可伸縮帶式傳輸機的結構設計
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可伸縮帶式傳輸機的結構設計
摘 要
早在20世紀60年代，就已出現(xiàn)帶式輸送機應用于物品。從20世紀70年代至今，帶式輸送機已經(jīng)在礦物運輸中逐步取代汽車運輸,成為了散狀貨物的主要運輸設備。帶式輸送機在各個領域出的技術不斷推進，擴寬了帶式輸送機的應用范圍。而可伸縮帶式傳輸機是應用最為普遍，傳輸物料最為高效的一種傳輸機機型。它既有物料搬運量大,輸送時間長,連續(xù)交通運輸?shù)奶攸c,也容易達到集中與自動化的目標。尤其在煤礦事業(yè)上的應用廣泛,可伸縮履帶傳輸機已經(jīng)發(fā)展成為煤礦開采時必不可少的一種設備。其中主要內容包括對于使用可移動伸縮履帶式油料傳輸機的專用皮帶和油料傳送器產(chǎn)品種類的結構選擇,傳動裝置的結構設計,中間架和支撐架的結構選擇與重量計算,張緊傳動裝置的重量計算,傳動裝置的結構選擇,托輥和滾筒的結構選擇與重量計算等,并且對可伸縮帶式傳輸機的整體結構以及工作原理做出了概述?？缮炜s式皮帶傳輸機主要依靠滾筒傳動時通過摩擦力來傳遞皮帶的運動,并且還在其結構上加上了存放帶式裝置,實現(xiàn)了結構的伸縮功能，時輸送機能夠伸長縮短，以達到不同輸送距離的目的，提高工作效率，減少工作人員所需的操作，具有一定的實踐價值。
關鍵詞：可伸縮；輸送帶；儲帶裝置；傳動滾筒
Structure design of telescopic belt conveyer
Abstract
As early as the 1960s, belt conveyor has been used in goods. Since 1970s, belt conveyor has gradually replaced automobile transportation in mineral transportation and become the main transportation equipment of bulk goods. Belt conveyor technology in various fields continues to advance, expanding the application range of belt conveyor. The retractable belt conveyor is the most widely used and the most efficient one. It not only has the characteristics of large material handling capacity, long conveying time and continuous transportation, but also easy to achieve the goal of centralization and automation. Especially in the coal mine industry is widely used, telescopic crawler conveyor has developed into an essential equipment in coal mining. The main contents include the structure selection of the special belt and oil conveyor using the movable telescopic crawler oil conveyor, the structure design of the transmission device, the structure selection and weight calculation of the intermediate frame and support frame, the weight calculation of the tension transmission device, the structure selection of the transmission device, the structure selection and weight calculation of the idler and roller, etc, And the overall structure and working principle of the telescopic belt conveyor are summarized. The retractable belt conveyor mainly relies on the friction force to transfer the belt movement when the roller is driving, and the storage belt device is added to its structure to realize the retraction function of the structure. The conveyor can be extended and shortened to achieve the purpose of different conveying distances, improve the work efficiency and reduce the operation required by the staff, which has a certain practical value.
