洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）帶式輸送機(jī)設(shè)計（傳動滾筒部分）摘 要帶式輸送機(jī)是用于散料輸送的重要設(shè)備,滾簡作為帶式輸送機(jī)的重要部件,其作用更是舉足輕重。 通過了解滾筒的作用，及滾筒在當(dāng)今社會的發(fā)展現(xiàn)狀，對輸送機(jī)的分類有所認(rèn)識。結(jié)合任務(wù)書的要求，首先對輸送帶的帶寬，及所需牽引力的計算和確定。查閱資料了解到滾筒的結(jié)構(gòu)，及滾筒失效的常見原因和方式。并結(jié)合計算數(shù)據(jù)合理確定滾筒的直徑。并結(jié)合所算數(shù)據(jù)對傳動滾筒裝置的組成件進(jìn)行計算，并結(jié)合任務(wù)及相關(guān)要求進(jìn)行校驗。進(jìn)而得到合理的設(shè)計尺寸。使設(shè)計得到較為準(zhǔn)確的數(shù)據(jù)。 關(guān)鍵詞: 傳動滾筒 結(jié)鉤 組成6 BELT CONVEYOR DESIGN(TRANSMISSION ROLLER PART)ABSTRACTBelt conveyor is an important equipment for powder conveying, roll Jane as an important part of a belt conveyor, its role is very important.By understanding the role of the drum, and roller in todays society, the development status of to recognize the classification of the conveyor. Combined with the requirements of the specification, first of all, the bandwidth of the conveyor belt, and the required traction calculation and determined. Check data to know the structure of the roller, and the common failure modes of the drum and the way. And combining with calculation data reasonably determine the diameter of the cylinder. And combined with the numerical data for calculation, transmission roller device of a calibrated and connecting with the requirements and related tasks. Reasonable design size is obtained. Make the design get more accurate data.KEY WORDS: transmission roller structur constitute目 錄前 言1第1章 緒論21.1 滾筒在國民經(jīng)濟(jì)中的作用21.2 傳動滾筒的發(fā)展?fàn)顩r31.3 結(jié)構(gòu)與種類51.3.1 按驅(qū)動方式分51.3.2 按軸承內(nèi)孔大小分51.3.3 按外形分61.3.4 特殊滾筒61.4 傳動滾筒的研究目的和意義7第2章 帶式輸送機(jī)的設(shè)計計算82.1 已知原始數(shù)據(jù)及工作條件82.2 計算步驟92.2.1 帶寬的確定:92.2.2 輸送帶寬度的核算112.3 運(yùn)行阻力及牽引力112.3.1 附加特種阻力計算122.3.2牽引力13第3章 傳動滾筒的結(jié)構(gòu)設(shè)計143.1 滾筒失效形式與許用應(yīng)力的確定143.1.1 傳動滾筒的失效形式143.1.2 失效產(chǎn)生的原因143.1.3 滾筒許用應(yīng)力的確定153.2 傳動滾筒結(jié)構(gòu)設(shè)163.2.1 傳動滾筒最小直徑的確定173.2.2 傳動滾筒的直徑驗算17第4章 滾筒組成件194.1 滾筒覆蓋膠194.2 傳動滾筒軸直徑的計算194.2.1 滾筒軸受力分析194.2.2 軸的強(qiáng)度校核214.3 確定軸承及轉(zhuǎn)子作用力214.3.1 求軸承反力224.3.2 校核軸的強(qiáng)度224.3.3 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度224.3.4 對軸端鍵強(qiáng)度進(jìn)行驗算244.4 軸承壽命的計算254.4.1 軸承的選用254.4.2 球左右軸承的支反力254.4.3 計算左右軸承壽命264.5 輻板厚度的確定264.6 滾筒軸與輻板間的力矩分配294.7 輪轂尺寸的確定30結(jié) 論32謝 辭33參考文獻(xiàn)34前言帶式輸送機(jī)是用于散料輸送的重要設(shè)備之一。其結(jié)構(gòu)特別簡單,運(yùn)行平穩(wěn)可靠,能耗低,對環(huán)境污染小,使于集中控制和實現(xiàn)自動化,管理和維護(hù)方使,在連續(xù)裝載的條件下可實現(xiàn)連續(xù)運(yùn)輸, 因此,在國民經(jīng)濟(jì)各部門特別是煤炭和礦山運(yùn)輸系統(tǒng)中應(yīng)用十分廣泛。 