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本科畢業(yè)設計（論文）
皮帶運輸機設計
摘要 本文對帶式傳輸機的各個部件的設計進行了探討，在傳遞物質的方法,采用皮帶運輸帶起著非常重要的作用，在競爭性成本的長距離、可靠性物質運輸方面，帶式運輸機發(fā)揮著非常重要的作用。
傳輸機系統(tǒng)變得更大、更復雜，同時驅動裝置也經歷了一系列的發(fā)展，并將繼續(xù)發(fā)展下去，如今，更大的傳輸帶需要更大的功率、單獨驅動器、多倍驅動器，就傳輸帶的使用而言，控制驅動加速轉矩的能力是關鍵的因素。在指定的安全極限范圍內，一個高效的傳動裝置將能提供平穩(wěn)、安全的運轉，同時保持傳輸帶的張力。對于多倍傳動裝置的均分負載，轉矩與速度控制同樣是其設計中需考慮的環(huán)節(jié)。由于傳送帶驅動裝置技術的發(fā)展，現今有越來越多更可靠、具有成本效益、設定的寬范圍功率的傳送帶驅動裝置可供人們選擇。
關鍵詞 帶式 運輸機 驅動 系統(tǒng)
Belt Conveyor Driving System
Abstract A short review for the design of each part for belt conveyor , Among the methods of material conveying employed， belt conveyors play a very important part in the reliable carrying of material over long distances at competitive cost．
Conveyor systems have become larger and more complex and drive systems have also been going through a process of evolution and will continue to do so． Nowadays，bigger belts require more power and have brought the need for larger individual drives as well as multiple drives．The ability to control drive acceleration torque is critical to belt conveyors’ performance． An efficient drive system should be able to provide smooth，soft starts while maintaining belt tensions within the specified safe limits． For load sharing on multiple drives．torque and speed control are also important considerations in the drive system’s design． Due to the advances in conveyor drive control technology，at present many more reliable．Cost-effective and performance-driven conveyor drive systems covering a wide range of power are available for customers 'choice ．
Key words Belt Conveyor Driving System
目 錄
引言 5
第一章 帶式輸送機概述 6
1.1帶式輸送機的應用 6
1.2帶式輸送機的分類 6
1.3 各種帶式輸送機的特點 6
1.4 帶式輸送機的發(fā)展狀況 7
第二章 總體方案設計 8
2.1布置方式 8
2.2帶式輸送機的工作原理 9
2.3傳動原理 10
2.4 傳動方案和總體設計 12
第三章 主要技術參數的設計計算 13
3.1 設計的原始數據 13
3.2槽角的選取 14
3.3膠帶運行阻力的計算 15
3.4輸送帶上各點張力的計算 19
3.5 輸送帶的強度驗算 22
第四章 驅動裝置的選用與設計 27
4.1電機的選用 27
4.2 減速器的選型與設計 27
4.3 聯(lián)軸器的計算與選型 31
4.4驅動滾筒的設計 33
第五章 托輥的設計 38
5.1 托輥的作用與類型 38
5.2托輥間距 40
5.3 托輥的選型 41
第六章 制 動 裝 置 41
6.1 制動裝置的作用 41
6.2 制動裝置的種類 41
6.3 制動裝置的選型 43
第七章 改 向 裝 置 44
7.1凸弧段曲率半徑R的計算 44
7.2改向滾筒的選用 44
第八章 其他部件的選用 44
8.1 拉緊裝置 46
8.2機架與中間架 50
8.3 卸料裝置 51
8.4 清 掃 裝 置 52
8.5 頭部漏斗 54
8.6 電氣及安全保護裝置 54
第九章 安裝運轉與維護 54
9.1安裝要求 54
9.2調整 55
