 HYPERLINK l _Toc327443660 結 論 PAGEREF _Toc327443660 h 59 HYPERLINK l _Toc327443661 致 謝 PAGEREF _Toc327443661 h 60 HYPERLINK l _Toc327443662 參考文獻 PAGEREF _Toc327443662 h 61CONTENTS TOC o 1-3 h z u TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc264737315 Abstract(Chin

16、ese) PAGEREF _Toc264384726 h I HYPERLINK l _Toc264737316 Abstract PAGEREF _Toc264384727 h II HYPERLINK l _Toc264737317 Chapter 1 Introduction1 HYPERLINK l _Toc264737318 1.1 Development of belt conveyor at home and abroad1 HYPERLINK l _Toc264737319 1.2 Classification of belt conveyor2 HYPERLINK l _To

17、c264737320 1.3 The purpose of topics, significance and content of this major research3 HYPERLINK l _Toc264737321 1.4 Design objectives and the original parameters4 HYPERLINK l _Toc264737322 Chapter 2 Conveyor demonstrate the overall program5 HYPERLINK l _Toc264737323 2.1 Conveyor design and calculat

18、ion of the overall structure5 HYPERLINK l _Toc264737330 2.2 Calculation of belt tension6 HYPERLINK l _Toc264737331 2.2.1 Conveyor belt to allow the largest minimum tension sag calculation6 HYPERLINK l _Toc264737332 2.2.2 Conveyor belt does not slip conditions7 HYPERLINK l _Toc264737333 2.2.3 Distrib

19、ution of the various drivers points under tension calculation9 HYPERLINK l _Toc264737324 2.3 The parameters of the basic functions of conveyor13 HYPERLINK l _Toc264737325 2.3.1 The width of conveyor belt and check13 HYPERLINK l _Toc264737326 2.3.2 Calculation of belt layers15 HYPERLINK l _Toc2647373

20、27 2.3.3 Check of belt strength16 HYPERLINK l _Toc264737328 2.3.4 The largest cross section area of conveyor belt material18 HYPERLINK l _Toc264737329 2.3.5 Calculation of the total circle drive20 HYPERLINK l _Toc264737334 2.4 Motor power calculation and Layout24 HYPERLINK l _Toc264737335 2.5 Hydrau

21、lic tensioning device of the original selection and calculation25 HYPERLINK l _Toc264737336 2.5.1 Tension force and tension calculation of travel25 HYPERLINK l _Toc264737337 2.5.2 Determination of tension trip25 HYPERLINK l _Toc264737338 Chapter 3 Design of the main transmission parts27 HYPERLINK l

22、_Toc264737339 3.1 Reducer design27 HYPERLINK l _Toc264737340 3.1.1 Transmission ratio of the distribution and transmission efficiency of the selection27 HYPERLINK l _Toc264737341 3.1.2 Transmission of motion and calculation of dynamic parameters28 HYPERLINK l _Toc264737342 3.1.3 Gear Transmission De

23、sign30 HYPERLINK l _Toc264737343 3.1.4 Design of shaft40 HYPERLINK l _Toc264737344 3.1.5 Selection and check of key50 HYPERLINK l _Toc264737345 3.1.6 Selection and check of rolling bearings50 HYPERLINK l _Toc264737346 3.2 Check idlers52 HYPERLINK l _Toc264737347 3.2.1 Check of roller load53 HYPERLIN

24、K l _Toc264737348 3.2.2 Roller rated load and the maximum speed54 HYPERLINK l _Toc264737349 3.3 Selection of other equipment55 HYPERLINK l _Toc264737350 3.3.1 Selection drum55 HYPERLINK l _Toc264737351 3.3.2 Selection guide trough and cleaning device56 HYPERLINK l _Toc264737352 3.3.3 Brake and retur

25、n device56 HYPERLINK l _Toc264737353 3.3.4 Protection of equipment and other auxiliary equipment selection57 HYPERLINK l _Toc264737354 Chapter 4 Conomic and Technical Analysis58 HYPERLINK l _Toc264737355 Conclusions59 HYPERLINK l _Toc264737356 Acknowledgements60 HYPERLINK l _Toc264737357 References6

26、1第1章 緒論1.1 國內(nèi)外帶式輸送機的發(fā)展現(xiàn)狀帶式輸送機是連續(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。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