Key words：extensible；belt conveyor；Structure design；Parts design
目 錄
1 緒論 5
1.1 課題研究的目的和意義 5
1.2 國內外發(fā)展狀況 5
1.3 可伸縮帶式傳輸機工作原理 6
2 技術任務書 8
2.1 設計依據(jù) 8
2.2 產(chǎn)品的應用 8
2.3 可伸縮帶式輸送機設計的基礎數(shù)據(jù) 8
3 設計計算說明書 9
3.1 輸送帶的選擇及設計計算 9
3.1.1 輸送帶的選擇 9
3.1.2 輸送帶帶寬的計算 9
3.1.3 單位輸送帶上物料的質量 10
3.1.4 輸送能力的驗算 11
3.1.5 牽引力的計算 11
3.2 滾筒的設計計算 12
3.2.1 滾筒的選擇 12
3.2.2 滾筒直徑的確定 13
3.2.3 滾筒的轉速 14
3.3 托輥的設計計算 15
3.3.1 托輥的概述 15
3.3.2 托輥的結構與種類 15
3.3.3 托輥垂度與間距的設計計算 16
3.3.4 輸送帶的最小拉力 17
3.3.5 托輥的靜載荷計算 17
3.3.6 托輥的動載荷計算 18
3.3.7 計算托輥的槽形角 18
3.4 拉緊裝置及收放膠帶裝置的設計 20
3.4.1 拉緊裝置的概述 20
3.4.2 張緊力和行程的計算 21
3.4.3 提高張緊力的方法 22
3.4.4 收放裝置設計 22
3.5 輸送機傳動裝置的設計 24
3.5.2 電機的選擇 24
3.5.3 減速器的計算與選用 25
3.6 機架設計計算 26
3.6.1 機頭卸料架的設計 26
3.6.2 中間架的設計與強度校核 26
3.7 主軸的設計與鍵的強度校核 28
3.7.1 主軸的設計 28
3.7.2 鍵的校核 32
4標準化審查報告 34
結 論 35
參 考 文 獻 36
致 謝 37
山西農(nóng)業(yè)大學農(nóng)業(yè)工程學院畢業(yè)設計
1 緒論
1.1 課題研究的目的和意義
可伸縮式的帶式輸送傳輸機是多種帶式輸送傳輸機其中的一種普通輸送機類型,它的基本工作結構就是將運輸皮帶的兩個滾筒安裝在同一高度水平或者是不同高度的兩端輸送機架上,且輸送帶和滾筒的各種不同運動路線以及不同傾角等的情況下，能夠使輸送帶連續(xù)地向同一個方向進行輸送運動,使物料同傳輸帶一起被輸送到目的地?？刹鹦渡炜s履帶式物料傳輸機其他普通類型的履帶式物料輸送機設備相比,具有較為優(yōu)良的正常運輸運行性能,尤其是在連續(xù)正常運輸?shù)那闆r下,能夠連續(xù)性地進行正常運輸,運行平穩(wěn),生產(chǎn)管理效率高,工作可靠,且在正常運輸工作時間和運行期間噪音小,結構簡單,維修方便,能量小和損耗小,運行時間及維護費和成本低,易于用戶進行遠程監(jiān)控操作以及對各種計算機設備進行完全自動化遠程控制等諸多優(yōu)點。
本次的設計是以此為基礎,對可伸縮履帶式傳動機進行了系統(tǒng)深入的全面了解。對于可伸縮帶式傳動機的總體結構進行了設計,并且針對其中關鍵部件進行了設計與計算,對主要的承載結構件也進行了動力學計算與校驗。通過對可伸縮式帶傳動機的設計,構成了輸送機全方位系統(tǒng)化的設計理念。達到了實際和理論有機結合。
1.2 國內外發(fā)展狀況
20世紀80年代末，國內的帶式傳輸機在各個不同的方面上都有了不小的進展，帶式傳輸機的種類也在隨之逐漸增加。國家的”七五“與“九五”攻關項目，研發(fā)出了大傾角，長距離的帶式傳輸機，填補了國內的空白。而且“九五”重點攻克可伸縮帶式傳輸機，在帶速，運量，運距等參數(shù)與國外公司的著參數(shù)基本一致，標志著我國的可伸縮帶式傳輸機的技術已達到國際先進水平。
國內外商用帶式移動輸送機的技術優(yōu)勢及未來發(fā)展主要特點體現(xiàn)在以下三個主要方面:1)數(shù)控是商用帶式移動輸送機的重要核心技術,長距離、高速大功率商用帶式移動輸送機的一個重要設備關鍵技術,但是重點在于對輸送動態(tài)的實時監(jiān)測和自動設計,是直接影響大型商用帶式移動輸送機未來技術發(fā)展的一個重要核心技術；2）關鍵參數(shù)的進步，在大運量、帶寬、帶速與運輸長度等方面時決定帶式輸送機是否高產(chǎn)高效的主參數(shù)；3）輸送機的正常工作運行可靠性與產(chǎn)品使用壽命,輸送帶的振動耐受性與接頭處的振動強度以及生產(chǎn)輸送帶式托輥機的使用壽命都已經(jīng)是一個直接影響生產(chǎn)輸送帶式承載物料的重要因素。
帶式鋼繩輸送機在國內已被廣泛應用于各個運輸行業(yè)與政府部門,尤其特別是在一些處于露天與地下與煤礦相隔離連接的特殊地方,帶式鋼繩輸送機更是其重要的一種輸送傳動工具,主要輸送類型設備有采用鋼繩芯包夾帶式帶線輸送機、可以自由伸縮的芯帶式鋼繩輸送傳動機和采用鋼繩芯帶牽引式橡膠帶帶式輸送機這幾種不同輸送類型的帶式輸送傳動機。輸送機設備具有承載運量大,運行平穩(wěn)等特點。廣泛的用于煤炭的運輸。
國內外商用帶式移動輸送機的技術優(yōu)勢及未來發(fā)展主要特點體現(xiàn)在以下三個主要方面:1)數(shù)控是商用帶式移動輸送機的重要核心技術,長距離、高速大功率商用帶式移動輸送機的一個重要設備關鍵技術,但是重點在于對輸送動態(tài)的實時監(jiān)測和自動設計,是直接影響大型商用帶式移動輸送機未來技術發(fā)展的一個重要核心技術；2）關鍵參數(shù)的進步，在大運量、帶寬、帶速與運輸長度等方面時決定帶式輸送機是否高產(chǎn)高效的主參數(shù)；3）輸送機的連續(xù)工作運行可靠性與連續(xù)使用壽命,輸送帶的拉力耐受性與承承抗拉力的強度以及在接頭處造成輸送帶的連續(xù)使用壽命等都可能是直接造成影響安裝到輸送帶式電力輸送機的重要因素。
