【正文】 拆洗。 防止輸送帶跑偏，使輸送帶保持在中心線上運轉(zhuǎn)，保證槽角。 檢查清掃裝置及卸料器的橡膠刮板，是否有嚴重磨損而與輸送帶不能緊密接觸，如有則應調(diào)整或更換橡膠刮板。 1. 日常維修 檢查輸送帶的接頭部位是否有異常情況，如割傷，裂紋等及其他原因造成的損壞。在空轉(zhuǎn)試機中要注意輸送帶運行中有無跑偏現(xiàn)象、驅(qū)動部分的運轉(zhuǎn)溫度、托輥運轉(zhuǎn)中的活動情況、請掃裝置和導料板與輸送帶表面的接觸嚴密程度等，同時要進行必要的調(diào)整，各部件都正常后才可以進行帶負載運轉(zhuǎn)試機。在拉緊輸送帶以前，應安裝好減速器和電動機，傾斜式輸送機要裝好制動裝置。掛設帶條可使用 — 。 帶式輸送機固定以后，可裝設給料和卸料裝置。 為此，在驅(qū)動滾筒及托輥架安裝以后，應該對輸送機的中心線和水平作最后找正。 (2)所有的滾筒排成行，互相平行。托輥安裝后，應使其回轉(zhuǎn)靈活輕快。 在安裝驅(qū)動裝置的同時，可以安裝尾輪等拉緊裝置，拉緊裝置的滾筒軸線，應與帶式輸送機的中心線垂直。同時，所有軸和滾筒都應找平。當全部單節(jié)安設并找準之后，可將各單節(jié)連接起來。 。 安裝帶式輸送機的機架 ， 機架的安裝是從頭架開始的，然后順次安裝各節(jié)中間架，最后裝設尾架。 副 傳動滾筒軸上鍵的校核 帶入數(shù)值進行計算得： σ p=≤[ σ p] 故安全。 2. 軸與滾筒配合 處的鍵校核 帶入數(shù)值進行計算得： σ p=≤[ σ p] 故安全。 l— 鍵的工作長度，單位為 mm，圓頭平鍵 l=Lb,平頭平鍵 l=L,這里 L為鍵的公稱長度，單位為 mm； b為鍵的寬度，單位為 mm； d— 軸的直徑，單位為 mm； [σ p]— 鍵，軸，輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，單位為 MPa，這里根據(jù) [4]表 62，選取 σ p=150MPa。 鍵的較核 對于普通平鍵，它的強度條件為 σ p=2T/kld≤[ σ p] 式中： T— 傳遞的扭矩，單位為 N178。 Lh= ?)/()60/(10 6 PCn ? C— 軸承基本額定動載荷； P— 軸承支反力； n— 軸承轉(zhuǎn)速； ε — 為指數(shù)，對于球軸承 ε =103 。因軸承有中等沖擊載荷，按 [4]表 136，取 fp=。 （ 2） 左面軸承的校核 Lh= ?)/()60/(10 16 PCn ? = 36 )3 1 6 8 0/3 1 2 0 0 0()(10 ?? =70755h8000h 故所選軸承符合要求。 根據(jù)表 ，并將計算結(jié)果置于下表： 表 軸承載荷計算 Fr1 Fr2 P1 P2 n 出 = Lh= ?)/()60/(10 6 PCn ? 式中 :C— 軸承基本額定動載荷； P— 軸承支反力； n— 軸承轉(zhuǎn)速； ε — 為指數(shù)，對于滾子軸承 ε =103 。m A B C D EF F194194 223600F1 F2M1 M2 圖 軸的受力分析 軸承的強度校核 主傳動滾筒 軸上的軸承強度校核 Fr1和 Fr2 8Fr1= 2r1H2r1V FF ? Fr2= 2r2H2r2V FF ? P1和 P2 P1= fp(X1Fr1＋ Y1 Fa1) P2= fp(X2Fr2＋ Y2 Fa2) 因為采用直齒輪傳動，所以 Y=0。m MV= 0 總彎矩 M1= 178。 這里取 α =，因為滾筒 采用普通平鍵聯(lián)接，所以 32()3 2 2d bt d tW d? ??? 則 321 5 0 3 6 1 2 ( 1 5 0 1 2 ) 3 0 3 9 1 6 . 4 93 2 2 1 5 0W m m? ? ? ?? ? ?? 6 2 6 2( 4 .7 6 1 0 ) ( 0 .6 9 .4 9 1 0 ) / 3 0 3 9 1 6 .4 9 2 4 .4 2 M Paca? ? ? ? ? ? ? 因此 σ ca[σ 1],故安全。 軸的載荷分析見圖 ，并由此可見 C截面是軸的危險截面，并計算截面 C處的載荷列于表 。 這里取 α =，因為滾筒采用普通平鍵聯(lián)接，所以 32()3 2 2d bt d tW d? ??? 