由于其適用范圍的不斷擴(kuò)大和對其需求量的不斷增加,帶式輸送機(jī)的設(shè)計和制造技術(shù)也有了長足發(fā)展。傳動滾筒作為帶式輸送機(jī)的重要部件,起作用更是舉足輕重。眾所周知，零部件的工作特性，對整機(jī)性能有重要影響,尤其對于些大型、長距離的輸送要求，對滾筒的要求會更高，加之用戶和使用環(huán)境的千變?nèi)f化,帶式輸送機(jī)中的傳動滾筒的設(shè)計不僅還會涉及其初步設(shè)計和等部件的選型設(shè)計,由現(xiàn)今都是通過增大零件外形來增大輸送量，這樣不僅耗費(fèi)大量人力財力，得到的產(chǎn)品還不一定能滿足要求。因此尋求一種合理的傳動滾筒設(shè)計方法是一件很重的事，本設(shè)計結(jié)合當(dāng)今中外對滾筒設(shè)計的方法進(jìn)行合理分析，挑選、整合、校驗得到滿足用戶需求，并且對零部件的設(shè)計進(jìn)行優(yōu)化,充分了解主要零部件的工作特性, 合理的進(jìn)行造型設(shè)計和性能匹配。進(jìn)而得到更佳的設(shè)計方案。 第1章 緒論1.1 滾筒在國民經(jīng)濟(jì)中的作用由于滾簡具有結(jié)構(gòu)緊湊,傳動率高,噪聲低使用壽命長,運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn),工作可靠,密封性好。占據(jù)空間小,安裝維修方使等優(yōu)點,并且適合在各種惡劣環(huán)境條件下工作,包括潮濕、泥、擰、粉塵多的環(huán)境,所以目前國內(nèi)外已將電動滾筒廣泛應(yīng)用于采礦、冶煉、煤炭、交通、能源、根食、煙草、化工、建材、物流、航空、農(nóng)林、印刷、商業(yè)等各個生產(chǎn)建設(shè)領(lǐng)域。滾筒在國民經(jīng)濟(jì)中的作用隨著現(xiàn)代化工業(yè)的發(fā)展,傳動演筒作為傳動鏈已廣泛應(yīng)用于各種生產(chǎn)線中, 用來輸送城建物品。進(jìn)入20世紀(jì)70年代以后,傳動接簡的應(yīng)用場所擴(kuò)展的十分迅速。例如,錐形傳動演簡,使報道輸送機(jī)轉(zhuǎn)彎成為輕而易舉的事。所以,飛機(jī)場、郵電局能用它來分揀行李物品、包裏等貨物。西端直徑達(dá)、中間直徑小、類似雙曲線形狀的電動滾筒,可以應(yīng)用于林場運(yùn)送原木.經(jīng)過專門設(shè)計,可以制成卷繞鋼絲繩、電纜等柔性繩索的卷繞滾筒,并且可以在滾筒內(nèi)部裝上安全可靠的制動裝置和防止逆轉(zhuǎn)裝置口經(jīng)過特殊制造的傳動滾筒,可以輸送高溫物料和高溫鋼胚。有的特殊傳動滾筒可以在化纖加工過程中作為脫水軋輥使用。如果在滾筒體的圓柱面上焊接螺旋形葉片,還可以制成輕巧的螺旋輸送機(jī)。此外,雙速,三速或無級變速的電動滾筒已廣泛應(yīng)用與超級市場和技術(shù)精密型產(chǎn)品的生產(chǎn)線上。專門制造的制造的隔爆型傳動滾筒可以用在易燃、易爆的環(huán)境中。總之,隨者傳動滾筒設(shè)計,制造技術(shù)的不斷改進(jìn)以及高新技術(shù)的引入,傳動滾筒的應(yīng)用范圍越來越廣泛，傳動滾簡在國民經(jīng)濟(jì)各個領(lǐng)域中的作用也越來越重要。隨者科學(xué)技術(shù)的不斷進(jìn)步,其應(yīng)用場所更是越來越廣泛,其發(fā)展前景也相當(dāng)可觀。為了提高產(chǎn)品質(zhì)量,重視提高產(chǎn)品的可靠性,不斷開發(fā)研制新產(chǎn)品,開拓國內(nèi)市場,設(shè)計出有高可靠性的產(chǎn)品,才能使用戶放心大膽的使用,才能提高企業(yè)的聲譽(yù),企業(yè)的產(chǎn)品在國內(nèi),外市場上才能被人們信任,才能取得良好的經(jīng)濟(jì)效益和社會效益。1.2 傳動滾筒的發(fā)展?fàn)顩r連續(xù)輸送機(jī)械是物料搬運(yùn)機(jī)械的重要組成部分,是其中的一大類別。帶式輸送機(jī)是連續(xù)輸送機(jī)械中效率最高、應(yīng)用范圍最廣泛的一種機(jī)型，是散料輸送的重要設(shè)備。帶式輸送機(jī)是以輸送帶作為率引構(gòu)件和承載構(gòu)件的一種連續(xù)輸送設(shè)各。輸送帶上的物料隨輸送帶一起運(yùn)行，根據(jù)需要可以在輸送機(jī)頭部或中間部位卸料。輸送帶用托輥支撐, 運(yùn)行阻力小。帶式輸送機(jī)可以沿水平或傾斜線路布置, 在輸送原煤時,向上最大輸送傾角一般為1718，向下最大輸送傾角一般為l5l6當(dāng)來用花紋輸送帶并采取其它相應(yīng)措施上運(yùn)傾角可高達(dá)2832下運(yùn)傾角可達(dá)2528。當(dāng)采取某些特殊措施或?qū)Ｓ脦捷斔蜋C(jī)時,可以實現(xiàn)更大的輸送傾角甚至垂直提升。隨者國民經(jīng)濟(jì)的飛速發(fā)展,礦山，建材、化工、糧食、電力、煤炭、對散狀物料的輸送提出了新的要求,長距離(指單機(jī)輸送長度,國外最長達(dá)l5000m,國內(nèi)最長為沈礦為海螺集團(tuán)研制的10300m乎面轉(zhuǎn)彎帶式輸送機(jī))、大運(yùn)量(高帶速和大帶寬) 和大傾角輸送物料是其主要發(fā)展方向之一，同時提出無公害環(huán)保輸送散狀物料的要求。無論國外還是國內(nèi)的建材及礦山行業(yè),在這兩種輸送方案的對比選擇后，還是較多的選擇以長距離、大運(yùn)量的帶式輸送機(jī)代替汽車運(yùn)輸?shù)姆桨浮Ｆ湓蚴遣捎闷囘\(yùn)輸不僅要修建公路、購買汽車一次性投資大,而且日常的公路和汽車維修費(fèi)用也很高。帶式輸送機(jī)輸送散狀物料是連續(xù)的物料流,生產(chǎn)效率高。