9.3運轉與維護 55
結論 56
致謝 57
參考文獻 58
附錄 59
引 言
帶式輸送機是用連續(xù)的無端輸送帶輸送貨物的機械，俗稱皮帶機。輸送帶根據摩擦傳動原理而運動，既是承載貨物的構件，又是傳遞牽引力的構件，其特點是：輸送能力大，爬坡能力強，操作簡單，安全可靠，自動化程度高，設備維修容易，廣泛應用于采礦、冶金、化工、鑄造、建材等行業(yè)的輸送和生產流水線以及水電站建設工地和港口等大宗散貨的輸送裝卸作業(yè)中，在我國的國民經濟中占有重要的地位。今年來，隨著社會經濟的發(fā)展，帶式輸送機的發(fā)展趨勢有：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，特別是大傾角的皮帶輸送機，在現實的生產中，變的越來越需要，國內外許多學者都投入到其研制過程中，雖然已經出現了一批可以用于較大傾角的輸送機，不過技術還不夠完善、成熟，由于其工作的環(huán)境比較復雜
畢業(yè)設計是大學四年的最后一次教學實踐，它是實現工科大學生培養(yǎng)目標的實踐性、綜合性教學的必經環(huán)節(jié)。它不但有助于培養(yǎng)我們分析問題和創(chuàng)造性地解決問題的能力，全面提高我們的素質，還是一次對我們應用知識解決問題的能力的檢驗。
高等工程教育的培養(yǎng)目標是德、智、體全面發(fā)展，培養(yǎng)能夠解決各種技術性問題的技術人員。鑒于此，我們應獲得工程師初步訓練，成為長于實踐的高等工程技術應用型人才。學生應具備必須的理論基礎，扎實的專業(yè)知識和較強的工程實踐能力。畢業(yè)設計是教學計劃中學生必須的最后一個教學環(huán)節(jié)，是實現教學、科研、工程實踐相結合的重要結合點。
它的主要目的是培養(yǎng)學生綜合運用所學的知識和技能去分析和解決本專業(yè)范圍內的一般工程技術問題。建立正確的設計思想，掌握工程設計的一般程序和方法，通過畢業(yè)設計，進行工程知識和工程技能的綜合訓練，使學生一走上工作崗位就具有較強的應用生產現場正在使用和近期可能推廣使用的技術，去解決工程實際生產中遇到的實際問題的能力。
畢業(yè)設計的基本要求是：
(1)既要完成任務，又要培養(yǎng)學生，應把對學生的培養(yǎng)放在第一位。在指導老師的指導下，根據所選定的設計課題，通過實習，結合工程實際，獨立完成設計工作，受到一次機械工程師如何解決工程實際問題的初步訓練。
（2）通過畢業(yè)設計，使學生受到綜合運用知識，解決實際問題的能力，提高自身技術水平、運算能力及識圖、制圖和查閱手冊，使用國家標準和信息資料的能力，文字表達能力和一般的組織管理能力。
（3）培養(yǎng)自己獨立工作的能力，鞏固和擴大專業(yè)知識面，有較強的自學能力及工作適應能力，提高運用科研成果和新技術的能力及對現有的生產設備和生產技術進行改造的能力。
（4）培養(yǎng)嚴謹求實，理論聯(lián)系實際的作風及嚴肅的科學態(tài)度，樹立正確的生長觀點和技術經濟觀點。
第一章 帶式輸送機概述
1.1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)、農業(yè)、交通等各企業(yè)中,連續(xù)運輸機是生產過程中組成有節(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。
1.2帶式輸送機的分類
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:
1.3 各種帶式輸送機的特點
（1）QD80輕型固定式帶輸送機 QD80輕型固定式帶輸送機與TDⅡ型相比,其帶較薄、載荷也較輕,運距一般不超過100m,電機容量不超過22kw.
（2） 它屬于高強度帶式輸送機,其輸送帶的帶芯中有平行的細鋼繩，一臺運輸機運距可達幾公里到幾十公里.
（3）U形帶式輸送機 它又稱為槽形帶式輸送機,其明顯特點是將普通帶式輸送機的槽形托輥角由提高到使輸送帶成U形.這樣一來輸送帶與物料間產生擠壓,導致物料對膠帶的摩擦力增大,從而輸送機的運輸傾角可達25.
（4）管形帶式輸送機 U形帶式輸送帶進一步的成槽,最后形成一個圓管狀,即為管形帶式輸送機,因為輸送帶被卷成一個圓管,故可以實現閉密輸送物料,可明顯減輕粉狀物料對環(huán)境的污染,并且可以實現彎曲運行.
（5）氣墊式帶輸送機 其輸送帶不是運行在托輥上的,而是在空氣膜(氣墊)上運行,省去了托輥,用不動的帶有氣孔的氣室盤形槽和氣室取代了運行的托輥,運動部件的減少,總的等效質量減少,阻力減小,效率提高,并且運行平穩(wěn),可提高帶速.但一般其運送物料的塊度不超過300mm.增大物流斷面的方法除了用托輥把輸送帶強壓成槽形外,也可以改變輸送帶本身,把輸送帶的運載面做成垂直邊的,并且?guī)в袡M隔板.一般把垂直側擋邊作成波狀,故稱為波狀帶式輸送機,這種機型適用于大傾角,傾角在30以上,最大可達90.
（6）壓帶式帶輸送機 它是用一條輔助帶對物料施加壓力.這種輸送機的主要優(yōu)點是:輸送物料的最大傾角可達90,運行速度可達6m/s,輸送能力不隨傾角的變化而變化,可實現松散物料和有毒物料的密閉輸送.其主要缺點是結構復雜、輸送帶的磨損增大和能耗較大.