則 321 5 0 3 6 1 2 ( 1 5 0 1 2 ) 3 0 3 9 1 6 . 4 93 2 2 1 5 0W m m? ? ? ?? ? ?? 6 2 6 2( 7 .1 1 1 0 ) ( 0 .6 9 .4 9 1 0 ) / 3 0 3 9 1 6 .4 9 2 9 .9 7 M Paca? ? ? ? ? ? ? 因此 σ ca[σ 1],故安全。m 扭矩 T T= N178。m M3= 22 ? kN178。m 總彎矩 M1= 178。m MH3= N178。 水平面上的支反力： NFFFFF NHNH ????? ； 33332 10986 ???? ? ???????????? ）（）（）（NHF = 3. 垂直 面上的支反力： t2 kNN V I N VF F F? ? ? ? 32 32 8 . 7 6 ( 1 9 4 6 0 0 2 2 3 ) 1 0 2 9 . 6 6 k9 8 6 1 0NVFN??? ? ? ???? ： mNFM AH ????? ? 9 4 31 32 19 4 10 6 k mHDM F N?? ? ? ? ? 33 22 3 10 3 k mHEM F N?? ? ? ? ? ： 3t 22 3 10 6. 41 k mVM F N?? ? ? ? ? mNM ?? 2 mMN?? 223 2 .3 3 6 .4 1 = 6 .8 2 k m? ? ? mNT ?? 表 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F FNH1= ， FNH2= N FNV1= N， FNV2= N 彎矩 M MH1= N178。 軸的載荷分析見圖 ，并由此可見 D截面是軸的危險截面，并計算截面 C處的載荷列于表 。 中間段的軸徑 15d 130mm? ； 滾筒配合處的軸徑 16d =140mm；采用普通平鍵 36 ? 20— 90。 于是各軸段直徑的確定為： 齒輪配合處的軸徑 11d =116mm，采用普通平鍵 28? 16— 110。 3 4 8 .2 3 1 0 9 .7 7 m m4 8 .5 3 ? 式中： 1P —— 軸傳遞的功率 1n —— 軸的轉(zhuǎn)速 所以圓整軸徑取 d=110mm。 副傳動滾筒 軸的設計 軸徑的設計 初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 中間段的軸徑 15d 130mm? ； 滾筒配合處的軸徑 16d =140mm；采用普通平鍵 36 ? 20— 90。 于是各軸段直徑的確定為： 聯(lián)軸器配合處的軸徑 11d =110mm；采用普通平鍵 28 ? 16 — 140聯(lián)接。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 1ca AT KT? ，查表 141，取 AK =，則： 1 4c a AT K T k N m? ? ? ? ? 按照計算轉(zhuǎn)矩 caT 應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊選用 HL8 柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為16kNm，半聯(lián)軸器的孔徑 d=110mm,故選 11d =110mm。 3 4 8 .2 3 1 0 9 .7 7 m m4 8 .5 3 ? 式中： 1P —— 軸傳遞的功率 1n —— 軸的轉(zhuǎn)速 此最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。 第四章 主要零件的設計及強度計算 軸的設計及軸承的選擇 主 傳動滾筒軸設計 軸徑的設計 初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 ? 1 3 7 1 222 .79uPN? ? ? ? ? 2. 動載計算 承載分支托輥： 00s d aP P f f f? ? 回程分支托輥： u u s aP Pf f?? 式中 0P? —— 承載分支托輥動載荷， N； uP? —— 回程分支托輥動載荷， N； sf —— 運行系數(shù)，見表 315； df —— 沖擊系數(shù)，見表 316； af —— 工況系數(shù)，見表 317. 