27、(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?，F(xiàn)階段，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(zhuǎn)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。我國已于1978年完成了鋼繩芯帶式輸送機的定型設計。國外帶式輸送機技術的發(fā)展主要表現(xiàn)在兩方面：（1）帶式輸送機的功能多元化，應用范圍擴大化，如高傾角帶式輸送機、管狀帶式輸送機、空間轉(zhuǎn)彎帶式輸送機等各種機型；（2）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，高帶速等大型輸送機已成為其發(fā)展的主要方向。目前，世界上單機運距最長達30.4km。帶式輸送機已在澳大利亞的鋁釩土礦投入使用；

28、運輸量達到37500t/h，帶速為7.4m/s的一條大型帶式輸送機已應用于德國露天煤礦。1.2 帶式輸送機的分類帶式輸送機可從不同的角度分類。1.按承載能力分類輕型帶式輸送機：專門應用于輕型載荷的輸送機。通用帶式輸送機：這是應用最廣泛的帶式輸送機，其他類型帶式輸送機都是這種帶式輸送機的變形。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。移動帶式輸送機：具有移動機構，如輪、履帶。移植帶式輸送機：通過移動設備變換設備的位置?？缮炜s帶式輸送機：通過儲帶裝置改變輸送機的長度。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

29、，帶芯為帆布或尼龍帆布或鋼繩芯。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。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。網(wǎng)帶輸送機：輸送帶是網(wǎng)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。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。花紋帶式輸送機：用花紋帶以增大物料和輸送帶的摩擦，提高輸送傾角。4.按承載方式分類托輥式帶式輸送機:用托輥支撐輸送帶。氣墊帶式輸送機：用氣膜支撐輸送帶。另外還有磁性輸送帶、液墊帶式輸送機，它們共同的特點都是對輸送帶連續(xù)支撐。深槽型

30、帶式輸送機：由于加大槽深，除用托輥支撐外，也起到對物料的夾持作用，可增大輸送帶傾角。5.接輸送機線路布置分類直線帶式輸送機：由于輸送機縱向是直線，但是可在鉛垂面上有凸凹變化曲線。平面彎曲帶式輸送機：可在平面上實現(xiàn)彎曲運行?？臻g彎曲帶式輸送機：可在空間實現(xiàn)彎曲運行。6.按驅(qū)動方式分類單滾筒驅(qū)動帶式輸送機。多滾筒驅(qū)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(qū)動體。磁性帶式輸送機：通過磁場作用驅(qū)動輸送帶。1.3 選題的目的、意義和本文主要的研究內(nèi)容 帶式輸送機廣泛的應用于國民經(jīng)濟的各個部門中，在經(jīng)濟生活中起著重要的作用。在煤炭行業(yè)中也有著大量的應用，尤其是在礦山的煤礦開采運輸中起著舉足輕

31、重的作用。本畢業(yè)設計做的是長距離礦用皮帶輸送機總體設計。在設計中計算圓周驅(qū)動力和輸送帶的張力，通過計算并校核所運用的原件。本設計的輸送機是長距離、大運量，是目前輸送機的主要發(fā)展的方向也是本設計主要的研究解決的內(nèi)容。本設計是主要解決的問題是在長距離大功率多電機的情況下解決多點驅(qū)動的問題。1.4 設計目標及原始參數(shù)本設計的目標是根據(jù)給定的原始參數(shù)通過設計計算完成長距離礦用皮帶輸送機的總體設計，帶速(m/s)是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： 帶速： 物料性質(zhì)：散狀物料；松散密度： 工作環(huán)境：潮濕；

32、 輸送機布置形式：傾斜6.6、11放置。第2章 輸送機總體結構設計計算2.1 輸送機總體方案確定本設計是長距離的在礦山運輸巷道中應用的輸送機，根據(jù)運輸巷道的布置圖可知輸送機的總運輸長度在大約4000多米，在這樣長的距離中用皮帶機進行煤碳的連續(xù)運輸。同時可知在整個運輸過程中總共經(jīng)過了四個運輸區(qū)段，有平行運輸也有坡度運輸。在設計皮帶機的時候在整個運輸區(qū)段可以采用兩種方方案設計：第一種方案采用一臺輸送機；第二種方案采用兩臺輸送機。圖2-1 運輸巷走向圖第一種方案在整個運輸區(qū)段采用一臺輸送機。優(yōu)點是整個運輸區(qū)段總長是4000多米，使用一臺輸送機完成整個運輸區(qū)段的運輸，在大運量的情況下完成運輸任務；采用