（7）鋼繩牽引帶式輸送機 它是無際繩運輸與帶式運輸相結合的產物,既具有鋼繩的高強度、牽引靈活的特點,又具有帶式運輸的連續(xù)、柔性的優(yōu)點。
1.4 帶式輸送機的發(fā)展狀況
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,合理目前帶式輸送機已廣泛應用于國民經經濟各個部門,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(可達16),經營費用低，由于縮短運輸距離可節(jié)省基建投資。
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。鋼繩芯帶式輸送機的適用范圍：
（1）適用于環(huán)境溫度一般為C;在寒冷地區(qū)驅動站應有采暖設施；
（2）可做水平運輸,傾斜向上(16)和向下()運輸,也可以轉彎運輸;運輸距離長,單機輸送可達15km；
（3）可露天鋪設,運輸線可設防護罩或設通廊；
（4）輸送帶伸長率為普通帶的1/5左右;其使用壽命比普通膠帶長;其成槽性好;運輸距離大。
第二章 總體方案設計
機械產品的方案設計首先確定它的工作原理方案，再確定機械運動方案。機械系統(tǒng)的工作原理和機械傳動方案的優(yōu)劣是決定產品性能、成本，關系到產品水平及競爭力的關鍵所在。因此機械系統(tǒng)的運動方案設計階段是機械產品設計中最重要的設計階段，是機械產品至關重要的環(huán)節(jié)。在此階段完成的草圖和總體布置，不僅確定了整機的布置形式和重要尺寸，而且也確定了各種部件的基本型號和特性參數。
2.1布置方式
電動機通過聯(lián)軸器、減速器帶動傳動滾筒轉動或其他驅動機構，借助于滾筒或其他驅動機構與輸送帶之間的摩擦力，使輸送帶運動。帶式輸送機的驅動方式按驅動裝置可分為單點驅動方式和多點驅動方式兩種。
通用固定式輸送帶輸送機多采用單點驅動方式，即驅動裝置集中的安裝在輸送機長度的某一個位置處，一般放在機頭處。單點驅動方式按傳動滾筒的數目分，可分為單滾筒和雙滾筒驅動。對每個滾筒的驅動又可分為單電動機驅動和多電動機驅動。因單點驅動方式最常用，凡是沒有指明是多點驅動方式的，即為單驅動方式，故一般對單點驅動方式，“單點”兩字省略。
單筒、單電動機驅動方式最簡單，在考慮驅動方式時應是首選方式。在大運量、長距離的鋼繩芯膠帶輸送機中往往采用多電動機驅動。帶式輸送機常見典型的布置方式如下表2-1所示：
表2-1 帶式輸送機典型布置方式
2.2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：減速器、電動機、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——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——傳動滾筒 8——卸料器
9——清掃裝置 10——平行托輥 11——空段清掃器 12——清掃器
輸送帶繞1經頭驅動滾筒和尾部拉緊裝置的滾筒3，形成一個無極的環(huán)形封閉帶，輸送帶上分支（有載分支）支撐載槽型托輥上（上托輥），下分支（無載分支）支撐在平托輥上，拉緊裝置給輸送帶一保證正常運轉所需要的張力。工作時驅動滾筒通過摩擦力驅動輸送帶運行，物料經裝載裝置加到輸送帶上，隨膠帶一起運動到頭部卸載裝置卸載，利用專門的卸載裝置在輸送機中部任意點卸載。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中間卸載.
2.3傳動原理
在進行總體方案設計前，首先簡要地闡述皮帶運輸機的傳動原理，下圖表示輸送機的傳動原理。
如圖，要克服阻力使膠帶運動起來，必須使膠帶在傳動滾筒相遇點2的張力大于分離點1的張力。這兩點張力差就是傳動滾筒所傳給膠帶的摩擦力，也就是膠帶輸送機的牽引力。傳動滾筒傳給膠帶的牽引力是摩擦力，和一般的摩擦力一樣有個限度，不能任意大，設1點的張力為S1，2點實際張力為Sy，其極限張力為Symax，
圖2-2傳動原理圖
以下專門設計計算Symax，但首先假設膠帶是一種理想撓形體，它可以任意撓曲，而不受彎曲應力。
如上圖所示，圍包角,在任一點A得張力為S,弧1A所對應圍包角為,當有一微小增量d時張力增量為ds.由上圖可以列出單元長度皮帶受力的平衡方程組:
由于很小，。由此上述方程組可簡化為：
略去二次微量項解方程得：
在極限平衡狀態(tài)下，當圍包角增大到時，張力增大到，利用兩個條件，取微分方程得定積分：
解上式得：
ln
即：
由于在滾筒膠帶輸送機傳動裝置傳遞的最大牽引力為：
從上式可以看出，提高傳動裝置的牽引力可以從以下三個方面考慮：
（1）增加拉緊力
增加初張力可以使膠帶在傳動滾筒分離點的張力增加。此法提高牽引力雖然可以，
但是增大S1必須相應的增大皮帶截面，這樣會增大傳動裝置的結構尺寸，不經濟，故在設計中不采用此法。
（2）增加圍包角
（3）增加摩擦系數
通過對上述傳動原理的闡述可以看出，增大圍包角是增大牽引力的有效方法。故在傳動中擬采用雙滾筒驅動，以增加圍包角。單滾筒驅動圍包角只能取到200～300，雙滾筒可以達到450～480。故在設計中為增大圍包角采用雙滾筒驅動，初定圍包角450。
2.4 傳動方案和總體設計
由于我們所設計的皮帶運輸機運輸量大，工作環(huán)境為露天地面，為減小設計尺寸，且提高運輸能力，決定采用兩臺電動機，分別驅動雙滾筒。按照皮帶運輸機的一般工作原理可得到總體的傳動方案。擬定 如下線路布置的傳動方案：
圖2-3傳動方案圖
1——尾部滾筒 2——改向滾筒 3——驅動滾筒 4——頭部滾筒
第三章 主要技術參數的設計計算
3.1 設計的原始數據
（1）帶式輸送機布置形式及尺寸如圖3-1所示
（2）皮帶寬：B=800 mm;
（3）輸送長度：L = 400 m；
（4）皮帶速度：=1.6 m / s；
（5）輸送傾角： =6°；:
（6）輸送量： = 500 t / h ;
（7）運行條件：主要用于地面環(huán)境運行；
（8）輸送方向：由左向右輸送物料，設有頭部清掃器、尾部空段清掃器
及拉緊裝置等。
3.2槽角的選取
表3-1 傾斜系數選用表
傾角(°)
4
6
8
0.99
0.98
0.97
表3-2槽形托輥物料斷面面積A（10）（帶寬B=800mm）
20°
25°
30°
35°
40°
0
279
344
402
454
50
10
405
466
518
564
603
20
535
591
638
678
71
30
671
722
763
798
822
由已知條件，并查手冊得：
物料堆積密度=1.26t/
按小時輸送量確定：
有表3-1得 =6°時，Cst=0.98
圖3-2 槽形托輥的帶上物料堆積截面
故所選的槽形物料截面面積：
在時，對應表3-2中所列四種槽角，A均大于0.068，在此選槽角=40，此時A=0.071，
實際=36000.0711.61.260.98=521t/h>500t/h
3.3膠帶運行阻力的計算
輸送帶的張力包括有拉緊裝置所形成的初張力,克服各種阻力所需要的張力及由動載荷所產生的張力。
運行阻力分為直線段、曲線段及其他附加阻力,現分述如下.
