【正文】 系列標準，按減速器選配。儲帶裝置中的固定滾筒和活動滾筒一般各為兩個，這樣回空輸送帶繞過固定滾筒和滑動滾筒，共迂回四次后，才回到機尾滾筒。然而，如果由于溜槽結(jié)構(gòu)、增面輪位置等原因而有必要的話，旋轉(zhuǎn)刷也可安裝在輸送帶與滾筒仍在接觸的地方，以便對輸送帶進行清掃。表21 輸送機傾斜系數(shù)傾角2468101214162025k由于水平運輸，故不計該參數(shù)。將數(shù)據(jù)代入上式進行校核計算： 由此可知，所選帶寬合適。上部重段托輥間距按表24選取，下部托輥一般取上部間距的兩倍。通過機械手冊以及托輥直徑可得： 托輥長度：lg=465mm。→20176。表26 過渡段托輥組布置形式槽角5176。 式中： s——三節(jié)托輥槽形輸送帶上最大截面積（m3），查《運輸機械設(shè)計選用手冊》表13可得，s=； v——帶速(m/s)，查《運輸機械設(shè)計選用手冊》表228可得，k=； 查表274得，上托輥直徑為89mm，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?？砂聪率接嬎悖?式中： ——模擬摩擦系數(shù)?？捎嬎愠鲋饕枇Γ? 附加阻力計算附加阻力包括：物料在裝卸段被加速的慣性阻力和摩擦阻力；物料在裝卸段的導(dǎo)料擋板側(cè)壁上的摩擦阻力；除驅(qū)動滾筒外的滾筒軸承阻力；輸送帶在滾筒上繞行的彎曲阻力。本設(shè)計中，普通托輥組、調(diào)心托輥組按照10:1的比例設(shè)計安裝。按照上述過程，可計算出輸送機空載時的圓周驅(qū)動力： 皮帶張緊力計算 傳動功率計算及電動機選型（1）滾筒傳動軸所需功率可按下式計算： 式中： ——傳動軸所需功率，kW； ——滾筒圓周驅(qū)動力，N； ——帶速。表211 電動機主參數(shù)型號額定功率kW轉(zhuǎn)速r/min電流A效率％功率因數(shù)額定轉(zhuǎn)矩YB24004001448 滾筒直徑選擇 傳動滾筒直徑的選擇選擇傳動滾筒直徑時，可按四個方面考慮：（a）限制輸送帶繞過傳動滾筒時產(chǎn)生過大的附加彎曲應(yīng)力計算滾筒直徑： 式中： D——傳動滾筒直徑，mm d——芯層厚度，mm ——系數(shù)。 滾筒長度本設(shè)計中采用單電機單滾筒驅(qū)動，傳動滾筒包角為220176。的方向改變。時可隨改向角減小而適當取小1～2擋。電動機額定轉(zhuǎn)速根據(jù)生產(chǎn)機械的要求而選定，一般情況下電動機的轉(zhuǎn)速不低500r/min ，因為功率一定時，電動機的轉(zhuǎn)速低，其尺寸愈大，價格愈貴，而效率低。，從而使?jié)櫥容^方便。m以上各式中，圓錐齒輪傳動效率；聯(lián)軸器效率；圓柱齒輪傳動效率。查表可得齒寬系數(shù)為： Ψdm=選取小輪齒數(shù)（推薦值20～40） 大輪齒數(shù)圓整可得：z2=108。大齒輪選用45號鋼，表面淬火，接觸疲勞強度極限，彎曲疲勞強度極限。mm載荷系數(shù)K 式中： KA——使用系數(shù)，KA=1； KV——動載系數(shù)，～，這里取KV=； Kα——齒間載荷分配系數(shù)，～， Kβ——齒向載荷分布系數(shù)，～,這里取Kβ=故：K=材料彈性系數(shù)ZE 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 重全度系數(shù)Zε，～ 故小輪大端分度圓直徑d1： 式中： ——齒寬系數(shù)，查得； ——載荷系數(shù)，取 ——小輪轉(zhuǎn)矩，； ——材料彈性系數(shù)，?。? ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，； ——重合度系數(shù)，代入數(shù)據(jù)計算： 齒輪模數(shù)按標準模數(shù)圓整 m=8。(6) 按彎扭合成強度校核軸的強度當量彎矩（取折合系數(shù)） 軸的計算應(yīng)力因此軸滿足強度要求。e) 計算安全系數(shù)查表得取可用安全系數(shù)為。圖44 彎矩扭矩圖(7) 精確校核軸的疲勞強度f) 選擇危險截面如圖41所示，各個截面均有應(yīng)力集中源，選擇其中應(yīng)力較大，應(yīng)力集中較嚴重的截面。 故疲勞強度安全。布置。各軸上軸承的型號： 軸Ⅱ：30330型圓錐滾子軸承；軸Ⅲ：6240型深溝球軸承；6 減速器箱體及附件的設(shè)計 箱體的設(shè)計箱體是減速器的重要組成部件，它是傳動零件的基座，應(yīng)具有足夠的強度和剛度。為保證減速器安置在基礎(chǔ)上的穩(wěn)定性并盡可能減少箱體底座平面的機械加工面積，箱體底一般不采用完整的平面。在箱座底部、油池的最低位置開設(shè)放油孔，平時用放油螺塞將放油孔堵住，放油螺塞和箱體接合面間應(yīng)加防漏用的墊圈。箱蓋上采用吊環(huán)螺釘，用于起吊箱蓋通常不用于起吊整個減速器；箱座上直接鑄出吊鉤，用于起吊箱座或整個減速器。c．03機架：用于傾角的頭部探頭滾筒或頭部卸料傳動滾筒，圍包角小于或等于。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。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，吊掛式有鋼架調(diào)掛式和繩架吊掛式等種類。離合器的牙型有矩形、梯形、鋸齒形和三角形等。其性能參數(shù)如下：額定動轉(zhuǎn)矩：額定靜轉(zhuǎn)矩：允許最高轉(zhuǎn)速：重量： 聯(lián)軸器選型聯(lián)軸器是機械傳動中常用的部件。由于凸緣聯(lián)軸器屬于剛性聯(lián)軸器，對所聯(lián)兩軸的相對位移缺乏補償能力，故對兩軸對中性的要求很高。常用的有彈性套柱銷聯(lián)軸器、彈性柱銷聯(lián)軸器和梅花形彈性聯(lián)軸器。 常用清掃裝置的形式與特點(1)重錘清掃器重錘清掃器是利用杠桿原理,通過壓緊重錘使刮板壓緊輸送帶而起清掃作用。如圖75所示。重錘架與刮板架之間轉(zhuǎn)動部分的連接也比較容易損壞,造成重錘脫落,使清掃器失效。這時粘著物料便進入空行段的下托輥上，把托輥弄臟并粘有這些附著物。無彈性元件的撓性聯(lián)軸器可補償兩軸的相對位移，但因無彈性元件，故不能緩沖減振。根據(jù)對各種相對位移有無補償能力（即能否在發(fā)生相對位移條件下保持聯(lián)接的功能），聯(lián)軸器可分為剛性聯(lián)軸器（無補償能力）和撓性聯(lián)軸器（有補償能力）兩大類。其特點是接合平穩(wěn)，即使是在高速下離合也很平穩(wěn)，但傳遞轉(zhuǎn)矩較小，過載時工作面打滑，具有過載保護作用。離合器在機器運轉(zhuǎn)過程中可將傳動系統(tǒng)隨時分離或結(jié)合，用來操縱機器傳動的斷續(xù)，以便進行變速或換向等操作。圖72 中間架槽形托輥軸的兩端加工成矩形，這樣就可以把單個滾筒放進機架中，即可以定位又可以起到固定軸的作用。e．01，02機架適于帶寬500~1400mm；03，04機架適于帶寬800~1400mm。并能與漏斗配套使用。本設(shè)計中使用三個圓錐銷。