1.3 可伸縮帶式傳輸機工作原理
伸縮履帶式輸送機的主要零部件有:驅動裝置、清潔裝置、打磨裝置、存放裝置、倉庫裝置、張緊裝置、托輥、尾架、頭部結構、中間結構、尾部改向裝置等。輸送帶的主要作用是承載物料的重量，通過摩擦力帶動物料一起運動，卸料出可以在機尾出或者按需求在中部卸載,輸送帶輸送時需要使用旋轉式的托輥來支撐,運行時阻力小,可沿著向水平或者向后傾斜的路線進行布置。
輸送帶是由托輥承載及其它牽引部件牽引的運輸構件,帶式物料輸送機主要是對各種物料載體進行不斷地運輸，從而構成的一種能夠連續(xù)運輸?shù)脑O備。其基本總體結構工作原理設計如下圖按圖1-1所示,輸送帶從機尾處一直繞到卸載滾筒處，經(jīng)過傳動滾筒以及機身中部的儲帶倉在繞回機尾形成一個循環(huán)，張緊裝置依靠拉動移動小車增加皮帶循環(huán)長度來改變其張緊力。工作時物料依靠傳動齒輪以及驅動器和本裝置的傳動齒輪以及驅動器來傳動輸送滾筒,依靠傳動輸送帶與傳動齒輪以及傳動器在滾筒之間摩擦產(chǎn)生較大摩擦力時傳動輸送帶停止運行,物料在傳動輸送帶上與傳動齒輪共同移動。
1-卸載滾筒；2-傳動滾筒；3-儲帶倉；4-尾部滾筒
圖1-1 可伸縮帶式輸送機結構原理圖
這種可以伸縮履帶式運輸機一般都是在端部進行卸載,但是當使用特殊的卸載方法進行卸載時,也就是可以實現(xiàn)中間卸載。在結構上相同于固定型帶式輸送電動機上,又添加了一個伸縮式輸送電動機。儲帶裝置是由收放裝置以及機尾改向裝置組成的。收放裝置是依靠一個卷帶設備將傳輸帶卷起來，卷成一卷再拿出便于下一次收傳輸，反之是放帶。這樣我們即可根據(jù)所需而自行改變輸送電動機的位置。而且可伸縮履帶傳輸電動機非分為水平式與傾斜型兩種。
2 技術任務書
2.1 設計依據(jù)
本次設計是參考《礦山運輸機械》、《運輸機械設計選用手冊》、《國內外煤礦帶式輸送機的現(xiàn)狀與發(fā)展》等等的參考文獻的一次對可伸縮帶式傳輸機的結構設計。通過在網(wǎng)上查閱相關資料，并且在紙上的設計計算與校核，由此做出的一次關于可伸縮的帶式輸送機的設計。
2.2 產(chǎn)品的應用
可伸縮履帶式傳動機的工業(yè)應用極其之廣,尤其是在煤炭、冶金等領域之中,可伸縮履帶式傳動輸送機?？缮炜s履帶式輸送機是連續(xù)運載各種物料的輸送機械中,是效率最高、使用范圍最廣的一種輸送機型,也是從煤礦或火力發(fā)電廠裝卸和運送煤炭的重要交通運輸裝置。它的特點是運輸量大、能源消耗低、工作時間和阻力小、煤炭的拋灑速度低、破碎性小,因此煤炭利用率高進而節(jié)約資源。這種可伸縮式帶傳動機主要適應于綜合性的機械化采煤工作面順槽運輸。
2.3 可伸縮帶式輸送機設計的基礎數(shù)據(jù)
可伸縮帶式輸送機的基礎數(shù)據(jù)是根據(jù)任務書給定的參數(shù)進行設計計算的，基礎參數(shù)如下：
輸送量Q：350T/h；
帶速V：2m/s；
動堆積角θ：20°；
輸送長度L：600m；
原煤最大塊度QMAX=200mm；
輸送機工作傾角β：0°；
原煤堆積密度γ：800kg/m3；
工作環(huán)境：井下、潮濕。
3 設計計算說明書
3.1 輸送帶的選擇及設計計算
3.1.1 輸送帶的選擇
在可伸縮帶式傳輸機中，輸送帶起著不可代替的作用，在成本方面，占著總成本的百分之五十左右。在工作過程中，受著復雜的應力，如彎曲應力拉伸應力等。此外在接觸面上，與物料直接接觸，會受到物料的沖擊力或者摩擦力等，所以輸送帶會出現(xiàn)磨損而導致工作失效。因此，要綜合所運輸?shù)奈锪?，工作環(huán)境等方面的因素去選擇輸送帶的種類。輸送帶的選擇會直接影響到可伸縮帶式傳輸機的壽命與性能，還會影響到整個結構以及其他構件，如滾筒，托輥等的設計選擇。
輸送帶外部用橡膠覆蓋，形成一層覆蓋層。對于需要與物料經(jīng)常接觸的上覆蓋層需要較厚橡膠層，因為容易受到磨損與沖擊；而下覆蓋層較薄，是與下托輥接觸的層面，收到的摩擦力較小，而相對的擠壓力較大，因此下覆蓋層較薄。加厚側面橡膠層，可以減少輸送帶跑偏時與機架的磨損。要正確選擇輸送帶以減少磨損，以增加壽命。
因為井下作業(yè)時燃燒會導致爆炸，皮帶應選擇阻燃的，所以材料選擇氯丁CR。因為輸送的物料時煤炭，要求的強度較高，所以選用阻燃尼龍皮帶。
3.1.2 輸送帶帶寬的計算
第一步先計算輸送帶的帶寬。帶寬的計算需要靠物料的橫截面面積進行計算，物料橫截面面積的計算需要運輸量與單位長度質量之間的關系公式，如下。
輸送機傳輸量公式：
（3-1）
式中Q----運輸量，單位t/h；
q----單位長度上的物料質量，單位kg/m；
v----物料的運輸速度，大小為2m/s。
其中q的計算公式如下：
（3-2）
式中F----物料豎直方向上截面的截面積，單位m2；
γ----物料堆積密度，大小800kg/m3。
綜合兩個公式，并將F放置到公式的一邊：
= （3-3）
查詢《礦山運輸機械》，當托輥槽型角為30°且動堆積角為20°的時候，選用800mm帶寬時最大物料截面積為0.06510m2，所以帶寬滿足要求。
3.1.3 單位輸送帶上物料的質量
根據(jù)傳輸量公式并將q放置公式單獨一邊，帶入數(shù)值可得：
(3-4)