（1）如下圖所示,運行阻力包括兩部分,一部分是摩擦阻力;一部分是由下滑力(自重分力)引起的阻力.有摩擦力引起的阻力總是為正,但由于下滑力引起的阻力在此段輸送帶向上運行時為正,向下為負.
圖3-3 運行阻力示意圖
承載段(或稱為重段)運行阻力為
因為
所以
式中：
當承載段向上運行時,下滑力是正;向上運行時,下滑力是負.
同樣,輸送帶回空段阻力為
式中
當承載段向上運行時,回空段是向下運行的,此時,回空段向下滑力為負;反之,回空段的下滑力為正。
如圖3-1由分離點起,依次將特殊點設為1、2、3。。。。，一直到相遇點為7點，計算運行阻力時，首先，要初定輸送帶的種類和型號，在此，初選定為鋼繩芯帶，選ST1000的鋼繩芯帶,查表得縱向拉伸強度Gx=1000N/mm，輸送帶每米質量為qo=23.1kg/m
3.3.1承載段的運行阻力
由以上所述得：
又有 =3.6qv
得： 物流每米質量為
表3-3每組托輥轉動部分質量m＇、m＂
托輥形式
650
800
1000
1200
鑄鐵座
12
14
22
25
沖壓座
9
11
17
20
鑄鐵座
10
12
17
20
沖壓座
9
11
15
18
表3-4常用的托輥阻力系數
工作條件
平行托輥
槽形托輥
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
0.03
室外，有大量磨損性塵土，污染摩擦表面
0.035
0.04
由表3-3得Gtz=14，同時選出托輥間距=1.2m
所以
查表3-4選=0.04，代入Fz
得 ：
=[（86.8+23.1+11.67）×400×0.04×
+（86.8+23.1）×400×]9.81
=64.055KN
受料區(qū)的慣性阻力
=4.360KN
犁式卸料器的阻力
其中： C2為常數，當B=800mm時，C2=350N
故： =0.435KN
3.3.2回空段的運行阻力
由：
查表3-3得Gtk=12，選取=3m
則：
查表3-4得=0.035，代入Fk
得：
= 363.172—929.624=—5.557KN
4××9.81
=—0.0577KN
=（23.1+4）130.0359.81
=0.12KN
表3-5清掃器阻力表
帶寬B
種類
800
1000
1200
彈簧清掃器
760
1540
1540
空段清掃器
160
200
230
清掃器摩擦阻力： Fr=F空段+F彈簧
查表3-5得： Fr=760+160=920N=0.92KN
3.3.3最小張力點
膠帶張力的計算示意圖見圖3-1
根據簡圖可以求出各點的張力：
因為： Fk =F1～2+F2～3+Fr+F6～7
= 0.12+（—5.557）+0.92+（—0.0577）
= —4.5747KN＜0
所以： 3點的張力最小
3.4輸送帶上各點張力的計算
在討論輸送帶各段的阻力計算后，為求所需要的牽引力，進而計算電機的功率，選取減速器、聯(lián)軸器的類型，以及利用懸垂度條件對膠帶強度進行校核，確定拉緊裝置的拉緊力等，都需要先計算出膠帶張力。
在進行膠帶張力計算時是采用逐點計算法，逐點計算法就是沿著膠帶運行方向，輸送帶上任意點的張力Si+1等于前一點的張力Si與這兩點之間的運行阻力之和。
逐點計算法的步驟：首先從驅動滾筒的繞出點開始，將輸送帶的輪廓分為相互銜接的若干區(qū)段，在這個區(qū)段的連接點上注明標號，然后依次求出各點的張力。
3.4.1有懸垂度條件確定4點的張力
有輸送帶的懸垂度條件，得最小的張力為
式中：Szmin——承載段輸送帶最小張力，N；
Stmax——輸送帶最大允許懸垂度，
把值代入上式，可求得：
同理，可求得回空段輸送帶的最小張力為
式中：——回空段兩托輥間距，m。
所以最小張力
=5（86.8+23.1）×9.81×1.2
=6.433KN
3.4.2 由逐點計算法計算各點的張力
表3-6 分離點張力系數Cf
軸承類型
近90圍包角
近180圍包角
滑動軸承
1.03～1.04
1.05～1.06
滾動軸承
1.02～1.03
1.04～1.05
因為S4=6.433KN，又根據表3-6選Cf=1.05，故有S3==6.127KN
S2=S3—F23—F空=11.084KN
Sl=S1=S2—F12=11.084—0.12=10.964KN
S5=S4+Fba+Fb+Fz=75.283KN
S6=S5Cf=79.047KN
Sy=S7=S6+F67+Fr=79.91KN
3.4.3用摩擦條件來驗算傳動滾筒分離點與相遇點張力的關系
表3-7摩擦系數表
光面、潮濕
光面、干燥
膠面、潮濕
膠面、干燥
像膠接觸面
0.2
0.25
0.35
0.4
塑料接觸面
0.15
0.17
0.25
0.3
設：為包膠滾筒，每個滾筒與輸送帶的圍包角為=225。由表3-7選摩擦系數=0.35。并取摩擦力備用系數n=1.2。
按摩擦傳動件找出Sy與S1的關系，因為
Sy—S1=
所以 可算得允許Sy的最大值為
=10.964（1+）
=144.392KN＞79.047KN
故摩擦條件滿足。
3.5 輸送帶的強度驗算
3.5.1輸送帶的計算安全系數
Sn ——輸送帶的額定拉斷力，N；
對鋼繩芯帶
Sn=BGx
Gx——縱向拉伸強度，N/mm；
Smax——輸送帶上最大張力點的張力，N；
由
Smax=S7=79.047KN
Sn=BGx=8001000=800KN
得 ： ==10.12
3.5.2輸送帶的許用安全系數
表3-8 基本安全系數mo與Cw表
帶芯材料
工作條件
基本安全系數mo
彎曲伸長系數Cw
有利
3.2
正常
3.5
不利
3.8
有利
2.8
正常
3.0
不利
3.2
[m]=
mo——基本安全系數，列在表3-8中；
Cw——附加彎曲伸長折算系數，列在表3-8中；
——動載菏系數，一般取1.21.5；
——輸送帶接頭效率。
由表3-8，選取mo=3，Cw=1.8；取=1.2，
=0.85 代入
得： [m]==7.624KN
3.5.3對輸送帶的強度進行驗算
在此，因: m=10.12[m]=7.624 故: 所選的輸送帶能滿足強度要求.