33、一臺輸送機時驅(qū)動的布置可以布置在機頭或是機尾部，這樣可以在檢修的時候不用攜帶大量的儀器進入運輸巷道中，解決了運輸巷道狹窄不容易進入的情況。缺點是采用一臺輸送機的情況下由于運輸距離過長，所使用的輸送帶就會產(chǎn)生張力過大，拉緊力過大的問題，同時由于采用一臺輸送機有多點驅(qū)動，驅(qū)動力平衡的問題，第二種方案是在整個運輸區(qū)段采用兩臺皮帶機。優(yōu)點是通過兩臺輸送機可以縮短運輸距離，解決了驅(qū)動功率過大的問題；缺點是采用兩臺輸送機會有兩個機頭機尾部增加了工作量，同時開鑿出寬運輸巷道會增加經(jīng)濟成本，也增加開鑿的困難，也由于采用兩臺輸送機，驅(qū)動就會布置在巷道的中間，在檢修的時候會增加工作量，也不容易攜帶儀器進入巷道深處

34、。根據(jù)經(jīng)濟成本和技術水平，以及兩種方案的優(yōu)缺點最終選擇第一種方案進行設計。2.2 輸送帶張力計算2.2.1 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=0.0050.02,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

35、中，輸送機承載分支的托輥間距； 回程分支最小張力處；所以：載分支最小張力回程分支最小張力2.2.2 輸送帶不打滑條件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

36、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：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，啟動時，啟動系數(shù)， 取1.5；所以： 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

37、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：2.2.3 各種驅(qū)動力分配情況下各點張力計算在求出輸送帶在不打滑的條件下最小的張力，保證這一情況通過逐點的方法計算并求出在不同的圓周驅(qū)動力情況下的各點的張力。同時輸送機的驅(qū)動原理圖：圖3-4 張力點分布圖上分支運行阻力：下分支運行阻力：如圖可知最小張力點在輸送機驅(qū)動奔離點，則由計算輸送機各點張力：表3-7 不同驅(qū)動力各點張力按不打滑條件計算2:1:2(N)2:2:1(N)1:2:2(N)36003.648004.7648004.7624002.3837443.7449924.9549924.9524962.

38、4837443.7449924.9549924.9524962.4838192.6250923.4550923.4525461.7339720.3252960.3952960.3926480.2288529.32301769.39301769.39275289.18300070.49313840.16313840.16286300.74300070.49313840.16313840.16286300.74306071.90320116.97320116.97292026.76190860.47204905.54262511.25176815.33190860.47204905.5426251

39、1.25176815.33198494.89213101.76273011.7183887.94198494.89213101.76273011.7183887.94206434.69221625.83283932.17191243.46206434.69221625.83283932.17191243.46續(xù)表按不打滑條件計算2:1:2(N)2:2:1(N)1:2:2(N)210563.38226058.35289610.81195068.33214774.65230579.51295403.03198969.7223365.63239802.69307219.15206928.482595

40、51.71275988.76343405.22243114.55267733.78287028.32357141.43252839.14267733.78287029.32357141.43252839.14154722.35229422.6241874.99137627.71確定傳動滾筒合張力：根據(jù)工況要求：1. 功率配比2：1：2時所以： 第一滾筒合張力第二滾筒合張力第三滾筒合張力2. 功率配比2：2：1時：所以： 第一滾筒合張力第二滾筒合張力第三滾筒合張力3. 功率配比1：2：2時：所以： 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

41、筒合力： 2.3 輸送機的基本功能參數(shù)2.3.1 輸送帶的寬度及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。初選帶寬：查表 輸送帶寬度B和物料最大粒度之間應滿足：式中：物料最大粒度，mm；帶寬，；查表33 ，代入上式 滿足條件故本設計所選取的滿足以上的各種要求。表31 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0.91.016褐煤1.018原煤0.851.020焦碳0.50.718鐵礦石、巖石（均勻）1.616石灰石（大塊）1.62.018石灰石（大塊）1.62.