量9800t/h。當(dāng)然，增加輸送帶的寬度也可以提高輸送量 (國外采用的最大帶寬是3300mm)，但增加帶寬使整機(jī)所有相關(guān)尺寸增大,增加了設(shè)各的總投資特別是輸送帶的成本要占整機(jī)成本的30-50%,而且距離越長,運(yùn)量越大,所占的比例就越大口同時,大帶寬需要相應(yīng)的硫化設(shè)各(包括輸送帶接頭的硫化),因此我國日前所采用的最大帶寬為2200-2800mm。近年來，通過引進(jìn)國外先進(jìn)國家的帶式輸送機(jī)整套設(shè)各及技本, 以及國內(nèi)廣大科研人員的共同努力,可以說國內(nèi)設(shè)計和制造的長距離、大運(yùn)量帶式輸送機(jī)的水平已經(jīng)可以滿足國內(nèi)市場的需求,但是一些關(guān)鍵技術(shù)尚需引起重視并加以深入研究和開發(fā)。到目前為止,沈礦集團(tuán)為天津港設(shè)計的帶式輸送機(jī)最大輸送量達(dá)9800t/h;沈礦集團(tuán)為海螺集團(tuán)設(shè)計的單機(jī)最長達(dá)10.3km。向家壩水電站3l.1公里沙石料長距離大運(yùn)量帶式輸送系統(tǒng),由2.5公里到8.2公里共5條帶式輸送機(jī)組成的輸送系統(tǒng)、帶寬l.2m,帶速4.5m/s,輸送量3000t/h,帶強(qiáng)度為ST4500。到目前為止,西班牙的西撒哈拉帶式輸送機(jī)線路是世界上最長的長距離輸送機(jī)線路。該線路長達(dá)1ookm,用來將位于石質(zhì)高原地區(qū)的布克拉露天礦的磷灰石礦石運(yùn)往艾汾阿確海港。此線路于兩年半內(nèi)建成,并于1972年投入使用,整條線路由長為6.9l1.8km的l1臺輸送機(jī)組成輸送機(jī)采用寬度為l000mm,強(qiáng)度為3150N/mm 的鋼繩芯輸送帶,帶速為4.5m/s。輸送帶的安全系數(shù)為6. 7-10澳大利亞恰那礦20km 地面帶式輸送機(jī)系統(tǒng)是代表現(xiàn)代帶式輸送機(jī)發(fā)展水平的一條輸送線。該輸送系統(tǒng)由一條長為l0.3km的平面轉(zhuǎn)彎帶式輸送機(jī)和一條l0lkm。的直線長距離帶式輸送機(jī)構(gòu)成。轉(zhuǎn)彎帶式輸送機(jī)的曲率半徑為9km,弧長為4km。兩條輸送機(jī)除線路參數(shù)外,其它參數(shù)相同,輸送能力為2200t/h,帶寬1050mn,輸送帶抗拉強(qiáng)度為3000N/mm,安全系數(shù)為5,拉緊裝置為重錘拉緊。津巴布韋銅鐵公司的l5.6km水平轉(zhuǎn)彎越野帶式輸送機(jī)于l996 年投入使用,是世界上単機(jī)最長的帶式輸送機(jī)。輸送量為干礦石500t/h(濕礦石600t/h),系統(tǒng)全長為15.6km,物料提升高度為90m。輸送帶采用橋石公司的鋼繩芯輸送帶,抗拉強(qiáng)度為888N/mm,運(yùn)行速度為4.251n/s,輸送帶的安全系數(shù)為5.8.當(dāng)環(huán)境溫度為0C時,安全系數(shù)降到5.5,當(dāng)輸送量增加到600t/h時,輸送帶安全系數(shù)降低到4.81。 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀隨者國內(nèi)外機(jī)械工業(yè)水平的不斷發(fā)展,滾簡的結(jié)構(gòu)、加工、安裝等方面發(fā)生著日新月異的變化。由于焊接技術(shù)的不斷發(fā)展，焊接強(qiáng)度的可靠性得到保證，雖然多數(shù)大型據(jù)筒采用鑄焊結(jié)構(gòu),但焊接結(jié)構(gòu)也有所增加。輪轂和主軸的聯(lián)結(jié)方式由鍵槽連接。原來的輻板采用加強(qiáng)筋,現(xiàn)在直接用鋼板制成。過去國內(nèi)外在設(shè)計滾簡的各零部件時,常釆用基于經(jīng)典彈性力學(xué)理論導(dǎo)出的簡單的經(jīng)驗公式。西安交通大學(xué)曾經(jīng)運(yùn)用SAP5對驅(qū)動滾簡做有限元分析，對驅(qū)動滾筒的剛度和強(qiáng)度進(jìn)行了分析并得出:摩擦力是滾簡扭曲變形的重要團(tuán)素；從應(yīng)力與變形兩個方面說明,輻板的加強(qiáng)筋,在滾簡非臨界狀態(tài)下,對局部變形與筒體應(yīng)力分布影響不大，只是在臨界狀態(tài)下能提高糠簡的整體穩(wěn)定性；滾簡的徑向最大變形在滾簡中部。通過分析,對筒體厚度進(jìn)行了優(yōu)化,達(dá)到節(jié)省材料的目的。煤炭科學(xué)研究總院上海分院曽經(jīng)做過強(qiáng)力滾簡的有限元分析，對擦簡各點的受力、 變形大小進(jìn)行分析, 通過實驗驗證了有限元計算滾筒受力的可靠性。西安科技學(xué)院劉金依等人采用大型有限元分析軟件ANSYS,對英國安德森一梅沃公司順槽可伸縮帶式輸送機(jī)傳動滾簡的應(yīng)力分布規(guī)律進(jìn)行了計算,得出了應(yīng)力分布圖,并找到危險區(qū)域,從理論上對滾簡的常見破壞形式進(jìn)行了研究,為進(jìn)一步改進(jìn)滾簡的受力狀況,實現(xiàn)滾簡的標(biāo)準(zhǔn)化生產(chǎn)提供了必要的理論依據(jù)。他們對滾筒的理論研究和試驗結(jié)果對本課題有十分重要的參考價值和指導(dǎo)意。隨著計算機(jī)技術(shù)的發(fā)展,有限元方法得到了長足的發(fā)展, 有限元應(yīng)用也擴(kuò)展到機(jī)械、電子等領(lǐng)域。