3.5.4傳動滾筒直徑的確定和滾筒強度的驗算
①考慮到比壓及摸擦條件的滾筒最小直徑
計算時,可兩滾筒分開算,也可兩滾筒按一體來算.
由
式中: wo-----輸送機的牽引力,N;
Sy-----相遇點的張力,N;
S1-----分離點的張力,N;
B-----輸送帶寬度,mm;
[p]-----輸送帶允許的比壓,鋼繩芯為0.7,其他普通帶為0.4mpa;
------圍包角,rad;
---------摩擦系數。
故由已知條件可得:
=89.622KN
②按鋼繩芯帶繩芯中的鋼繩直徑與滾筒直徑的比值
由
式中 D--------傳動滾筒直徑,mm;
d--------鋼芯帶中鋼繩的直徑,mm;
由查表得鋼芯帶中鋼繩的直徑 d=4mm
得 D≥150d=1504=600mm
故 可采用直徑為 D=630mm的滾筒
③驗算滾筒的比壓
比壓要按相遇點滾筒所承受的比壓來算,因此滾筒所承受的比壓較大.按最不利的情況來考慮,設總的牽引力由兩滾筒均分,各傳遞一半牽引力.
總的牽引力
Wo=S7(Sy)-S1(Sl)=79.91--10.964=68.946KN
故相遇點S7,其分離點所承受的拉力為
S1=79.91—68.946/2=45.437KN
由
式中 ----- 輸送帶作用在傳動滾筒滑動弧表面的平均壓力,mpa;
D ----- 滾筒直徑,mm;
故 =0.18mpa
由于 pcp=0.18mpa<[p]=0.7mpa
所以通用設計的滾筒強度是足夠的,不必再進行強度驗算.
3.5.5 電動機功率與減速器的減速比
電動機的功率
式中 k——動力系數，k=1.15～1.2；
——減速器效率，=0.85～0.9。
故 1.6 =155.737K
選取兩臺轉數為1500r/min的90kw電動機，其型號為YB280M—4
減速器的減速比為
=
=30.91
3.5.6逆止力與電機軸的制動力矩的計算
當向上運輸停車出現逆轉時，必須設逆止裝置和制動裝置。傳動滾筒所需要的逆止力（制動力）應按輸送機的最不利逆止工計算，即
式中 FH——主要運行阻力，N；
FH=
其中 =0.012，
——最大的下滑力，N；
=qgH
H——輸送機的輸送高度，m。
由 FH = 0.012×400×9.81×[11.67+4+（2×19+86.8）]
=6.966KN
=gqH=gq=35.602KN
故 FB=1.5（35.602—6.966）=42.954KN
電機軸上的制動力矩MB
MB=
式中 D——傳動滾筒直徑，m；
k——安全制動系數，k=1.25；
———電動機到傳動滾筒間的傳動效率，=0.85～0.9；
i————減速器的減速比
故 MB =（43.530.631.250.85）/（230.9）=0.470KN.M
第四章 驅動裝置的選用與設計
帶式輸送機的負載是一種典型的恒轉矩負載，而且不可避免地要帶負荷起動和制動。電動機的起動特性與負載的起動要求不相適應在帶式輸送機上比較突出，一方面為了保證必要的起動力矩，電機起動時的電流要比額定運行時的電流大6～7倍，要保證電動機不因電流的沖擊過熱而燒壞，電網不因大電流使電壓過分降低，這就要求電動機的起動要盡量快，即提高轉子的加速度，使起動過程不超過3～5s。驅動裝置是整個皮帶輸送機的動力來源，它由電動機、減速器 、聯(lián)軸器、傳動滾筒組成。驅動滾筒由一臺或兩臺電機通過各自的聯(lián)軸器、減速器、和鏈式聯(lián)軸器傳遞轉矩給傳動滾筒。
減速器有二級、三級及多級齒輪減速器，第一級為直齒圓錐齒輪減速傳動，第二、三級為斜齒圓柱齒輪降速傳動，聯(lián)接電機和減速器的連軸器有兩種，一是彈性聯(lián)軸器，一種是液力聯(lián)軸器。為此，減速器的錐齒輪也有兩種；用彈性聯(lián)軸器時，用第一種錐齒輪，軸頭為平鍵連接；用液力偶合器時，用第二種錐齒輪，軸頭為花鍵齒輪聯(lián)接。
傳動滾筒采用焊接結構，主軸承采用調心軸承，傳動滾筒的機架與電機、減速器的機架均安裝在固定大底座上面，電動機可安裝在機頭任一側。
4.1電機的選用
電動機額定轉速根據生產機械的要求而選定，一般情況下電動機的轉速不低于500r/min，因為功率一定時，電動機的轉速低，其尺寸愈大，價格愈貴，而效率較低。若電機的轉速高，則極對數少，尺寸和重量小，價格也低。本設計皮帶機所需電動機的總功率為77.869kw，所以需選用功率為90kw的電機，擬采用型電動機YB280M—4，該型電機轉矩大，性能良好，可以滿足要求。