42、018干松泥土1.21.420干砂1.31.416濕砂1.41.922濕土1.72.022鹽0.81.320鐵礦石1.72.520谷物0.650.8316化肥0.91.214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32 傾角系數(shù)傾角468101214161820傾角系數(shù)C1.00.980.960.940.920.900.880.850.81 表33 各種帶寬允許的最大物料粒度 mm帶寬B30040050065080010001200允許的最大粒度 50801001301802503502.3.2 輸送帶層數(shù)的計算初選帶式輸送機輸送帶為NN-10

43、0型，對于所選的輸送帶的層數(shù)進行選擇計算按公式：式中：安全系數(shù)，??；帶芯徑向扯斷強度，表取帶芯種類：棉帆布芯，取，即每層厚度0.56mm；穩(wěn)定工況下最大張力：將各值代入公式得： 取層 與初選相同2.3.3 輸送帶強度的校核1. 織物芯帶強度校核織物芯帶強度校核按公式：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， ；穩(wěn)定工況下，織物芯帶的靜安全系數(shù)，尼龍、聚酷帆布芯帶；將以上各值代入公式得：所以選擇棉帆布芯的輸送帶，能滿足要求。2. 凸弧段曲率半徑計算凸弧段最小曲率半徑（見圖3-1）按式計算：所選的為尼龍帆布輸送帶： 式中輸送帶寬度，m； 托輥槽角，（）所以 即： 圖3-1

44、 凸弧段3. 凹弧段曲率半徑計算輸送機凹弧段的曲率半徑，應保證輸送機空載啟動時，輸送帶不會從托輥上跳起，凹弧段最小曲率半徑，一般按式計算：式中凹弧段起點處輸送帶張力，N；輸送帶質(zhì)量，；重力加速度，；所以 所以 圖3-2 凹弧段2.3.4 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33 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（3-1）計算： （3-1）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203020302030斷面系數(shù)y0.1120.1320.12

45、70.1460.1360.152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)代入公式（3-1）： 2.3.5 總圓周驅(qū)動力計算輸送機正常運轉(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（32）計算： （32） 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F輸送機的主要阻力F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（33）： （33）式中：模擬摩擦系數(shù)，查表35 ； 輸送機長度（輸送機的頭尾中心距）； 承

46、載分支托輥組每米長度旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，；查手冊得上托輥159，質(zhì)量； 承載分支托輥間距，查表36 ；所以： 回程分支托輥組每米長度旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，；查手冊得下托輥159，質(zhì)量；回程分支托輥間距，表36 ；所以： 每米長輸送帶質(zhì)量，初選輸送帶為8層，查資料得；q每米長度輸送帶物料質(zhì)量，；將以上各值代入公式（33）：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（34）： （34）式中：輸送機受料點與卸料點間的高度，；所以： 表35模擬摩擦系數(shù)安裝情況工作條件f水平、向上傾斜及向下傾斜的電動工況工作環(huán)境良好，制造、安裝良好，帶速低，物料內(nèi)摩擦小0.020標準設

47、計，制造、調(diào)整好，物料內(nèi)摩擦系數(shù)小0.022多塵，低溫，過載，帶速高，安裝不良，物料內(nèi)摩擦大0.0230.03向下傾斜設計，制造正常，處于發(fā)電工況時0.0120.0163. 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（35）： （35）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36 ；則： 表36 傾斜系數(shù)傾角,()2468

48、101214161820k1.000.990.980.970.960.930.910.890.850.81式中： 物料松散密度； 導料槽長度，； 導料槽內(nèi)部寬度， ；所以： 所以， 2. 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（36）： （36）式中：清掃器個數(shù)，；（1）清掃器摩擦阻力，按公式（37）： （37）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0.50.7,取0.6；所以： （2） 犁式卸料器摩擦阻力，按公式（38）： （38）由于本設計

49、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（36）得：將以上各計算結果代入公式（32）得：2.4 電動機功率計算及布置方案由計算得到圓周驅(qū)動力，通過圓周驅(qū)動力以及所給定的原始參數(shù)可以計算出所需要的電動機的總功率并選擇電動機型號。所需軸功率按計算，得電動機功率 式中：傳動效率 電壓降系數(shù) 不平衡系數(shù) 根據(jù)所計算的功率及考慮到在工作過程中輸送機出現(xiàn)故障之后的帶載啟動，或是在工作時發(fā)生超載的現(xiàn)象故所選的電動機型號為：YA355型 單機功率 250 轉(zhuǎn)速 ，五臺電動機驅(qū)動。根據(jù)計算所得圓周驅(qū)動力及確定的驅(qū)動力的分配方案，電動機的布置為機頭部三臺電動機，機尾部兩臺電動機。2.5 液壓拉緊

50、裝置的原件選擇和計算2.5.1 拉緊力和拉緊行程的計算拉緊裝置在機尾部驅(qū)動滾筒之后，跟據(jù)計算的圓周驅(qū)動力及驅(qū)動力的分配方案得到拉緊力為，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：將各值代入公式得：2.5.2 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。安裝行程是為重新粘接膠帶和修理驅(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 所以拉緊行程為： 第3章 主要傳動部件設計3.1 減速器設計3.1.1 傳動比的分配和傳動效率的選擇1.