事實證明對帶式輸送機(jī)滾筒進(jìn)行有限元分析是十分合理和有效的。國外從20世紀(jì)60年代就已經(jīng)開始對滾筒的設(shè)計計算方法、強(qiáng)度分析、合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計進(jìn)行研究。關(guān)于這方面的研究從總體上分為商類: 第一類是Lang、Schrnolzi等對滾簡用半解析法進(jìn)行研究,第二類是Linder、Vodstrsi、Siva等使用了有限元方法。但絕大多數(shù)的研究人員都把:滾簡看作各個零件的組合,而不是把滾筒當(dāng)作一個整體來分析。盡管也有一些有限元法已經(jīng)把滾筒當(dāng)成整體來考慮,但迄今為止還沒有關(guān)于滾簡受到非對稱載荷系統(tǒng)的研究。1.3 結(jié)構(gòu)與種類1.3.1 按驅(qū)動方式分 1.外驅(qū)動式即驅(qū)動裝置放在傳動滾筒外面,減速器直接同傳動滾筒軸相2.內(nèi)驅(qū)動式即將驅(qū)動裝置全部放在傳動滾筒內(nèi),此種方式又稱為電動滾1.3.2 按軸承內(nèi)孔大小分1.輕型 孔徑在50-100mm 軽型滾簡的結(jié)構(gòu)是軸與輪1設(shè)之間采用過盈配合(或配單鍵) , 輻板與筒體焊接, 其中輪裁與軸采用鍵連接的結(jié)構(gòu)用于傳動滾簡 。2.中型孔徑在l20-180mm;中型滾筒的結(jié)構(gòu)是軸與輪裁用脹套連接,輻板與簡體焊接。3.重型孔徑在200220mm重型滾筒的結(jié)構(gòu)是軸與輪裁采用脹套連接, 這種結(jié)構(gòu)的壤簡是筒體的一部分、 輻板、 輪裁特成一體的接盤與簡體的另一部分焊接而成, 也就是鑄焊滾筒 。4.工程級滾簡 工程級滾筒是指為満足特殊載荷條件而經(jīng)過特殊設(shè)計的滾簡。高張力輸送帶由于其強(qiáng)度高、延伸性低的特點,而使這些滾筒的受力情況比使用一般織物芯層輸送帶的滾簡要高的多 。 啟動、 制動及其它動力載荷直接的傳通給滾簡 。 當(dāng)涉及到高張力時, 據(jù)簡的同心度及:滾簡與輸送機(jī)的準(zhǔn)確對中是十分重要的。 這種分類對于改向滾筒也同樣適用 。 外面包上一層橡膠的滾筒稱為包膠滾筒,包膠方式可采用硫化和冷粘的方法,鑲嵌陶瓷的滾筒稱為陶瓷滾筒,付么也不包的滾筒稱為光面滾簡 。1.3.3 按外形分1.鼓形滾簡 用鋼板卷國焊接而成,滾簡中間部分直徑大于商邊約幾毫米目的是防止輸送帶跑偏, 但是加工工藝復(fù)雜, 因此很少使用。2.葉片式、滾簡滾簡由許多橫向葉片組成, 目的使于清潔輸送帶, 此類、滾筒又稱為自清掃滾筒。如果將葉片改為圓柱棒,稱為棒式滾筒,也可起到自清掃作用 。3.溝槽膠面滾簡滾筒的膠面上開菱形、人字形、直線形、環(huán)形、梯形,則分別稱為菱形護(hù)面、人字形護(hù)面等各種保護(hù)面形狀的滾筒，其目的是增大摩擦系數(shù)便于排出黏住的物料。傳動滾筒的表面常常選用菱形和人字形。1.3.4 特殊滾筒(1 )真空滾簡 為增大輸送帶同滾簡之間的摩據(jù)力, 在滾簡裝有真空乗或外接真空泵,使輸送帶同滾筒包角之間成真空,增大摩標(biāo)力。但由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜,真空滾簡尚未得到推廣。(2)磁力滾筒滾筒內(nèi)裝有磁鐵,如輸送帶下層為磁性覆蓋膠,根據(jù)異性相吸作用,能增大摩標(biāo)力。當(dāng)使用普通輸送帶時,磁力滾筒就成為除鐵滾簡。(3)輪胎滾筒滾筒外面由許多充氣輪胎構(gòu)成,輪胎表面帶有溝槽。各種輪胎充氣壓力不同時, 也起到鼓形滾筒作用 。(4)陶瓷滾筒滾筒護(hù)面有許多陶瓷片鑲成,一方面可增大摩擦力,另一方面便于清掃。陶瓷片也可做成插板式,以便于更換。滾簡包膠的主要優(yōu)點就是表面摩擦系數(shù)大, 包膠是在滾簡的表面上用冷粘或硫化一層橡膠。 包膠滾簡按其表面形狀又可分為:光面包膠滾筒、人字形溝槽包膠滾簡和菱形包膠滾筒。1.4 傳動滾筒的研究目的和意義為了適應(yīng)高產(chǎn)高效集約化生產(chǎn)的需要,帶式輸送機(jī)的輸送能力要加大,帶式輸送機(jī)大型化與高可靠性要求,對設(shè)計者和制造者提出了更高的要求, 只有解決了帶式輸送機(jī)發(fā)展的關(guān)鍵技術(shù),.才能制造出高性能、 高可靠性的大型帶式輸送機(jī) 。 作為帶式輸送機(jī)重要傳動部件的:滾筒,能否安全穩(wěn)定的運(yùn)行,在整個輸送系統(tǒng)中處于舉足輕重的地位。滾筒的失效會給人身安全和整個系統(tǒng)帶來嚴(yán)重的后果,使企業(yè)遭受巨大的經(jīng)濟(jì)損失。特別是在復(fù)雜惡劣的工礦下,如何改進(jìn)滾簡結(jié)構(gòu)、提高工效、延長壽命, 一直是科研人員所關(guān)注的課題。目前,在國內(nèi)對于中小型滾簡一般采用近似公式進(jìn)行設(shè)計計算, 對于重型據(jù)筒近似公式已不再適用,這就使得設(shè)計計算具有較大的盲目性 。這樣設(shè)計出來的滾簡和工程實際有一定的差距, 它的安金性和可靠性難以保證。一旦發(fā)現(xiàn)問題,通常是采用增大尺寸的方法來解決，但是這樣做并沒有解決實際性的問題。不但浪費(fèi)材料增加成本,還不能達(dá)到預(yù)期的目的, 隨者帶式輸送機(jī)的大型化,合理的設(shè)計制造出大型滾簡已成為帶式輸送機(jī)的關(guān)鍵問題。目前,我國設(shè)計的滾筒盡管可以滿足生產(chǎn)需求,但是由于缺乏研究, 相同規(guī)格的滾筒與國外相比多消耗材料,使產(chǎn)品缺乏競爭力。