查《機械設計師手冊》，它的主要性能參數如下表
功率/KW
轉速/rmin
效率（%）
堵轉轉矩
額定轉矩
最大轉矩——額定轉矩
質量/kg
90
1480
93.5
1.9
2.2
780
4.2 減速器的選型與設計
4.2.1 傳動裝置的總傳動比及其分配
由于輸送帶的寬度B=800，查表選取傳動滾筒的直徑D=630，則工作機的轉速：
=48.53r/min
已知電動機轉速nm=1480r/min，有以上計算知 總傳動比 i=30.91
由于為了節(jié)省空間，電動機和輸送機平行布置，所以要采用圓錐—圓柱齒輪減速器，并擬定采用三級齒輪減速。第一級為直齒圓錐齒輪減速傳動，第二、三級為斜齒圓柱齒輪傳動。其展開圖如下：
圖4-1 三級齒輪減速器展開圖
電動機和I軸之間，IV軸和傳動滾筒之間用的都是聯(lián)軸器，故傳動比都是1。
I軸和II軸之間用錐齒輪傳動，為了便于加工，使大圓錐齒輪尺寸不致過大，應使，取，II軸與III軸，III軸與IV軸之間均用斜齒輪圓柱齒輪傳動，，=2.6
4.2.2由運動學、動力學進行參數計算
① 各軸的轉速：
②.各軸的功率：
③.各軸的扭矩：
4.2.3 減速器的選型校核
減速器的承載能力受機械強度和熱平衡許用功率兩方面限制。因此，選用減速器時必須對這兩個功率進行校核。
首先，按減速器機械強度許用公稱功率p選用，如果減速器的實用輸入轉矩和承載能力表中三檔轉速中的轉速相對誤差超過4％，則應按實用轉速驗算減速器的公稱功率選用，然后校核減速器熱平衡的許用功率。
①.減速器許用公稱功率校核：
載荷為重型載荷，查《減速器設計選用手冊》表4-20，得工作機械工況系數f＝1.5，則：
kw
查《減速器設計選用手冊》表4-5，選用DCY315-31.5，其許用輸入功率為,在轉速為1500r/min時為195kw，
= 195 kw > 135 kw, 滿足要求。
②.起動轉矩校核
查《減速器設計選用手冊》得：
，
式中： ——啟動轉矩或最大輸入轉矩。
查表取 =905 ，
—— 轉速，
—— 許用輸入功率。
則： =<
故：轉矩滿足要求。
③.熱效應驗算：
應滿足下列關系：
——減速器熱功率，取155kw，
——環(huán)境溫度系數，查表4-21取0.89，
——功率利用系數，查表1-49取0.79。
則 kw90 kw，
故： 滿足要求。
4.2.4 箱體的結構設計
.箱體的結構
為了避免箱體在加工和工作過程中產生不允許的變形，從而引起軸承座中心線歪斜，傳動產生偏載，影響減速器正常工作，在設計箱體時，首先應保證軸承座的剛度。軸承座應有足夠的厚度，取20mm，給軸承座加凸臺結構。各凸臺高度一致，按最大軸承座凸臺高度確定。
.箱體的密封
為了保證箱蓋與箱座接合面的密封，對接合面的幾何精度和表面粗糙度有一定要求，取表面粗糙度值為在箱座聯(lián)接凸緣上面銑出回油溝，使 滲向接合面的潤滑油流回油池。
4.2.5 附加件的結構選擇與設計
.視孔及視孔蓋
視孔的位置應設在箱蓋的上部，以便于觀察傳動件嚙合情況的位置，尺寸應足夠大，以便于檢查和手能伸入箱內操作，視孔蓋采用軋制鋼板，其結構輕便，加工容易，上下面無需機械加工。
.通氣器
通氣器的通氣孔不直接通頂端，以避免灰塵落入。安裝在鋼制視孔蓋上時，用一個扁螺母固定。為了防止螺母松脫而落到箱內，螺母需布置在視孔蓋上。
.油標
選用油尺作為油標，它結構簡單，為便于加工和節(jié)省材料，油柄和尺桿兩個元件應鉚接在一起。油尺安裝在減速器上，采用螺紋聯(lián)接。檢查油面高度時拔出油尺，以桿上油痕判斷油的高度。油尺上兩條刻度線的位置分別對應最高和最低油面。油尺采用側裝式結構。
.放油孔和螺塞
放油孔的位置在油池的最低處，并安置在減速器不與其他部件靠近的一側，以便于放油，螺塞紋直徑約為箱體壁厚的兩倍，安裝時應配有封油墊圈，封油墊圈材料為耐油橡膠。
.啟蓋螺釘
啟蓋螺釘位于箱體側邊的凸緣上，直徑一般等于凸緣聯(lián)接螺栓直徑，螺紋有效長度要大于凸緣厚度。
.定位銷與起吊裝置
定位銷的位置應設置在箱體長度方向的兩端，兩個定位銷應盡量相距遠些，以提高定位銷的精度，定位銷采用圓錐形結構。起吊裝置設計為吊耳結構。
.減速器的潤滑
（1）選用一般機械油，同時可以加防銹劑和抗氧化劑。
（2）選用極壓齒輪油牌號N15。
（3）工作油溫－4～，選潤滑劑12ZP.