51、 電機的選擇上面已選定YA355型電動機，正常工作時輸出功率：250kW，轉(zhuǎn)速：1500r/min.2. 傳動比的分配由于驅(qū)動滾筒的速度為，而滾筒的直徑直徑為，因 此驅(qū)動滾筒軸角速度：驅(qū)動滾筒軸的轉(zhuǎn)速：驅(qū)動滾筒軸與減速器的輸出軸兩者轉(zhuǎn)速相同，即：。而減速器的輸入軸是通過液力耦合器與電動機主軸聯(lián)接，兩者轉(zhuǎn)速也相同，即：。因此減速器的總傳動比： 選錐齒輪傳動比，斜齒輪傳動比，直齒輪傳動比。根據(jù)轉(zhuǎn)速及傳動比的選擇和分配的情況確定減速器各軸和齒輪的布置方案（如圖4-1）。圖4-1 減速器布置圖3. 傳動效率的選擇液力耦合器，錐齒輪傳動效率，斜齒輪傳動效率。3.1.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 1.

52、 各軸轉(zhuǎn)速的計算電動機輸出軸轉(zhuǎn)速： 2. 各軸輸入功率的計算電動機輸出功率： 3. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計算電動機輸出轉(zhuǎn)矩： 3.1.3 齒輪傳動設計1 直齒錐齒輪傳動設計（1） 選精度等級、材料及齒數(shù)按實際工作要求，選用直齒錐齒輪傳動。運輸機一般為工作機器，速度不高，故選用7級精度。材料選擇由表10-1，選擇大、小錐齒輪材料為20cr(滲碳、淬火)，硬度為5862HC。按硬度的下限值，由圖10-21查得，。初選小錐齒輪齒數(shù)為，大錐齒輪齒數(shù)。（2） 按接觸強度進行初步設計式中 載荷系數(shù)，； 齒數(shù)比，； 齒寬系數(shù)，彈性影響系數(shù)， 許用接觸應力，（3） 幾何尺寸的計算分錐角： 模數(shù)：，取整分度圓直徑：

53、齒寬中點分度圓直徑： 外錐距： 中錐距： 齒寬： 齒頂高： 齒根高： 頂圓直徑： 齒根角： 齒頂角： 頂錐角： 根錐角： 冠頂距： 安裝距：考慮齒輪結構情況以及輪冠距的測量方便，取。輪冠距： 分度圓齒厚： 分度圓弦齒厚： 分度圓弦齒高：當量齒數(shù)： ，當量齒輪分度圓直徑： 齒寬中點齒頂高：當量齒頂圓直徑：齒寬中點齒輪模數(shù)： 當量齒輪基圓直徑：式中 齒形角，嚙合線長度：端面重合度： （4） 校核接觸強度（按表8-3-102進行）強度條件： 計算接觸應力 式中 ；則 結論：滿足接觸強度。（5） 齒根彎曲強度校核強度條件： 計算齒根應力： 式中 ； ； ； ； 。則 結論 滿足齒根彎曲強度2. 第一對

54、斜齒齒輪傳動設計（1） 選定精度等級、材料及齒數(shù)按傳動方案要求，選用些斜齒圓柱齒輪傳動；運輸機為工作機器、速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）；材料選擇，由表10-1，選擇大、小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)后表面淬火)，硬度為48-55HRC；選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)；選取螺旋角，初選螺旋角。（2） 按齒面接觸強度設計 按式（10-21）試算，即試選； 區(qū)域系數(shù)，（查圖10-30）；標準端面重合度，（查圖10-26）；計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ； 齒寬系數(shù)，（查表10-7）； 材料的彈性影響系數(shù)，（查表10-6）； 、（查圖10-21）； 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)；（9） 計算接觸