(2) 通氣器減速器工作時，箱體內(nèi)氣壓隨著油溫上升而增大，容易把油從密封處擠出，為使箱內(nèi)熱脹空氣能自由排出，以保持箱內(nèi)壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件處向外滲漏，在窺視孔蓋板上設(shè)置通氣器。為了便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體制成沿軸心線水平剖分式。 軸承的選用與校核 軸Ⅰ上軸承的選用(1)軸Ⅰ上軸承的選用軸Ⅰ上軸承初步選擇30310型圓錐滾子軸承，其主要性能參數(shù)如下： 軸承支反力：查表可得，軸承派生軸向力：軸承所受軸向載荷：由于，故因為 ，則； ，則。所以說，故滿足要求。尺寸系數(shù)、根據(jù)d可得。(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于使用錐齒輪，存在軸向力，軸承選用一對圓錐滾子軸承，軸承型號為31330。配合處綜合影響系數(shù)、根據(jù)d，由表計算可得，鍵槽處有效應(yīng)力集中系數(shù)、根據(jù)計算可得、。查取該材料的主要力學性能數(shù)據(jù)為： 抗拉強度極限 許用彎曲應(yīng)力 (2) 計算齒輪上的作用力圓錐齒輪上的圓周力： 徑向力 軸向力 (3) 初步估算軸的直徑估算軸的直徑： 考慮鍵槽的影響，將軸的直徑加大3%～5%，故取軸的最小直徑為。許用彎曲應(yīng)力的計算公式為： 式中： ——彎曲疲勞強度極限，； ——彎曲強度計算的最小安全系數(shù)，這里取SFmin=； ——彎曲強度壽命系數(shù)，； ——彎曲強度尺寸系數(shù)。代入數(shù)據(jù)計算： 齒輪模數(shù)按標準模數(shù)圓整 m=10。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N： 接觸強度壽命系數(shù)ZN： ZN1=1 ZN2=許用接觸應(yīng)力與齒輪材料、熱處理方法、齒面硬度、應(yīng)力循環(huán)次數(shù)等因素有關(guān)。 各軸轉(zhuǎn)速第Ⅰ軸轉(zhuǎn)速 n1=1448n/min第Ⅱ軸轉(zhuǎn)速 n2=n1/i1=1448/4=362n/min第Ⅲ軸轉(zhuǎn)速 n3=n2/i2= 各軸功率電動機 P0=400 kW第Ⅰ軸功率 P1=P0η2=400=396kW第Ⅱ軸功率 P2= P1η1=396=第Ⅲ軸功率 P3= P2η3== 各軸轉(zhuǎn)矩電動機 T0=9550 P0/n0=9550400/1448=則軸Ⅰ與軸Ⅳ軸之間的總傳動比為： 傳動比分配傳動比分配合理，可以使得系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，成本低，重量輕，潤滑條件也好，因此傳動比的分配是一個非常重要的環(huán)節(jié)。傳動系統(tǒng)由電動機、減速器、制動器和傳動滾筒組成。以下一般用于增加輸送帶與傳動滾筒間的圍包角。表212傳動滾筒參數(shù)Bmm許用扭矩許用合力Dmm1200663301000 改向滾筒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。 傳動滾筒最大扭矩計算設(shè)計帶式輸送機采用單滾筒單電機驅(qū)動,傳動滾筒的最大扭矩按下式進行計算： 式中： D——傳動滾筒的直徑，mm； ——最大圓周驅(qū)動力，N。電動機額定轉(zhuǎn)速根據(jù)生產(chǎn)機械的要求而選定，一般情況下電動機的轉(zhuǎn)速不低500r/min ，因為功率一定時，電動機的轉(zhuǎn)速低，其尺寸愈大，價格愈貴，而效率低。