查詢《新型帶式輸送機設計手冊》，在帶式輸送機中的上托輥每米機身24kg，每兩個托輥間隔1.5m。下托輥同理重19kg間隔2m。而緩沖托輥為27.7kg，間隔為0.42m，過度托輥重21.3kg。
根據(jù)不同托輥質量間距的選用，傳輸帶的選用NN-150，能夠在地下工作時減少靜電以及燃燒爆炸等，材質為錦綸帆布。查閱《輸送機械設計手冊》可知，其扯斷強度δ=150N/mm·層，每層厚度為1.1mm，每層重量為1.15kg/m。輸送帶上膠厚度為3mm，下膠厚度為1.5mm。膠的重量度量為1.19kg/mm。皮帶厚度計算公式如下：
(3-5)
查閱設計手冊，每米傳輸帶的重量為8.03kg/m。
當一米輸送帶內托輥的質量計算為：
= (3-6)
空段單位長度上分布的托輥旋轉部分質量為：
== (3-7)
單位長度上分布緩沖托輥旋轉部分質量為：
(3-8)
3.1.4 輸送能力的驗算
QO (3-9)
式中Q0---水平傳輸量t/h；
K----輸送機的傾角系數(shù)，查《礦山運輸機械》表4-13,K=1；
F----物料橫斷面積F=0.06510m2；
v----帶速，v=2m/s2；
γ---物料松散密度，γ=800kg/m3。
由于Q0>Q,因此可以滿足所需傳輸量。
3.1.5 牽引力的計算
本次設計選定的數(shù)據(jù)為600m的運輸長度，根據(jù)《礦山運輸機械》可以了解到，當運輸距離80m以上時，附加力很小，可用一個系數(shù)C，簡化牽引力公式如下：
(3-10)
式中P----傳輸帶牽引力，單位N；
C----附加阻力系數(shù)，大小取1.17；
q----單位長度的物料質量，大小為48.61kg/m；
qB----輸送帶的重量，大小為8.03kg/m；
qu----空載時托輥旋轉部分重量，大小為6.33kg/m；
q0----空載時托輥旋轉部分的質量，大小分別是16kg/m；
L----運輸距離，大小為600m；
g----重力加速度，大小9.8m/s2；
ω----皮帶上托輥的阻力系數(shù)，重段大小是0.03，空段大小是0.025。
分別代入計算，承載時產(chǎn)生牽引力：
(3-11)
空載時產(chǎn)生的牽引力：
(3-12)
3.2 滾筒的設計計算
3.2.1 滾筒的選擇
滾筒是一種可伸縮履帶式傳動器的一個重要組成部分,其作用原理就是傳遞力矩。在輸送電動機中,根據(jù)傳動滾筒的功能大小,可以劃分為傳動滾筒和改向滾筒兩類。傳動滾筒的主要作用是傳遞力矩，而改向滾筒的作用是改變方向但是不能夠做到傳遞力矩，因此整個結構也就相對簡化。而這種傳動滾筒則是直接與齒輪驅動器或傳感器相連,需要向齒輪傳遞力矩,形成傳遞力矩的傳輸通道,結構相對復雜。驅動器和皮帶裝置的傳動功率主要由兩個組成部分中的因素共同決定,一個因素就是齒輪驅動滾筒和齒輪皮帶之間的傳動摩擦阻力系數(shù),二個因素就是齒輪驅動器和皮帶之間的傳動包角等。
傳動滾筒主要有許多種不同的分類方法,一般而言較為常用的分類方法主要是根據(jù)其驅動模式和結構外形異同而定。按照驅動方法的不同可以將其分為外驅動或內驅動兩種,外驅動即是指驅動器裝置位于滾筒的外部,驅動器裝置經(jīng)過減速器機構將其接入。內驅動即是一個驅動器,它位于滾筒內部,也稱為電動滾筒,本設計選擇外驅動。
根據(jù)其外形來分類滾筒可以將其分為三類:1、人字型滾筒,其主要特點之一就是滾筒中間部位的半徑稍微超過了兩側滾筒的半徑,這樣就可以有效地控制和減少皮帶跑偏。其整個整體的結構通常都是由鋼板進行直接焊縫制作。2、片式滾筒,這種類型滾筒的機械結構主要是由許多個齒輪和葉片組合構成,可以做到清掃皮帶的功能。由片式滾筒可以延伸而產(chǎn)生的棒式滾筒與格柵式滾筒。3、槽型表面滾筒,這種類型的滾筒在保護層上有這許多類似形狀的圓槽,如菱形、人字型、直線型等等的形狀，可以做到增加接觸面摩擦力的功能，并且還可以具有一定的自我清理功能。本次設計選用的是菱形的護面。
3.2.2 滾筒直徑的確定
當滾筒收到的彎矩一定時，滾筒直徑越大受力越小，疲勞極限越不容易達到。查閱《帶式輸送機設計手冊》，可得公式：
(3-13)
D----滾筒的直徑，單位mm；
Cf---滾筒的計算系數(shù)，大小為100；
Z----輸送帶得帆布的層數(shù)，大小為3；
T----出從帶帆布得厚度，大小為1.1mm。
將數(shù)值代入公式，得：
(3-14)
由上面公式可以得知，滾筒若要滿足彎曲疲勞極限，則需要滿足滾筒直徑大于330mm，查閱手冊可以知道，傳動滾筒得范圍為500到1000毫米，因此滾筒選擇與330mm最為接近的直徑，即為500mm。則卸載滾筒與機尾滾筒的取值大小分別為400mm和320mm。
滾筒由輻板、滾筒筒身以及輪轂構成。各部分和軸的選材以及許用應力如下：
滾筒-------45鋼無縫鋼管鋼，許用應力46－50N/mm2;
輻板-------Q235鋼；
輪轂-------ZG20Mn5v，許用應力66N/mm2；
軸----------40Cr，許用應力50－75N/mm2。
滾筒和軸是通過鍵傳遞動力，并且滾筒的便面需要增加膠處理，膠處理能夠增加滾筒表面的摩擦系數(shù)，使皮帶能夠穩(wěn)定的高效的傳動，本次設計所選用的是菱形包膠。
滾筒和軸之間采用的是軸承支撐。由于傳動皮帶的寬度為800mm,并且軸承的中心距需要比帶寬大350mm到900mm，滾筒的結構見圖見下圖3-1所示。
圖3-1 主滾筒結構圖
3.2.3 滾筒的轉速
查閱《帶式輸送機設計手冊》，可得公式：
(3-15)
V----輸送帶的速度，大小為2m/s；
n----滾筒轉速；