(4) 換油周期為2～3年。
（5）滾動軸承采用脂潤滑。
4.3 聯(lián)軸器的計算與選型
本設計采取液力聯(lián)軸器，它可以聯(lián)結兩個傳動軸，能夠保護動力系統(tǒng)免于過載損壞，還可以用于空載啟動原動機，還能做離合器、無極調速器等使用。
液力聯(lián)軸器由泵輪、渦輪、外殼和輸入軸及輸出軸等組成。泵輪與外殼通過螺栓固定連接，其作用是防止工作液體外溢。輸入軸（與泵輪固定的連接）與輸出軸（與渦輪固定連接）分別與動力機和工作機相連接。泵輪與渦輪均具有徑向直葉片的葉輪。由泵輪和渦輪具有葉片的凹腔部分所形成的圓環(huán)狀空腔稱為工作腔，供工作液體在其中循環(huán)流動，傳遞動力進行工作。工作腔的最大直徑稱為有效直徑，是液力偶合器的特征尺寸——規(guī)格大小的標志尺寸。
液力偶合器安裝在動力機與工作機之間，當泵輪被動力機帶動運轉時，工作腔中的液體隨泵輪做圓周運動，同時又在離心慣性力作用下沿葉片間通道向外流動，即對泵做相對運動。液體質點相對于葉輪的運動狀態(tài)由葉輪和葉片形狀決定。由于葉片為徑向直葉片，假設葉片數目無窮多，厚度無限薄，則液體質點從泵輪半徑較小的流道進口處被加速，并被拋向半徑較大的流道出口處。從而液體質點的動量矩增大，即泵輪從動力機吸收機械能并轉化為液體能。在 泵輪出口處液流以較高的速度和壓強沖向渦輪葉片，并沿著葉片表面與工作腔外環(huán)所構成的流道做向心流動。液流對渦輪葉片的沖擊減小了自身的速度和壓強，使液體質點的動量矩降低，釋放的液體能推動渦輪（即工作機）旋轉做功（渦輪將液體能轉化為機械能）。液流的液體能釋放減小后，在其后的液流的推動下，由渦輪外緣（渦輪流道入口）流向內緣（渦輪流道出口）,并流入泵輪，開始下一個能量轉化的循環(huán)流動。如果沒有環(huán)流運動。就沒有能量的傳遞。
液力偶合器與電動機的匹配原則：
（1） 保證額定工況點的高效率。
在額定傳動比≥0.96～0.98，液力偶合器的輸入特性曲線應交于電動機機械特性的額定工況點上。但與值的選擇應相互兼顧，如只考慮高效率而取過大的，則因過小而常會使偶合器的有效直徑增大。這對安裝空間有限和盡量減小總機尺寸不利。
（2） 確保限矩性能
偶合器與電動機聯(lián)合運行的有點之一就是過載保護，而過載保護是通過限制泵輪力矩不超過電動機的最大力矩來實現的。因此，對于要求過載保護的最大過載系數＝（0.9～，這既可充分利用電動機的最大力矩啟動，又可以保護電動機。
1) 根據載荷性質不同進行匹配
對于帶荷啟動的液力偶合器，最好取＝，以便于利用電動機的最大力矩啟動。對于阻力小，慣性大的載荷（如轉子型破碎機），可使稍大于。此處的是指i＝0時的值。
表4－1YL——450A型液力聯(lián)軸器各項技術特征
泵輪轉速/r
1500
傳遞功率/KW
55～110
輸出方式及規(guī)格
漸開線花鍵INT
60Z3.5m30p5H
重量/Kg
89
額定滑差S*%
3～3.5
液力聯(lián)軸器的結構圖
1——后輔助室外殼 2——泵輪 3——外殼 4——透平輪 5——注油塞 6——彈性聯(lián)軸器 7——易熔合金保護塞
液力偶合器有很多優(yōu)點：隔離紐振，防護動力過載，均勻多臺原動機間的負荷分配，空載啟動，離合方便，實現無極調速，無磨損，易散熱以及可撓性聯(lián)結。但它也存在著諸多的缺點:其效率低，有功率損失，對于功率大于100KW的偶合器，除本體外，還有一套冷卻供油系統(tǒng)和若干輔助設備，消耗部分輔助功率，當原動機轉速較低時，偶合器的尺寸重量較大等。
4.4驅動滾筒的設計
驅動滾筒是傳遞動力的主要部件，它是依靠與輸送帶之間的摩擦力帶動輸送帶運行的部件。傳動滾筒根據承載能力分為輕型、中型和重型三種。同一種滾筒直徑又有幾種不同的軸徑和中心跨距供選用。
①.輕型：軸承孔徑80~100㎜。軸與輪轂為單鍵聯(lián)接的單幅板焊接筒體結構。單向出軸。
②.中型：軸承孔徑120~180㎜。軸與輪轂為脹套聯(lián)接。
③.重型：軸承孔徑200~220㎜。軸與輪轂為脹套聯(lián)接，筒體為鑄焊結構。有單向出軸和雙向出軸兩種。
輸送機的驅動滾筒結構有鋼板焊接結構及鑄鋼或鑄鐵結構，驅動滾筒的表面形式有鋼制光面滾筒、鑄（包）膠滾筒等，鋼制光面滾筒主要缺點是表面摩擦系數小，一般用在周圍環(huán)境濕度小的短距離輸送機上。鑄（包）膠滾筒的主要優(yōu)點是表面摩擦系數大，適用于環(huán)境濕度大、運距長的輸送機，鑄（包）膠滾筒按其表面形狀又可分為光面鑄（包）膠滾筒、人字形溝槽鑄（包）膠滾筒和菱形鑄（包）膠滾筒。