選擇該課題的目的就在于對傳動滾筒進(jìn)行分析及設(shè)計,找到合理的設(shè)計方案,使?jié)L筒的設(shè)計更加準(zhǔn)確、高效、簡潔、方便。洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）第2章 帶式輸送機(jī)的設(shè)計計算2.1 已知原始數(shù)據(jù)及工作條件帶式輸送機(jī)的設(shè)計計算，應(yīng)依據(jù)下列原始數(shù)據(jù)：1）輸送物料：石灰石2）物料特性： 1）塊度：0100mm2）散裝密度：1.6kg/3）在輸送帶上堆積角：=20 3）工作環(huán)境：多塵和潮濕 4）輸送系統(tǒng)及相關(guān)尺寸： （1） 運(yùn)距：30m（2） 傾斜角：=6（3） 最大運(yùn)量:300t/h（4） 帶速v=1.25m/s（5） 頭部單滾筒驅(qū)動并卸載尾部卸料 （6） 裝料處設(shè)長2m的導(dǎo)料欄板初步確定輸送機(jī)布置形式如圖2-1：圖2-12.2 計算步驟2.2.1 帶寬的確定:按給定的工作條件,取石灰石的堆積角為20。原煤的堆積密度按。輸送機(jī)的工作傾角=6輸送機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)帶速帶式輸送機(jī)的最大運(yùn)輸能力計算公式為 （2-1）式中： 輸送量（； 帶速（； 物料堆積密度（）； 在運(yùn)行的輸送帶上物料的最大堆積面積, K-輸送機(jī)的傾斜系數(shù)表2-1傾斜系數(shù)k選用表傾角()2468101214161820k1.000.990.980.970.950.930.910.890.850.81輸送機(jī)的工作傾角=6查帶式輸送機(jī)選用手冊（表2-1）k可取0.98按給頂?shù)墓ぷ鳁l件,取石灰石的堆積角為20；石灰石的堆積密度為；取帶速為1.25m/s；將參數(shù)值代入上式,即可得知截面積S：圖2-2 槽形托輥的帶上物料堆積截面表2-2槽形托輥物料斷面面積A槽角()帶寬B=500mm帶寬 B=650mm帶寬 B=800mm帶寬B=1000mm動堆積角20動堆積角30動堆積角20動堆積角30動堆積角20動堆積角30動堆積角20動堆積角30300.02220.02660.04060.04840.06380.07630.10400.1240350.02360.02780.04330.05070.06780.07980.11100.1290400.02470.02870.04530.05230.07100.08220.11600.1340450.02560.02930.04690.05340.07360.08400.12000.1360查表2-2, 輸送機(jī)的承載托輥槽角35，物料的堆積角為20時，帶寬為650mm的輸送帶上允許物料堆積的橫斷面積為0.0433，因此選用寬度為650mm的輸送帶能滿足要求。經(jīng)過計算,故確定帶寬B=650mm。輸送帶的技術(shù)規(guī)格：縱向拉伸強(qiáng)度630N/mm；帶厚13mm；輸送帶質(zhì)量9.2Kg/m；鋼絲繩最大直徑3.0mm鋼絲繩間距10mm上覆蓋膠厚度5mm。2.2.2 輸送帶寬度的核算輸送大塊散狀物料的輸送機(jī)，需要按（2-2）式核算，再查表2-3 （2-2）式中最大粒度，mm。（條件給出100mm）表2-3不同帶寬推薦的輸送物料的最大粒度mm帶寬B500650800100012001400粒度篩分后100130180250300350未篩分150200300400500600計算：mm故，B=650輸送帶寬滿足輸送要求。2.3 運(yùn)行阻力及牽引力參照類似帶式輸送機(jī)，取，向下運(yùn)輸阻力系數(shù)取。 （2-3）則 為簡化計算略去附加阻力：式中單位長輸送帶上裝運(yùn)物料量 kg/m重段單位長度上分布的托輥旋轉(zhuǎn)部件的質(zhì)量 kg/m.空段單位長度上分布的托輥旋轉(zhuǎn)部件的質(zhì)量 kg/m.g重力加速度 m/s運(yùn)輸阻力系數(shù)。按逐點法進(jìn)行計算，標(biāo)號如式所示：取，膠面滾筒空氣潮濕取，摩擦備用系數(shù)取n=1.2,按摩擦牽引力條件：按重段輸送帶垂度需求，重段最小張力應(yīng)為 Lg重段托輥間距按照有關(guān)帶式輸送機(jī)取，代入得N 因重段最小張力按摩擦牽引力條件僅為4467N，以此為準(zhǔn)計算各 點張力：由此而得26344.4N即皮帶上的最大張力=26344.4N2.3.1 附加特種阻力計算 附加特種阻力包括輸送帶清掃器摩擦阻力和卸料器摩擦阻力等部分，按下式計算： （2-4） （2-5） 式中清掃器個數(shù)，包括頭部清掃器和空段清掃器；A一個清掃器和輸送帶接觸面積，； 清掃器和輸送帶間的壓力，N/，一般取為3 N/；清掃器和輸送帶間的摩擦系數(shù)，一般取為0.50.7；刮板系數(shù)，一般取為1500 N/m。表2-4導(dǎo)料槽欄板內(nèi)寬、刮板與輸送帶接觸面積帶寬B/mm導(dǎo)料欄板內(nèi)寬/m刮板與輸送帶接觸面積A/m頭部清掃器空段清掃器5000.3150.0050.0086500.4000.0070.018000.4950.0080.01210000.6100.010.01512000.7300.0120.01814000.8500.0140.021 查表2-4得 A=0.007m，取=10N/m，取=0.6，將數(shù)據(jù)帶入式（2-5）則=0.007100.6=420 N擬設(shè)計中有一個頭部清掃器和一個空段清掃器（一個空段清掃器相當(dāng)于1.5個清掃器）=0由式（2-4） 則 =2.5420=1050N2.3.2牽引力牽引力 傳動效率，一般在0.850.95之間選取；聯(lián)軸器效率: 每個機(jī)械式聯(lián)軸器效率：=0.98發(fā)電運(yùn)轉(zhuǎn)功率選擇三相異步電動機(jī)查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊，選取Y200L2-2，功率37kw。