查表28得，取，將數(shù)據(jù)帶入上式進行計算： (2)卸料器的摩擦阻力 式中， ——卸料器的阻力系數(shù)，一般取為1500 N/m。當輸送機長度小于80m時，系數(shù)C不是穩(wěn)定值；當長度大于80m時，系數(shù)C是穩(wěn)定值。～(1) 輸送帶線質(zhì)量qd由輸送帶選型結(jié)果可知，輸送帶線質(zhì)量qd=。帶式輸送機的運行阻力由以下幾種阻力組成：主要阻力、附加阻力、特種主要阻力、特種附加阻力、傾斜阻力。25176。過渡段間距由下式計算： 式中： lt——兩過渡托輥組間距（m）； lg——托輥長度,（m）； i——第i組托輥槽角度（m）； my——張力系數(shù),在高張力區(qū)取my=； ε0——輸送帶的長度系數(shù)，對于阻燃輸送帶，ε0=。過渡段的布置如圖21所示。表24 托輥間距帶寬Bm物料堆積亮度（t/m）～～2～ 托輥長度和直徑的確定托輥的直徑和托輥軸的直徑以及軸承可根據(jù)托輥所受的載荷情況選擇。在本設(shè)計中，初選帶寬為1200mm的PVG1600S型輸送帶。表22 物料的最大截面積帶寬/mm堆積角/(o)槽角/（o）2025303540455000102030650010203080001020301000010203012000102030 輸送帶寬度核算確定帶寬需要考慮所運物料的最大塊度，以使輸送機能夠穩(wěn)定運行。因此，對于減速器的設(shè)計，采用圓錐直齒輪傳動，使得電動機和減速器的軸線平行于輸送機，從而減小了驅(qū)動裝置的寬度。一般彈簧或配重的單刮板或多刮板清掃器應(yīng)安裝在輸送帶剛離開滾筒之后的位置上。每套制動器有四個油缸，由一套液壓系統(tǒng)統(tǒng)一控制。帶式逆止器結(jié)構(gòu)簡單、造價便宜。拉緊裝置分為螺桿式、鋼繩絞筒和重砣式。、30176。(3) 托輥及機架托輥的作用是支承輸送帶，減小運行阻力，并使輸送帶垂度不超過規(guī)定限度，保證輸輸帶平穩(wěn)運行。本設(shè)計中由于傾角較大，且為向下運輸，為防止?jié)L料、保證足夠的輸送能力，采用人字形淺花紋膠帶。機械接頭是一種可拆卸的接頭。同其它輸送帶相比，在帶強度相同的前提下，鋼絲繩芯輸送帶的厚度小。拉緊裝置5的作用是給輸送帶以正常運轉(zhuǎn)所需要的鄉(xiāng)賢力。(4) 開發(fā)專用機型我國煤礦的地質(zhì)條件差異很大，為了滿足特殊要求，應(yīng)開發(fā)特殊型帶式輸送機，如彎曲帶式輸送機、大傾角或垂直提升輸送機等。從1991年到1994年，德國的MANTAKPRFODERTECHNIK公司研制了三臺用于卸船機的壓帶輸送機。(7) 壓帶式輸送機壓帶式輸送機由上、下兩條閉環(huán)輸送帶組成。5) 可分別利用輸送帶的上、下分支同時輸送物料。它的成功運行開創(chuàng)了國內(nèi)散狀物料運輸?shù)男录o元。在適當?shù)臈l件下使用料袋帶式輸送機，與箕斗提升和波狀擋邊式帶式輸送機相比，初期投資和運營費用都可以明顯節(jié)省。阻尼式下運帶式輸送機是在輸送帶底面施加阻尼力抵消載荷下運時產(chǎn)生的下滑力, 也具有較廣泛的應(yīng)用前景, 其驅(qū)動裝置可以布置在輸送機的下端，使電動機在驅(qū)動運轉(zhuǎn)中始終保持電動狀態(tài)。(5) 下運帶式輸送機長運距、大運量、大傾角下運帶式輸送機的使用，可較大幅度地減少采區(qū)運輸巷道工程量，降低基建費用和縮短施工周期，電動機發(fā)電運行時還可向電網(wǎng)輸電，具有較大的節(jié)能效益，是