D----滾筒直徑。
為了簡便公式書寫，帶入一個系數(shù)Ψ其關系式如下：
V=n (3-16)
的值根據(jù)設計手冊，查詢得0.00586，綜合兩個公式并帶入數(shù)值得：
(3-17)
滾筒內部兩幅板之間的間距：
(3-18)
滾筒長度L為：
（100～200）=800+150=950mm (3-19)
3.3 托輥的設計計算
3.3.1 托輥的概述
托輥傳動機是真?zhèn)€傳輸電動機中最主要的一個傳動構件,它的主要功能和用處是在輸送機工作時支撐著輸送帶,確保了承載質量好的輸送帶可以把垂直和撓度都控制在合理的范圍之內,保證整個傳動機構的運轉。
在進行設計托輥時就需要從其總體布置的各個方面和構造上進行綜合考慮,一方面我們需要盡力降低所需維護與修理,另一方面我們還需要做到便于安裝與維護保養(yǎng)。在實際的工作當中,減少了托輥旋轉時的運動慣量和阻力系數(shù),能夠大大提高傳輸電機總體運行距離而正常工作時的穩(wěn)定性。
3.3.2 托輥的結構與種類
隨著傳輸機的新型構造以及功能的不斷更新,托輥的整體結構以及安裝方式也在不斷地進行著更新與發(fā)展。托輥在設計的實際中,設計主要目的是為了需要參考回轉阻力較小,加工成本相對較低,承重力較強。托輥的基本構造主要由回轉體、軸、傳動機械支架、軸承座和傳動蜜蜂等構件所組成,軸承通常安裝在內部,軸的兩頭經(jīng)過支架托住。
托輥的種類通常分為普通托輥以及專業(yè)托輥。其中普通托輥的主要作用是在傳輸機在正常工作時作為上下托輥，在傳輸過程中用于載重與傳輸。而專業(yè)托輥的主要作用是傳輸帶之間的過渡以及防止其偏離。
托輥一般是一組一組的裝配。其中上托輥通常是由互相平行的兩個托輥組成，或者由三個槽型的托輥組成。中間托輥表現(xiàn)為相互水平的形態(tài)，而兩側托輥表現(xiàn)為有一定的角度。通常角度為30°到45°。在構造上通常用到的就是三個托輥長度一樣。
緩沖托輥通常要裝配在傳輸機的上料的部分，它具有一定的保護作用，通常緩沖托輥的上面都會觸及有彈性圓盤，用于緩沖在正常工作時遇到的沖擊，通常的構造上會由三到五個托輥構成。
緩沖托輥安裝在傳動機的接收處以英語來保護皮帶。緩沖式托輥中的各種輥子均是由帶有一定空隙的彈性圓盤組成。緩沖式托輥的標準載重與普通托輥相同。在輸送帶運動質量大以及形狀較小的情況下,有時可能會因為需要在傳輸帶上整條線裝配一個緩沖式托輥。緩沖式托輥一般是由三至五個托輥組合而構成。
3.3.3 托輥垂度與間距的設計計算
托輥在選擇具體的型號的時候，需要綜合考慮輸送量以及使用壽命。
查詢《帶式輸送機設計手冊》，可得知皮帶在承載貨物的時候，垂度計算公式：
(3-20)
同查詢得，皮帶回程時（即不載貨物時），垂度的計算公式：
(3-21)
在式中h------皮帶在豎直方向上的位移，單位m；
a0-----上托輥之間的距離，單位m；
Au-----下托輥之間的距離，單位m；
g------重力加速度，大小取9.8m/s2；
Tmin---皮帶上最小的拉力，單位KN；
qa-----單位距離上皮帶在承載物料時的重量，單位kg/m；
qb----單位距離上皮帶未承載物料時的重量，單位kg/m。
其中qa與qb之間的關系式之前已經(jīng)算出，查閱文獻可知上托輥垂度一般定為2%～5%之間，本次設計取3.5%，代入上面式子可得：
(3-22)
根據(jù)皮帶豎直方向位移的計算，取上托輥間距為1.5mm。
下托輥的垂度取值5%可得：
(3-23)
同理可得下托輥間距取值為3.0m。
3.3.4 輸送帶的最小拉力
同上步計算皮帶垂度的公式，將Tmin放到等式的一邊，可知其與垂度與承受到的重力有關，公式如下：
(3-24)
式中h-----上下托輥的數(shù)值距離，單位m；
ao-----上托輥之間的間隔，單位m；
g------重力加速度，大小為9.8m/s2；
qa----承載時單位距離上的重量，單位是kg/m，大小已知。
將已知數(shù)據(jù)數(shù)據(jù)代入上式可得：
/1.31
(3-25)
3.3.5 托輥的靜載荷計算
根據(jù)《帶式輸送機設計手冊》托輥的靜載荷計算公式如下：
(3-26)
式中P0----承載分支托輥的靜載荷，單位N；
e------托輥的載荷系數(shù)；
q------單位長度上輸送帶的質量，大小48.61kg/m；
Im-----傳輸機的運輸能力，即Q=350t/h；
v------物料的運輸速度，大小2m/s；
ao-----上托輥的間距，大小1.5m。
將已知數(shù)值帶入式子可得：
(3-27)
同理空載時的靜載荷可有如下公式算得：
(3-28)
3.3.6 托輥的動載荷計算
根據(jù)設計手冊，托輥的動載荷的計算同靜載荷，分為兩個階段：，
承載分支
(3-29)
回程分支
(3-30)
式中fs-----運行系數(shù)，大小為1.1；
fd-----沖擊系數(shù)，大小為1.06；
fa-----工況系數(shù)，大小為1.1。
3.3.7 計算托輥的槽形角
托輥的槽型角時托輥續(xù)訂的一個重要參數(shù)，托輥的槽型角決定著物料是否能穩(wěn)定的放置在皮帶上，直接性的影響著傳輸機的運輸能力如下圖4-1可存放貨物的最大寬度為B，圖中時為0.8B，則載貨量為S1+S2，且中間托輥的寬度為0.4B，則總載貨量計算公式如下：
圖 4-1貨載斷面積圖
(3-31)
(3-32)
載貨量:
(3-33)
一已知動堆積角ρ=20°，可得：
(3-34)
] (3-35)
令=0得：
(3-36)
計算可得：
(3-37)
則：