12第3章 傳動滾筒的結(jié)構(gòu)設(shè)計傳動滾筒是帶式輸送機(jī)系統(tǒng)中比較關(guān)鍵的部件，目前國內(nèi)外對于大型傳動滾筒的計算方法均不夠全面，給設(shè)計造成了困難。本章收集整理了國內(nèi)外帶式輸送機(jī)傳動滾筒設(shè)計的有關(guān)資料，結(jié)合實際設(shè)計使用經(jīng)驗，對滾筒結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算方法進(jìn)行了分析研究，修正了有關(guān)計算公式，提出一套比較完整的滾筒設(shè)計方法，為以后做進(jìn)一步研究提供了設(shè)計依據(jù)。3.1 滾筒失效形式與許用應(yīng)力的確定3.1.1 傳動滾筒的失效形式(1)裂紋 裂紋易出現(xiàn)在輻板與輪轂以及輻板與筒體的焊接處；鑄焊結(jié)構(gòu)滾筒的接盤與筒體焊接處13。(2)局部變形過大 此種情況多數(shù)是筒體的中部塌陷。(3)壓裂 滾筒長期受較大比壓作用下，很容易使?jié)L筒壓裂破壞，裂縫往往是從一側(cè)輻板焊接處沿軸向無規(guī)則開裂至另一側(cè)焊接輻板處。(4)脹套連接螺栓被剪斷或彎曲變形過大。3.1.2 失效產(chǎn)生的原因滾筒失效的原因有很多種，具體包括：理論計算不足；結(jié)構(gòu)設(shè)計不合理，造成過渡部分剛度相差過大；使用不當(dāng)，如過載以及加速過大等；原材料有缺陷，如內(nèi)部裂紋等；焊接工藝不當(dāng)，如焊條或焊接參數(shù)選用不當(dāng)，焊接處清洗不凈，焊縫處未焊透以及焊后不進(jìn)行熱處理或熱處理不當(dāng)，造成焊接殘余應(yīng)力過大等。1.裂紋產(chǎn)生原因 (1)圓周焊縫拘束應(yīng)力過大 輻板與輪轂、輻板與筒體連接處焊縫均為圓周封閉焊縫，焊接過程中產(chǎn)生的應(yīng)力，焊接結(jié)束后隨溫度降低，焊縫收縮，徑向殘余應(yīng)力不斷加大，超過焊縫抗拉極限，焊縫中間或焊趾熱影響區(qū)附近產(chǎn)生沿圓周方向裂紋。(2)輪轂、筒體與輻板材料不一致 傳動滾筒結(jié)構(gòu)中，輪轂材質(zhì)常ZG230450 或ZG20Mn5V。筒體一般為優(yōu)質(zhì)碳素鋼或無縫鋼管。輻板采用鋼板或鑄鋼結(jié)構(gòu)，Q235-A或ZG20Mn5V。鑄件成份得不到保證，常出現(xiàn)碳含量高及其他有害元素超標(biāo)的情況。輻板材料為鋼板，如焊接工藝措施不到位，焊縫可能出現(xiàn)裂紋。(3)焊縫有明顯的應(yīng)力集中 由于焊接接頭形式、坡口形式、熔透情況、焊縫截面形狀等原因可能使焊縫處于較大的應(yīng)力集中區(qū)域，而應(yīng)力集中是降低焊接接頭和結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度的主要原因。應(yīng)力集中的存在有可能導(dǎo)致滾筒在焊接制造中產(chǎn)生裂紋或在使用中裂紋擴(kuò)展。(4)焊接工藝參數(shù)選擇不當(dāng)或操作者熟練程度不夠 焊接工藝參數(shù)直接影響到焊接過程的連續(xù)性、穩(wěn)定性，從而對裂紋的產(chǎn)生起到一定的作用。在手工或半自動電弧焊接中幾乎所有焊接缺陷的產(chǎn)生都與焊工的操作水平有關(guān)。2消除措施（1）優(yōu)化筒體焊接結(jié)構(gòu)設(shè)計為減小應(yīng)力集中，焊縫表面最好為凹面，向母材表面應(yīng)圓滑過渡。接頭和坡口形式根據(jù)實際情況選擇；輻板上開合適的減輕孔能有效的降低焊縫處的約束應(yīng)力，同時還可提高輻板的剛性。開口數(shù)量一般在3 個以上。鑄焊結(jié)構(gòu)能有效的解決輻板與筒體及輪轂連接焊縫的裂紋問題；（2）優(yōu)化滾筒焊接工藝輪轂、輻板和筒體的材料不一致時，可在較硬的含碳量高的輪轂表面堆焊過渡層；選用抗烈性較好的堿性焊條。工藝上通常采用預(yù)熱工件或?qū)ΨQ同時施焊等措施；焊后整體加熱失效處理或局部加熱緩慢冷卻的方法能有效去除殘余應(yīng)力。（3）加強(qiáng)檢驗手段，射線或超聲波探傷。此外，加強(qiáng)操作者的技術(shù)培訓(xùn)，提高操作技能，也是防止?jié)L筒裂紋的重要環(huán)節(jié)。3.1.3 滾筒許用應(yīng)力的確定筒體的材料通常是Q235-A 鋼，鑄造接盤多用ZG20Mn5V, Q235-A 鋼的厚度在20mm40mm 時， MPa， =400MPa。從理論上分析可知筒體和接盤所受的應(yīng)力是變化的，且實踐證明多數(shù)滾筒的失效都是在沒有明顯變形的情況下造成裂紋。設(shè)計計算時，都是按照靜強(qiáng)度的方法來計算，或按照與疲勞強(qiáng)度等效的靜強(qiáng)度計算。安全系數(shù)是一個比較復(fù)雜的問題。它主要取決于下列幾種因素：（1）原材料的穩(wěn)定情況，包括材料性質(zhì)，原材料尺寸變化，制造工藝的穩(wěn)定性等。（2）計算的精確度，包括外載荷，以及應(yīng)力計算的精確程度。（3）零件的重要程度。