人字形溝槽鑄（包）膠滾筒是為了增大摩擦系數，在鋼制光面滾筒表面上，加一層帶人字溝槽的橡膠層面，這種滾筒有方向性，不得反向運轉。與菱形鑄（包）膠滾筒相比，由于本設計的輸送機主要用于戶外作業(yè)的環(huán)境之下，故選菱形鑄（包）膠滾筒。
4.4.1驅動滾筒的功率
設驅動滾筒的軸為Ⅴ軸，減速器輸出軸為Ⅵ軸，則驅動滾筒軸的轉速為nv，功率為pv，則有：
p5＝p4? ， n5＝n4＝nw ，
式中： ——低速聯(lián)軸器的傳動效率，＝0。99；
nw——工作機轉速；
P5 = 73.430.99 = 72.70KW
＝14635.01N.m
4.4.2驅動滾筒軸徑的計算
①計算最小軸徑
選取驅動滾筒軸的材料為45＃鋼，調質處理。查表知：考慮彎矩影響的設計系數A=107，于是軸的最小直徑dmin，可有下式求得：
dmin＝
式中： A——考慮力彎矩影響的設計系數
P5——第Ⅴ軸的功率；
n5——第Ⅴ軸的轉速；
則：
＝123.26mm
因減速器輸出軸與驅動滾筒的軸之間需要安裝一聯(lián)軸器，故需要結合聯(lián)軸器的軸徑后在確定驅動滾筒的軸徑。
②聯(lián)軸器的選取
聯(lián)軸器是機械傳動中常用的部件。它用來把兩軸聯(lián)接在一起，機器運轉時兩軸不能分離；只有在機器停車并將聯(lián)接拆開后，兩軸才能分離。
聯(lián)軸器所聯(lián)接的兩軸，由于制造及安裝誤差、承載后的變形以及溫度變化的影響等，往往不能保證嚴格的對中，而是存在著某種程度的相對位移。這就要求設計聯(lián)軸器時，要從結構上采取各種不同的措施，使之具有適應一定范圍的相對位移的性能。
根據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。撓性聯(lián)軸器又可按是否具有彈性元件分文無彈性元件的撓性聯(lián)軸器和有彈性元件的撓性聯(lián)軸器兩個類別。
剛性聯(lián)軸器
這類聯(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。當兩軸有相對位移存在時，就會在機件內引起附加載荷，使工作情況惡化，這是它的主要缺點。但由于構造簡單、成本低、可傳遞較大轉矩，故當轉速低、無沖擊、軸的剛性大、對中性較好時亦常采用。
撓性聯(lián)軸器
1、無彈性元件的撓性聯(lián)軸器
這類聯(lián)軸器因具有撓性，故可補償兩軸的相對位移。但因無彈性元件，故不能緩沖減振。常用的有以下幾種：
（1）十字滑塊聯(lián)軸器 ：半聯(lián)軸器與中間盤組成移動副，不能發(fā)生相對轉動，故主動軸與從動軸的角速度應相等。但在兩軸間有相對位移的情況下工作時，中間盤就會產生很大的離心力，從而增大動載荷及磨損。因此選用時應注意其工作轉速不得大于規(guī)定值。
這種聯(lián)軸器一般用于轉速,軸的剛度較大，且無劇烈沖擊處。效率，這里為摩擦系數，一般取為0.12~0.25；為兩軸間徑向位移量，單位為；為軸徑，單位為。
（2）滑塊聯(lián)軸器
這種聯(lián)軸器與十字滑塊聯(lián)軸器相似，其結構簡單，尺寸緊湊，適用于小功率、高轉速而無劇烈沖擊處。
(3)十字軸式萬向聯(lián)軸器
這種聯(lián)軸器可以允許兩軸間有較大的夾角（夾角最大可達），而且在機器運轉時，夾角發(fā)生改變仍可正常傳動；但當過大時，傳動效率會顯著降低。這種聯(lián)軸器的缺點是：當主動軸角速度為常數時，從動軸的角速度并不是常數，而是在一定范圍內變化，因而在傳動中將產生附加動載荷。為了改善這種情況，常將十字軸式萬向聯(lián)軸器成隊使用。
這種聯(lián)軸器結構緊湊，維護方便，廣泛應用于汽車、多頭鉆床等機器的傳動系統(tǒng)中。小型十字軸式萬向聯(lián)軸器已標準化，設計時可按標準選用。
（4）齒式聯(lián)軸器
這種聯(lián)軸器能傳遞很大的轉矩，并允許有較大的偏移量，安裝精度要求不高；但質量較大，成本較高，在重型機械中廣泛使用。
（5）滾子鏈聯(lián)軸器
滾子鏈聯(lián)軸器的特點是結構簡單，尺寸緊湊，質量小，裝拆方便，維修容易、價廉并