【正文】 受力分析 由給料機的結(jié)構(gòu)設(shè)計可知，整個運輸裝置由 7 組調(diào)心托輥架組成，其所受外力為物料重量對其產(chǎn)生的重力，由上述計算可知，物料重量所產(chǎn)生的重力為 F 合 =，考慮物料在加載過程中所產(chǎn)生的沖擊作用，我們適當加大其富余量，此處選擇為 10%，由此可計算出每組調(diào)心托輥說承受外力為 F=。lp?? =152 MPa 式中： M —— 給料機自重及物料重量對焊縫所形成的彎矩，對于單條焊縫為： mmNaPM .183897602/????? p—— 給料機自重及物料重量之和，為保證焊縫的安全增加 20%的富余量 ??????? )5 7 6 9 9 23 6 0 0 0()( 21 GGP 1G —— 給料機重量，為 36000 N 30 2G —— 滿載時物料重量，為 576992 N a —— 作用力矩焊縫的距離，為 70mm ? —— 焊接板厚度，為 15mm l —— 焊縫長度，為 3810mm 由上式可以得出，焊縫滿足設(shè)計要求，也進一步證實連接裝置中的焊縫滿足要求的假設(shè)是成立的。 b） 本滾筒筒體采用卷制后焊接成型，因此，我們必須校核滾筒上焊縫是否滿足設(shè)計與運行要求。 設(shè)計參數(shù) 1) 運輸量 Q=4400 t/h 2) 速度 V= m／ s 3) 甲帶輸送帶帶寬 B= m 4) 上托輥間距 Ltz= m 5) 下托輥間距 Ltk= m 6) 物料容重 γ =1000 kg/m3 7) 膠帶帶強 ST630 8) 托輥直徑 Φ 159 1400,6205 軸承 9) 輸送長度 L= m 查詢計算部分參數(shù)一覽表： 托輥旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量 G ㎏ 膠帶每米長度質(zhì)量 qo 19 kg/ 2m 每米物料重量 qg ㎏ 模擬摩擦系數(shù) f 重力加速度 g m/s2 功率及張力計算 1） 加料段運行阻力： 7 a） 在加料段和加速度段輸送物料和輸送帶間的慣性阻力和摩擦阻力 F0 ? ? ? ? 1 8 3 0 0 ????????? VVLF V ? N b） 加速段被輸送物料與導(dǎo)料欄板間的摩擦阻力 F2 2120222 )2( bvv glIF bv?? ??= 222 ???????? ????? N 2? —— 物料與導(dǎo)料欄板間的摩擦系數(shù)（ ~），選擇 vI —— 輸送能力（ m3/s） ? ?= 4400 ?? bl —— 加速段長度（ m） a2202 VVlb ??? 2 ?? 根據(jù)材料礦山機械第 38 卷 20xx 年第 23 期 物料自重而引起的物料層與甲帶上表面之間的摩擦力 1F 11 gflBhF ?出? B—— 排料口寬度 h出 —— 為物料輸送高度 L—— 為物料在輸送方向上的長度 ? —— 為物料密度 g—— 為重力加速度 1f —— 為物料內(nèi)摩擦系數(shù)取 料倉側(cè)壁與物料層之間的摩擦力為 F2 8 F2 =22212 flgh ?? 出? ? —— 為側(cè)壓系數(shù) ? ??sin1 sin1??? ? 為物料內(nèi)摩擦角 2f 為物料與料倉之間的摩擦系數(shù)取 甲帶上的物料隨甲帶一起向前運動，則有 mh 6 2 6 0 01 5 0 01 3 0 0 4 4 0 06 ?????出 mF??a = ? ? ? ? smB fhBfg / 3 0 0 2 3 0 221 ???????? ?出 其中 f1—— 為物料內(nèi)摩擦系數(shù)， f1= ? —— 為側(cè)壓系數(shù)為 B —— 為導(dǎo)料槽的寬度 f2—— 為物料與導(dǎo)欄板之間的摩擦系數(shù) 考慮直筒煤倉倉壓對給料機功率的影響，給料機裝料部分設(shè)計成斜坡段（如圖 3），以使煤倉倉壓作用于斜坡段上而不是直接作用于給煤機的輸送帶上。主要表現(xiàn)在： ，復(fù)合加工技術(shù)日趨成熟，包括銑 車復(fù)合、車銑復(fù)合、車 鏜 鉆 齒輪加工等復(fù)合，車磨復(fù)合，成形復(fù)合加工、特種復(fù)合加工等，復(fù)合加工的精度和效率大大提高。 