根據(jù)滾筒的具體情況，其原材料和制造工藝都比較穩(wěn)定，計算精度為中等，又是屬于比較重要的零部件，根據(jù)經(jīng)驗可把安全系數(shù)取為1.51.8。目前，我國各廠家常取Q235-A 的許用應(yīng)力=140MPa，安全系數(shù)都在1.51.8 之間。亦可以取材料的脈動疲勞極限為(0.520.56) ，安全系數(shù)為1.5。這樣計算出的許用應(yīng)力與上述相近。但考慮到滾筒在成形或安裝時，會有局部凹陷的現(xiàn)象，故有人建議按上述方法計算出滾筒厚度后再加上2mm3mm。滾筒的焊縫的許用應(yīng)力至今無統(tǒng)一認(rèn)識，設(shè)計中可以參照滾筒母材的許用應(yīng)力或參照結(jié)構(gòu)設(shè)計規(guī)范選取。在滾筒上焊縫截面的變化處均有應(yīng)力集中，焊接處如不經(jīng)退火也會有殘余應(yīng)力存在。未經(jīng)處理的焊縫中心的殘余應(yīng)力，其值可達(dá)到屈服極限，當(dāng)它與工作應(yīng)力疊加時，造成平均應(yīng)力增加。這樣就大大降低許用疲勞強(qiáng)度。消除的辦法是用退火、振動和錘擊，以及火焰烘烤等，另外也可以采用預(yù)熱法。為了減少滾筒接盤與筒體焊接處的應(yīng)力，在保證輪轂有足夠強(qiáng)度的情況下，可以適當(dāng)減小輪轂直徑和提高軸的直徑，為此宜采用較緊的脹套連接將輪轂壓裝在軸上。3.2 傳動滾筒結(jié)構(gòu)設(shè)滾筒結(jié)構(gòu)圖3.2-13.2.1 傳動滾筒最小直徑的確定在帶式輸送機(jī)的設(shè)計中，選擇滾筒的主要指標(biāo)的是滾筒直徑。選用大直徑的滾筒對輸送帶使用有利。但是，當(dāng)滾筒直徑增大后，傳動滾筒的質(zhì)量、驅(qū)動裝置減速器的減速比、減速器的質(zhì)量和尺寸都需要相應(yīng)增大。選擇滾筒直徑主要考慮以下因素：（1）輸送帶繞過滾筒時輸送帶的彎曲應(yīng)力；（2）輸送帶發(fā)生彎曲的頻次（與導(dǎo)繞方式、繞過滾筒的數(shù)目、運(yùn)距和 速度有關(guān)）；（3）輸送帶與滾筒面間的最大或平均比壓；（4）輸送帶許用強(qiáng)度利用率（簡稱為RMBT，它是輸送帶最大張力與 送帶許用張力之比的百分?jǐn)?shù)）；（5）輸送機(jī)的安裝地點和使用條件（例如：地面、井下、露天、移動 固定等）；（6）包膠和包膠的變形量。滾筒直徑D 由下式確定： （3-1）式中：C與輸送帶芯層材質(zhì)撓性有關(guān)的系數(shù)（見表） d輸送帶芯層厚度或鋼絲繩芯直徑，mm系數(shù)C表3.2-1材質(zhì)棉聚酰胺棉/聚酰胺棉/聚酯人造絲鋼絲繩芯系數(shù)C80909098118145D=1453=435mm3.2.2 傳動滾筒的直徑驗算大量實驗表明，傳動滾筒的摩擦系數(shù)與膠帶和滾筒之間的單位壓力有較大關(guān)系，在單位壓力較大的區(qū)域摩擦系數(shù)隨壓力的增大而減小，所以傳動滾筒的直徑應(yīng)按平均壓力進(jìn)行驗算。 （3-2）P膠帶與滾筒之間的平均壓力對于鋼絲繩芯膠帶推薦不大于0.71B-傳送帶寬650mmD-滾筒半徑500mm-傳送帶與滾筒之間的包角度數(shù)120故此設(shè)計合格17第4章 滾筒組成件4.1 滾筒覆蓋膠覆蓋膠的類型。 覆蓋膠可采用冷貼或熱硫化方法制作，熱硫化分 膠和面膠，底膠厚度2-4mm。一般要求覆蓋膠均采用熱硫化方法實 現(xiàn)。覆蓋膠厚度。 覆蓋膠厚度查表4-1表4-1 覆蓋膠厚度覆蓋膠類型滾筒直徑40010001000覆蓋膠厚度/mm傳動滾筒組1115改向滾筒組1012 覆蓋膠的結(jié)構(gòu)及尺寸。傳動滾筒除特殊要求外，一般均要求覆蓋為包膠結(jié)構(gòu)，膠面開有八字形溝槽或菱形溝槽，改向滾筒覆蓋層光面包膠。由于考慮排泥及驅(qū)動系數(shù)提高因素，膠面溝槽走向角一般取1201404.2 傳動滾筒軸直徑的計算4.2.1 滾筒軸受力分析簡圖見圖3.3-1。圖4-1（1）按疲勞強(qiáng)度（壽命）計算 （4-1） 式中 軸承中心到輪轂中心（脹套）的距離； 輪轂和軸采用焊接連接方式時， =0；P 作用在軸上的載荷， ；W 抗彎截面模量，；M 合力產(chǎn)生的扭矩，；Wn 抗扭截面模量， ； 許用應(yīng)力， ；其中 考慮特征系數(shù)和應(yīng)力集中后的疲勞極限； 疲勞安全系數(shù)；根據(jù)上式，滾筒軸直徑d 為： （4-2） （2）按剛度計算（撓度法） （4-3） 式中 f 軸彎曲產(chǎn)生的撓度，取 ； 兩軸承中心線間距；E 材料彈性模量；I 軸慣性矩， 根據(jù)上式，滾筒軸直徑為： （4-4） 由以上兩式求出滾筒軸直徑，取其中較大值為設(shè)計值。據(jù) 式中P軸傳遞的功率為91kw軸的轉(zhuǎn)速為1500r/minA需用扭轉(zhuǎn)系數(shù)選用軸的材料為40Cr，取A=107則。考慮到結(jié)構(gòu)上的需要，取最小直徑為55mm。4.2.2 軸的強(qiáng)度校核1.確定軸的結(jié)構(gòu)方案：軸從輪轂左端穿入，轉(zhuǎn)子和右軸承從軸的右端裝入，轉(zhuǎn)子靠軸套向左端定住軸肩定位，左端裝入軸承悶蓋使左軸承得到軸向固定。半聯(lián)軸器從軸的右端裝入靠左端螺母定位。半聯(lián)軸器和軸采用普通平鍵得到周向固定，因為該軸的軸向力幾乎為零所以采用單列向心球軸承（6016 GB/T 2761994）透蓋上選用橡膠密封圈（GB/T 3452.1-2005),軸的結(jié)構(gòu)2.確定軸各段直徑和長度：1）段，根據(jù)結(jié)構(gòu)需要，可取，此處為安裝左軸承處。選用單列向心球軸承GB2761994，型號為6016，其寬度22mm。