表 315 運行系數(shù) sf 運行條件，每天運行小時 sf 6 ? 6～ 9 ＞ 9～ 16 ＞ 16 0． 8 1． 0 1． 1 1． 2 表 316 沖擊系數(shù) df 物料粒度 mm 帶速， ms 2 4 5 0～ 100 100～ 150 150～ 300細料中有少量大塊 150～ 300粗料中有少量大塊 150～ 300 根據(jù) 上表查得： sf =, df =, af = 表 317 工況系數(shù) af 工況條件 af 正常工作和維護條件 有磨蝕或磨損性物料 磨蝕性較高的物料 1． 00 1． 10 1． 15 ? 承載分 支托輥： 0P? =? ? ? = 回程分支托輥： uP? =? ? = 查《運輸機械設計選 用手冊》表２－７４，上輥 89mm? ， L ＝ 205 mm ，軸承 4 204G ，承載能力 2340 Ｎ，能滿足要求。 輥子載荷計算 1. 靜載計算 承載分支托輥： 00()m BIP ea q gv?? 式中 ： 0P —— 承載分支托輥靜載荷， N； 0a —— 承載分支托輥間距， m； 0a =； e —— 輥子載荷系數(shù)，見表 314 v —— 帶速， m/s； v =； Bq —— 每米長輸送帶質(zhì)量， kgm ； Bq = ； mI —— 輸送能力， kgs ； 100 2 7 .7 83 .6 3 .6m QI kg s??。）； ? ＝ 10 ； ? ?0 .0 2 5 2 0 9 .8 1 5 .3 8 1 .9 3 ( 2 7 .5 7 1 7 .3 6 ) c o s 0 1 9 5 .2 7HFN? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? XF? += ? 凹弧段最小曲率半徑 2R ： 2 1 9 7 8 4 . 8 11 . 4 3 7 2 . 9 97 . 5 7 9 . 8 1Rm? ? ?? 托棍的選用計算 托輥型號的選擇 托輥型號的選擇與以下因數(shù)有關： 載荷的大小及特征、輸送帶的寬度與速度、使用條件、輸送機的工作制度、被輸送物料的性質(zhì)、預定的軸承壽命、維修制度等。 g— 重力加速度 g＝ 2/ms ROq — 承載分支托輥組每米長度旋轉(zhuǎn)部分重量， /kgm 用下式計算： 則： RUq — 回程分支托輥組每米長度旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量， /kgm ,用下式計算： 表 32 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)摩擦系數(shù)小 按標準設計、制造、調(diào)整好，物料內(nèi)摩擦系數(shù)中等 多塵，低溫，過載，安裝不當，托輥質(zhì)量差物料內(nèi)摩擦大 向下傾斜 設計制造正常處于發(fā)電狀 態(tài) 其中： 2G — 回程分支托輥旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量， kg ，從表中查?。簽? Ua — 回程分支托輥間距， m；取 Ua ＝ 3m； 則： Bq — 每米 長度輸送帶質(zhì)量， kg/m,初始 計算時可憑經(jīng)驗取值，也可以在有關手冊中查得，如發(fā)現(xiàn)實際選用的 Bq 值與初始計算值有較大的出入時，應按實際值重新計算； Bq ＝ ； Gq — 每米長度輸送物料質(zhì)量， kg/m。 而 9XHF S F?? 式中 9S = N； 而輸送機的主要阻力 HF 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。b 凸凹弧段尺寸 凸弧段曲率半徑計算 凸弧段最 小曲率半徑 1R （見圖 34）按下式計算： 各種織物帶： 1 (38 42) si nRB??? 式中 B —— 輸送帶寬度， m； B= m； ? —— 托輥槽角，（ ? ）； ? =35? 。b －階梯寬度， mm；見表 311 39。尼龍、聚酯帆布芯帶 n=1012； 代入數(shù)據(jù)得： 4 1 6 7 0 .6 6 8Z