帶式給料機的優(yōu)點 : 運行功率小，能量消耗少，運行經(jīng)濟性好； 給料量大、穩(wěn)定，且調(diào)整方便； 運行平穩(wěn)，噪音小，保護環(huán)境； 磨損小，維修量小，使用壽命長； 零部件通用性強，安裝、維修簡便； 可替換現(xiàn)用的其它類型的給料機。目前防膠帶跑偏有采用有的使用擋板擋住膠帶的措施，但擋板會使膠帶褶皺或翻 邊，甚至撕裂或拉斷，有的采用在中間帶有一條凸臺的膠帶與帶有凹槽的滾筒和托輥配合防跑偏，但凸臺往往會從凹槽里跑出，一旦這種情況產(chǎn)生，凸臺就很難再進去，膠帶很快就報廢，還有的采用在膠帶邊緣處設(shè)帶槽的防跑偏輪的措施，由于皮帶邊緣始終卡在防跑偏輪的槽中運動，造成皮帶邊緣磨損嚴重，需要用邊緣加強的膠帶，這樣膠帶的成本大大增加，這些措施都不太理想；給料機工作時，閘門位于料倉以外的軌道上，沒有閘門的那一部分軌道在料倉下，會被從料倉里落下的物料填滿，很難清理，需將閘門卸掉才好清理。通過給料機結(jié)構(gòu)設(shè)計優(yōu)化、給料機零部件的超精加工和精密裝配、采用高精度的全閉環(huán)控制及溫度、振動等動態(tài)誤差補償技術(shù)，提高給料機加工的幾何精度，降低形位誤差、表面粗糙度等，從而進入亞微米、納米級超精加工時代球磨機生產(chǎn)廠家。 12 本給料機采用單排滾子鏈傳動形式，由于采用大減速比減速器，因此選用大小鏈輪傳動比 i=1 的傳動形式。托輥是帶式輸送機上用量最多 、分布最廣的組件 , 同時托輥也是帶式輸送機上出現(xiàn)故障率最高的組件 ,其失效形式一般均為軸承損壞而不能靈活旋轉(zhuǎn) 。 33 2） 滾筒固定螺栓組的設(shè)計與校核 A. 螺栓組結(jié)構(gòu)設(shè)計 由給料機結(jié)構(gòu)與滾筒軸承座結(jié)構(gòu)設(shè)計可知，滾筒螺栓設(shè)計數(shù)為 Z=4，對稱布局，采用（ GB578020xx， C 級） M24 螺栓，螺栓性能等級為 級。 參考文獻 [1] 機械設(shè)計手冊 成大先主編 化學(xué)工業(yè)出版社 1999 [2] 機械設(shè)計 濮良貴 紀名剛主編 高等教育出版社 1995 [3] 工程力學(xué) 北京科技大學(xué) 東北大學(xué)編 高等教育出版社 1997 [4] 膠帶給料機的設(shè)計方法 黃明云 黃文林 起重運輸機械 1988 39 [5] DTⅡ（ A）型帶式輸送機設(shè)計手冊 北京起重運輸機械研究所 武漢豐凡科技 開 發(fā)有限責(zé)任公司主編 冶金工業(yè)出版社 20xx [6] 煤礦用帶式輸送機設(shè)計計算 中華人民共和國煤炭行業(yè)標準（ MT/T4671996） 1996 。 擰緊力矩的計算： ??????? 7 8 1 3 P ??????? 201 2 0 5 7 a x dQKT P 723465 式中： K —— 擰緊力矩系數(shù)，查表取 由上述計算可知，扳手擰緊力矩為 ，最大擰緊力矩為 723465 ，如超過此力矩螺栓將被破壞。 軸承的校核 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，我們初步選擇調(diào)心球軸承，軸承型號為 GB/T 2881994 1316 ? ? npcL rh 60//10 26 ?? 27 式中： rC —— 基本額定動載荷計算值 N ? —— 指數(shù)，球軸承，值為 3 P —— 當量動載荷， N，由于本滾筒只受徑向載荷作用，因此： NFYFp NFYFp brb ara 1 9 8 0 7 211 ???? ???? 式中： aF —— 軸向載荷 rF —— 徑向載荷， 大小為支反力 由受力分析可知，此軸承只承受徑向載荷 NFr ? NFr ? 滾動軸承的當量動載荷 2 2 4 8 ????? rp FfP N 8 6 0 2 4 0 ????? rp FfP N 式中 pf 載荷系數(shù)，根據(jù)載荷性質(zhì)為輕微沖擊，取 pf = 因 21 PP? 按軸承 2的受力計算軸的壽命hhpL rh 106010 3103626 ?????????? ?????????????? 由以上校核可知，選用軸承滿足設(shè)計要求。 綜上所述，圓周力 F： 10 ????? )( 321 FFFFcF 主 ? ? ? 9 3 6 5 3 8 71 8 3