左軸承右端由軸肩固定，左端通過悶蓋軸向固定，左軸端和軸承內(nèi)圈由擋板固定，考慮結(jié)構(gòu)需要22mm。2）段，由于所選軸承的安裝尺寸D=80mm所以取。3）主要起軸向和周向定位作用，可以分別確定為。4)段，平鍵的有效長度取50mm。由所確定的漸開線平鍵參數(shù)可得：5)段，此處不安裝右軸承，考慮結(jié)構(gòu)需要，可取6)段，平鍵采用。另外，各軸肩處圓角半徑均相同取，既滿足定位面接觸高度的要求，又小于孔倒角高度要求。配合和精加工方法參考現(xiàn)有設(shè)計圖紙或設(shè)計手冊等。4.3 確定軸承及轉(zhuǎn)子作用力4.3.1 求軸承反力圖4-2軸承的扭矩由于兩軸承處僅承受軸自身及轉(zhuǎn)子的重量，而這一部分與扭矩相比很小，所以可忽略不計，扭矩如圖4.3-1所示。4.3.2 校核軸的強(qiáng)度 （4-1）式中當(dāng)量彎矩，此處直接取扭矩進(jìn)行校核。W軸的抗彎刨面系數(shù)，。此設(shè)計中因此查表的，調(diào)質(zhì)處理查表的，轉(zhuǎn)動軸以為許用，安全。4.3.3 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）按疲勞強(qiáng)度對平鍵截面進(jìn)行精確校核，查表得，花健抗扭斷面模數(shù)： （4-2）帶入各數(shù)據(jù)得：截面上扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為： 取為 （4-3）因此。查得平鍵軸的有效應(yīng)力集中系數(shù)；平鍵軸的尺寸系數(shù)，軸沒有經(jīng)過表面強(qiáng)化處理。考慮各種因素的綜合系數(shù)值為：材料的折算系數(shù)取材料的剪切疲勞極限。軸所受的載荷為脈動循環(huán)變盈利，故由此可算得軸的安全系數(shù)為：大于材料的許用安全系數(shù),滿足強(qiáng)度需求。（2）平鍵的聯(lián)接強(qiáng)度驗算：安擠壓強(qiáng)度條件對平鍵的聯(lián)接強(qiáng)度進(jìn)行驗算，即需要平鍵滿足 （4-4）平鍵的工作長度取；則平鍵聯(lián)接的需用擠壓應(yīng)力按ZL104的硬度HB=70由以上可得滿足需求。4.3.4 對軸端鍵強(qiáng)度進(jìn)行驗算安擠壓強(qiáng)度條件（4-5）案剪切強(qiáng)度條件 （4-6）式中D軸直徑cm.k為鍵高.對該C型鍵即為鍵的工作長度。本設(shè)計中滿足要求。4.4 軸承壽命的計算4.4.1 軸承的選用選用6016（GB2761997）軸承有關(guān)參數(shù)如下：查有關(guān)手冊，的密度為，鑄鋁的密度為。4.4.2 球左右軸承的支反力由于該軸只傳遞扭矩，所以軸承所承受的力僅由軸自身及軸上附件所提供，而軸上附件的重量與軸自身相比很小，故可略去圖4-3軸承圖取向上的方向為正，向下為負(fù)。表4-2球左右軸承的支反力合計R左131.0718.63-0.87-2.1246.71R右13.4632.338.429.2753.48由于轉(zhuǎn)子處于兩軸承中間則：。4.4.3 計算左右軸承壽命對于滾動軸承，由機(jī)械設(shè)計手冊得:式中：軸承內(nèi)外圈的相對轉(zhuǎn)速額定動載荷當(dāng)量動載荷壽命指數(shù)，對球軸承則：（小時）；（小時）。4.5 輻板厚度的確定輻板厚度的計算公式為： （4-7） 式中 h 輻板厚度； 輻板處滾筒軸的轉(zhuǎn)角， =1/1000rad； 軸承到輪轂間距； K 與半徑比率有關(guān)的無因次系數(shù)， （4-8） 其中 R 內(nèi)外徑比率系數(shù)， ； 輻板內(nèi)徑，即輪轂外徑； 輻板外徑，即筒體內(nèi)徑，如圖4.5-1 所示。圖 4-4等截面輻板上式是焊接結(jié)構(gòu)滾筒輻板等厚時，確定了轉(zhuǎn)角 后，根據(jù)材料力學(xué)及彈性力學(xué)的有關(guān)知識推導(dǎo)出來的。當(dāng)滾筒為鑄焊結(jié)構(gòu)時，上式所確定的輻板厚度，可以看作輻板中徑截面厚度。為了確定轉(zhuǎn)角 ，必須首先確定軸和輻板的力矩分配系數(shù)X ， X 的具體計算將在下一節(jié)中詳述。X 一般在0.10.4 內(nèi)取值，對于焊接結(jié)構(gòu)滾筒，直徑小于1000mm，輻板為剛性， X =0.30.4；對于鑄焊結(jié)構(gòu)滾筒，直徑大于1000mm，輻板為柔性時，X =0.150.25。 （4-9） 輻板的厚度確定是一項比較復(fù)雜的工作，按式（3-9）求出輻板厚度后，還必須進(jìn)行應(yīng)力分析，才能最終確定。等厚度輻板危險應(yīng)力點在輻板內(nèi)徑上。對輻板來說，徑向應(yīng)力和周向應(yīng)力就是主應(yīng)力（在極坐標(biāo)下），可由下式得出： （4-10） （4-11） 式中 （4-12） （4-13）而 (r, ) 是極坐標(biāo)下輻板中心面位移表達(dá)式：經(jīng)分析當(dāng) =0 或 時， 、 為最大值，此時，輻板的主應(yīng)力為： （4-14） 校核輻板強(qiáng)度時，只需校核即可。根據(jù)彈性力學(xué)理論，輻板在彎曲力矩 的作用下，其轉(zhuǎn)角 可以表達(dá)為： （4-15） 式中 G 輻板彎曲剛度，； 材料的泊松比。將式（3-15）帶入（3-14）可得： （4-16）因，最大主應(yīng)力在輻板內(nèi)徑上，即發(fā)生在 ， = 0 的位置上。為了確定 最大時的相應(yīng)輻板厚度h ，由式