55、疲勞許用應力取失效概率為，安全系數(shù)，由式（10-12）得：； 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)試計算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得；計算圓周速度 ；計算齒寬及模數(shù) ；計算縱向重合度；（9） 計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度。由圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-3查得，從表10-4中的硬齒面齒輪欄查得小齒輪相對支撐非對稱布置，6級精度，時 考慮齒輪為7級精度，取，故載荷系數(shù) 另由圖10-1查得；按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑；計算模數(shù)；（3） 按齒根彎曲疲勞強度設計計算載荷系數(shù) ；由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲

56、疲勞安全系數(shù)查取齒形系數(shù)（查表10-5）；查取應力校正系數(shù)（查表10-5）；計算大、小齒輪的并加以比較經(jīng)比較小齒輪數(shù)值大。設計計算對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準值，取分度圓直徑。取則。（4） 幾何尺寸計算計算中心距 將中心距圓整為270mm。按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑（5） 計算齒輪寬度 圓整后： 。3. 第二對斜齒齒輪傳動設計由第一對斜齒圓柱齒輪的計算同理可得：小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)；，分度圓直徑。取則。將中心距圓整為460mm。 圓整后： 。3.1.4 軸的設計1

57、. 軸的材料選擇和最小直徑估算根據(jù)工作條件，初選軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑的估算，即：。初算軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段截面上有一個鍵槽時，增大5%7%，兩個鍵槽時，增大10%15%。值由表15-3確定：軸1，軸2，軸3，軸4。軸1：，因為軸1處有一個鍵槽，則：。軸2：，設有兩個鍵槽，則：，取整。軸3：，設有兩個鍵槽，則：，取整。軸4：，因為軸4處有一個鍵槽，則：，取整為。2. 軸的結構設計（1） 軸1的結構設計各軸段直徑的確定：最小直徑，錐齒輪軸外伸軸段，取。：根據(jù)齒輪軸的軸向定位要求，定位高度，取。：螺母定位軸段，取。：滾

58、動軸承段，滾動軸承選取30317，其尺寸為。：過渡軸段，取。：滾動軸承段，滾動軸承選取30317，其尺寸為。各軸段長度的確定：考慮到所選液力耦合器的配合，取。：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，。：由定位螺母確定，。：由滾動軸承及裝配關系確定，。：由裝配關系確定，。：由滾動軸承及裝配關系確定，。（2） 軸2的結構設計各軸段直徑的確定：最小直徑，滾動軸承段，滾動軸承選取30318，其尺寸為。：斜齒小齒輪軸段，。：根據(jù)齒輪的軸向定位要求，取。：錐齒大齒輪軸段，。 滾動軸承段，滾動軸承選取30318，其尺寸為各軸段長度的確定：由滾動軸承及箱體結構確定，取。：由斜齒小齒輪的轂孔寬度確定，。：由定位

59、裝配關系確定，。：由錐齒大齒輪裝配尺寸確定，。：由滾動軸承及裝配關系確定，。（3） 軸3的結構設計各軸段直徑的確定：最小直徑，滾動軸承段，滾動軸承選取30326，其尺寸為。：斜齒大齒輪軸段，。：根據(jù)齒輪的軸向定位要求，取。：斜齒小齒輪軸段，。：滾動軸承段，滾動軸承選取30326，其尺寸為。各軸段長度的確定：由滾動軸承及箱體結構確定，取。：由斜齒大齒輪的轂孔寬度確定，。：由定位及裝配關系確定，。：由直齒小齒輪的轂孔寬度確定，。：由滾動軸承及裝配關系確定，。（4） 軸4的結構設計各軸段直徑的確定：由機頭軸配合尺寸確定，機頭軸為內(nèi)花鍵，減速器軸為外花鍵，其花鍵配合為：。取。：。滾動軸承段，滾動軸承選

60、取30336，其尺寸為。：定位段，取。：定位段，取。：斜齒大齒輪軸段，。：滾動軸承段，滾動軸承選取30336，其尺寸為。各軸段長度的確定：由與機頭軸的連接關系確定，取。：由滾動軸承及箱體結構確定，取。：由定位及裝配關系確定，。：由定位及裝配關系確定，。：由直齒大齒輪的轂孔寬度確定，。：由滾動軸承及裝配關系確定，。3. 軸的校核（這里以軸3為例）（1） 軸的力學模型的建立軸上力的作用點位置和支點跨距的確定：齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬度的中點，因此可決定軸3上兩齒輪力的作用位置。軸上安裝的30226，從表12-4可知它的負荷作用中心到軸承外端面的距離，故可算出支點跨距和軸上各力作用點相