根據(jù)計算的結果可以看到，動堆積角為20°，托輥的槽角為30°，此時結構能夠承載的貨物量最大。且之前選擇的帶寬為800mm，所以選擇托輥的軸承型號為204，基本尺寸是內徑20mm，厚度13mm。
3.4 拉緊裝置及收放膠帶裝置的設計
3.4.1 拉緊裝置的概述
這種帶式傳動器在工況下需要有一定的預緊力,以便于保證傳動帶能夠穩(wěn)定地進行。在滾筒傳輸機當中,預緊力主要是通過傳動拉緊設備所需要提供的,它的主要功能和作用有兩點:1、確保傳輸帶在滾筒再正常運行時哦的分離地方具有足夠的預緊力,以便于滿足彼此之間摩擦力的要求;2、確保傳輸帶在高速工作時具有足夠的預緊力,保證了傳輸帶垂直和撓度控制在一個合理的范圍內;3、用于彌補傳輸帶因受到的拉力而造成的彈性延申,以及傳輸帶永久拉伸的重量;4、構造傳輸帶接頭。
對于運輸距離比較長的傳輸機，需要對在不同工作狀況下張緊力進行綜合考察，通過有效的變換，提高傳輸帶的壽命。在傳輸機的啟動與停止過程中需要不同的預緊力，在傳輸物料的時候也需要不同的預緊力，所以需要張緊裝置去控制調整預緊力。
張緊裝置依據(jù)構造形式以及用處分成三種方式，重錘式、自動拉進式以及固定式。下面對三種拉緊裝置各自概述。
重錘式拉緊裝置。這個是最為簡潔、用處最為廣泛的一種拉緊裝置，它的預緊力在一定情況下式保持為一定值的。
固定式拉緊裝置。它能夠在傳輸機非工作時對預緊力進行調試與改正。正常工作時則不予以調試與改正。拉緊的形狀有絞車和螺旋確定的方式。
自動絞車拉緊裝置。它是當下體型較大的帶式傳輸機應用較多的一種拉緊裝置，能夠做到自動調節(jié)預緊力，但是整個構造以及對于盡力的調整控制較為繁瑣。
在帶式傳輸機之中，張緊裝置的構造要合理，保證在啟動與停止的時候不會打滑，所以拉緊裝置在整體構造上要綜合考察以下幾個元素：1、張緊裝置要盡力在裝配在張力較小的地方；2、需要考慮張緊裝置所能夠作用到的區(qū)域，如果作用不到則可以增加拉緊裝置的數(shù)量；3、張緊裝置需要裝配在傳動裝置的邊上；4、使用任何種類的張緊裝置都需要使張緊裝置進入與皮帶駛出的位移線和滾筒的位移軌跡相互平行。
3.4.2 張緊力和行程的計算
張緊力在空載時或者是承載不同重量的物料時是不同的，張緊力時皮帶傳輸中必不可少的一種力，本次設計選用電動絞車拉緊，拉緊裝置的最大拉緊力的計算公式如下：
(3-38)
根據(jù)《輸送機設計手冊》可知，當帶寬為800mm，并且要滿足30KN的拉緊力時，拉近杠四需要滿足拉力的強度校核，查閱手冊選擇14mm直徑的鋼絲作為拉緊鋼絲，拉緊行程為17m。拉緊速度為0.01m/s，絞車的牽引力為5KN，滑輪的直徑為200mm。鋼絲繩選擇型號為6×19-14-155-1。
拉緊裝置需要電機提供相應的動力，其公式如下：
(3-39)
根據(jù)礦山機械的選擇BJO2-41-4型電機，電機的功率為4KW。
因為物體在受到軸向拉力的時候都會有一定的彈性變形，所以在正常工作或者是最大牽引力的時候皮帶的長度會大于停機時皮帶的長度，因此需要確定拉近小車所在的位移范圍，所以計算其工作行程如下式：
=（~） (3-40)
系數(shù)取值為0.03
(3-41)
3.4.3 提高張緊力的方法
適合的張緊力是帶式傳輸機在正常工作時必不可少的需要考慮的一個重要因素，在實際上設計時，怎樣在某些情況與形狀下增加張緊力也是必不可少的要考慮的因素。提高張緊力的方式有三種：1、增加張緊力。直截了當?shù)脑龃髲埦o力是最簡單的，與此同時這樣也是弊處最大的一種方式，過于龐大的張緊力對傳輸帶的抗拉與抗壓強度的要求更高，但是傳輸帶的費用在整體中占到了百分之五十左右，較高強度的傳輸帶會出現(xiàn)經(jīng)濟問題，使之在經(jīng)濟方面不夠實用。2、增加包角。包角是皮帶與托輥之間所接觸時的弧線所對的圓心角，增大包角能夠適當?shù)販p少所需的張緊力，也可以增大托輥與與皮帶之間所產(chǎn)生的摩擦力，以用來滿足工作所需的大驅動力。3、增加阻力系數(shù)。通過在托輥以及滾筒上面增加額外的各種類型的形狀，增大傳輸帶與滾筒或托輥的阻力系數(shù)，以用來提高正常工作所需張緊力。
在本次的畢業(yè)設計中，所用到的是雙滾筒驅動，采用增大包角的形式去適應所需的拉緊力，并且在滾筒之上額外附加菱形的包角，以用來適應工作所需的阻力系數(shù)。
3.4.4 收放裝置設計
收放器主要作用是對傳輸帶的存儲與放出,它裝配于儲帶倉的后部,具有一個能夠將皮帶卷起來的構件。當儲帶倉之中的傳輸帶達到一定的量,然后還依靠卷帶器放出傳輸帶,放出之后重復之前步驟繼續(xù)卷帶儲帶。收放器的主要零部件有:卷帶器機架、驅動裝置、減速裝置、卷筒、移動架、移動車以及自動調解托輥等構成。他的具體構造見下圖5-2所示。
由上下圖中我們可以清楚看到。移動式車輛頂針式移動小車主要由三個部分共同結合組成,分別為車輛頂針架、小型的車輛內部框架以及兩個移動車輪所組合構成,是整個移動小車輛中收放移動設備的主要框架。它主要的工作目的就是通過利用電動輸送小車將裝在膠帶上的卷筒從大量紙張中自動取出并快速放入輸送到每個卷帶卷筒所在地的指定位置,同時將已經(jīng)完整卷好的大量紙張從膠帶卷筒中拖拉了卷帶出來。收放式減速裝置的傳動軸承軸和支撐軸均端于四軸減速機動力輸出的主軸。所以當我們臨時需要對皮帶小車自動進行卷筒皮帶的收放工作時,需要首先將皮帶小車自行推到自動收放的皮帶框架內,用皮帶銷子自動固定好皮帶小車的各個移動架,然后再手動操作皮帶小車的移動手柄,能夠直接讓皮帶小車和自動減速器軸上的固定物和金屬物直接通過進入移動到皮帶卷筒的移動轉盤和卷軸內。這時候就是通過與移動頂針的相互作用和移動離合器相互作用結合,能夠有效促使移動卷筒上的移動膠卷卷帶頭和移動傳遞電纜到移動膠帶上的移動電纜頭相連接。
手動皮帶收放器通常裝配著有螺桿,通過它可以使移動的橫狀梁架做在縱向做運動,從而做到對皮帶的放松與拉緊。對于可伸縮帶式傳輸機總共有三個攪拌,三個當中的兩個裝配在在卷帶器內,另外一個裝配在傳動滾筒的放出皮帶的地方。在收放器上裝配有自動調節(jié)托輥,主要目的是減少在收入與放出皮帶的過程中皮帶出現(xiàn)的跑偏現(xiàn)象。
1-手動膠帶夾板；2-調心托輥；3-卷帶裝置架；4-移動頂針小車；5-電動機；6-膠帶卷筒
圖5-2 收放膠帶裝置
收放裝置需要動力，通過上方對收放裝置的設計，并查閱《新型帶式輸送機設計手冊》計算其功率：
(3-42)
式中P'-----收放裝置電機功率，單位KW；
Q- -----運輸量，大小為350t/h；
L-----物料的運輸距離，大小為600m；
L0----長度系數(shù)，取值為50m。
將數(shù)值帶入式子可得：
(3-43)
根據(jù)《礦山機械設計手冊》選JBY4－4T2型電動機，電機功率PW=4KW。
3.5 輸送機傳動裝置的設計
3.5.1 傳動裝置的概述
帶式傳輸機是一種運輸距離很長的一種運輸設備，因此其動力傳輸需要穩(wěn)定的裝置去傳遞動力，所以傳動裝置時傳輸集中的重要組成構建，并且根據(jù)不同的特殊需求或者是特殊工況可以將其安裝在傳輸機的頭部或者是尾部。
3.5.2 電機的選擇
查閱《帶式輸送機設計手冊》，軸功率的計算公式公式如下：
(3-44)
式中P0----軸功率，單位KW;
P- ----驅動滾筒所需拉力，大小19390KN；
v-----帶速，大小2m/s2。
將已知數(shù)值帶入式子得：
(3-45)
則電機的計算功率式子如下：
(3-46)
式中PM----電機得功率，單位KW;
K1----電機功率系數(shù)，大小取1.4；
K2----電機啟動方式系數(shù)，大小取1；
P0----軸所需功率，單位KW。
根據(jù)電機的功率決定選擇電機的型號為YBS-40-4，采用兩臺電機傳動的方式。所選電機的額定轉速為1470r/min，額定功率為40KW，電壓380/660V。
3.5.3 減速器的計算與選用
減速器的選用需要先計算傳動比，首先需要計算傳動軸上的轉速：
(3-47)
式中n1----傳動軸轉速，單位r/min；
v-----物料得傳輸速度，大小為2m/s；
π----常數(shù)，大小取3.14；
r-----傳動滾筒得半徑，大小為250mm。
將已知數(shù)值代入式子中可得：
(3-48)
計算電機到傳動軸的傳動比：
(3-49)
從上面式子的電機傳動軸的傳動比以及傳動軸轉速等基本參數(shù)中考慮，本次設計選擇JS40型減速機，下圖時其構造。
圖6-1 減速器外型尺寸結構示意圖
他采用的是三級減速機，i1=2.6364，i2=2.386，i3=2.933，則i總=18.499。減速機采用的是飛濺潤滑，自然冷卻。
3.6 機架設計計算
3.6.1 機頭卸料架的設計
機架是承受整個傳輸機重量的部件，尤其是在機頭卸料架的部分承受著沖擊力壓應力等，需要足夠的強度確保物料能夠穩(wěn)定卸載，機架可分為剛性與柔性兩種，柔性是指著有繩索承受著傳輸機的重量，優(yōu)點是不怕潮濕的地面的影響，但是不易于拆卸。剛性機架是用槽鋼和鋼管并用，便于拆裝。他的主要結構示意圖如下圖7-1所示。
圖7-1 機頭卸料支架示意圖
3.6.2 中間架的設計與強度校核
中間架是由兩邊的架腿以及中間的縱向梁構成的，架腿是承受整個機構重量的部件，固定在地面上，縱向梁是承載上托輥以及上面的傳輸帶和物料的構件，且縱梁上面有放置上托輥的鞍座，在放置上托輥鞍座的下方焊接一個橫梁加強其承載能力，再在其下方焊接下托輥勇于承受空載時的傳輸帶的重量。中間架的示意圖如下：
圖7-2 中間架示意圖
根據(jù)輸送機工作中的主要受力，對其進行受力分析，首先計算每個之間支腿所承受的力Q1，計算公式如下：
(3-50)
式中Q1----每條腿收到的壓力，單位KN；
qG----物料單位質量，大小為48.61kg/m；
qB----傳輸帶單位長度質量，大小8.03kg/m；
q0----上托輥單位長度質量，大小16kg/m；
qK---中間架單位長度質量，大小查表為46.13kg/m；
g----重力加速度，大小為9.8m/s2；
a----托輥間距，大小為3m。
帶入已知數(shù)值可得：
(3-51)
在傳輸帶工作中可能會出現(xiàn)傳輸帶跑偏的現(xiàn)象，且會因此產(chǎn)生一定的彎矩，T1大小為5584.4N.mm,其計算公式如下：
(3-52)
鋼管的最大彎距為：
=2409，7×0.75 (3-53)
根據(jù)計算的結果，選擇鋼管的外徑為60mm，內徑為53mm。則其抗彎截面模量計算結果如下：
(3-54)
計算鋼管所承受的彎曲應力，計算公式如下：
(3-55)
Q235鋼已知其抗拉強度為380到470MPa。大于算出的彎曲應力，因此Q235鋼滿足要求。
3.7 主軸的設計與鍵的強度校核
3.7.1 主軸的設計
(3-56)
式中P3----傳動軸功率，單位KW；
P----電機功率，大小為40KW；
η----減速器傳遞效率，大小取0.95。
帶入數(shù)值可得：
= (3-57)
傳動軸上的轉速為：
(3-58)
其扭矩為：
(3-59)
通過計算軸的材質選擇40Cr。查表15-3《機械設計》，A0=112，計算傳動軸的最小直徑可得：
(3-60)
式中dmin----傳動軸最小直徑，單位mm；
A0-----常數(shù)系數(shù)，大小為112；
P3-----傳動軸的功率，大小38KW；
n3----傳動軸轉速，大小79.679r/min。
根據(jù)上述算出的傳動軸最小直徑，再根據(jù)工作需求確定的各段基本尺寸如下圖8-1所示。
圖8-1主軸的結構尺寸
為了保證能夠有效確保整個傳動軸在正常安裝時仍然能夠保持具有一定的傳動固態(tài),因此我們就可能需要多加精心設計一些傳動軸承保護套件或者也就是傳動軸肩。在本次全國大學生藝術畢業(yè)設計競賽中的兩個主軸上,需要分別安裝一個新的主滾筒,所以我們在主主軸的左和右端分別重新設計了一個高于主軸的旋肩,對滾筒的旋轉方向分別進行了精確定位,右端則主要是分別采用了沒有彈性材料遮擋的線圈。因為整個滾筒和它的腹板都主要是通過安裝焊接件的方式進行裝配焊接到整個一體的,因此他們的焊接長短間距可以直接依靠滾筒的腹板大小尺寸來進行判斷。初步設計篩選該段線路軸線的標準長度一般應為950mm。
軸承在正常運行工作時,需要同時分別承擔著各種旋轉徑向和非軸法向的滾動負載,所以我們首先需要根據(jù)自己需要選定的兩種軸承型號大小,就這樣需要對它進行一個綜合地分析考慮這兩個軸承方面的滾動承載能力,本次我們根據(jù)選定的兩種軸承大小采用了一種雙列式可調薪式的滾子滾動軸承,型號大小分別為3520,軸承的內徑分別為100mm。
滾筒汽車輪轂與傳動軸之間的自動徑向平衡定位系統(tǒng)主要就是采用同軸平鍵方式定位,該裝置方式的主要特點之一是系統(tǒng)結構簡單、安裝容易、成本低。按照各種軸的尺寸大小和軸承直徑要求可以分別選擇各種軸的固定尺寸以及《機械設計手冊》中所要選擇的固定軸承和軸,其軸的尺寸大小分別為32mm×18mm,工作時固定軸承和軸的固定長度分別為120mm。為了能夠保證在正常工作時滾筒滾動輪轂額外的滾動圓筒圓圈能夠與滾動軸相互地連接并且滾筒能夠同時與軸保持一個較好的滾動圓圈的角度,所以在滾動輪轂與滾筒軸的連接安裝時角度公差最多時其選擇值為h6/k7。軸承與過渡軸的自動定位分別為手動選擇軸和過渡軸并相互配合,公差約限制為m/h6。按照主軸設計規(guī)范手冊,軸上的所有同心倒角都必須可以直接選擇2×45°,各個同心圓角的旋轉半徑都可以選為2mm。
下面我們應該會仔細計算一個傳動軸心所承擔的壓力載荷。首先需要依據(jù)傳動軸的基本傳動結構,畫出該傳動軸的主要內部受力傳動參數(shù)并詳見結構圖。根據(jù)旋轉軸的整個運動載荷受力以及其它的支撐點我們常?？梢郧宄厍逦吹?在旋轉軸與整個輪轂受力相互配合的特定位置上,它是一個轉軸能夠同時承受運動載荷最高的支撐點,也就是危險的轉軸橫向斜截面。
圖8-2 軸彎矩圖
計算危險截面所承受的扭矩，
(3-61)
計算在軸的端點所承受的扭矩，計算公式如下。
(3-62)
式中FA----滾筒承受的重力；
L----滾筒長度，大小950mm。
帶入已知數(shù)值可得：
(3-63)
校驗危險截面強度，公式如下：
(3-64)
根據(jù)《機械設計手冊》可得所軸的抗彎應力[σ-1]=70MPa，所以強度足夠。
3.7.2 鍵的校核
鍵在輪轂和主軸之間傳遞動力，受到剪切力以及壓力的作用。對于壓力和剪切力的作用，要分別進行強度校核。
之前已經(jīng)選擇了鍵的尺寸我32mm×18mm，工作長度是120mm。根據(jù)選擇的平鍵的形式，擠壓校核的公式如下：
≤ (3-65)
式中P----結構最薄弱處許用壓力，單位MPa；
T- ---鍵上的轉矩，單位N·mm；
D----軸的直徑，大小為500mm；
K----鍵和輪轂的重合高度，單位mm；
L----鍵的工作長度，大小為120mm；
δpp---擠壓許用應力，查表可知為125-150MPa。
首先計算作用在鍵上的轉矩，計算如下：
× (3-66)
代入已知數(shù)值可得：
（3-67)
可以看出P<δPP，滿足強度要求，設計合理。
然后計算鍵所承受的剪切強度進行校核：
(3-68)
代入已知數(shù)值可得可得：
(3-69)
根據(jù)機械設計手冊可以查詢得到τP=120MPa，所以所選擇的鍵滿足使用要求。
然后校核軸的花鍵的強度。軸端選擇花鍵連接承受較大的載荷特別是沖擊載荷。選擇的花鍵型號為10×92×98×11。根據(jù)許用壓強進行校核，校核的公式為。
(3-70)
式中P----花鍵的許用壓強，單位N·mm；
T----許用力矩，單位是N·mm；
----花鍵各齒間不均勻系數(shù)，取值范圍為0.7到0.8之間；
Z----花鍵的齒數(shù)；
H----表示花鍵的工作高度，單位是mm；
D----花鍵的外徑，單位mm；
d----花鍵的內徑，單位mm；
C----花鍵的倒角，大小取0.4mm；
l----花鍵的平均工作長度，大小取76mm；
dm---表示花鍵的平均直徑，單位mm。
將已知數(shù)值代入式子可得：
(3-71)
帶入各個參數(shù)計算可以得到：
(3-72)
花鍵的許用壓強[P]=30~60MPa。可以看出P≤[P]，因此花鍵的選擇滿足強度要求,設計合理。
4 使用說明書
4.1 操作說明書
本文擬設計的可伸縮帶式傳輸機在實際操作時應嚴格按照操作說明書使用，避免造成安全問題。具體操作步驟如下：
（1） 首先做好準備工作，檢查各部分零件狀況，再進行空載工作；
（2） 等空載工作無誤后進行負載工作；
（3） 運輸結束后再進行一段時間的空載工作。
4.2 注意事項
為保證本機器能
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