1、 曲線帶式輸送機的設計 摘要當今，帶式輸送機是最主要的散裝物料運輸裝置。它不僅應用于企業內部的運輸，也拓展到企業外部的輸送，廣泛應用于冶金、礦山、港口、糧食、化工等領域。帶式輸送機在通常情況下，必須直線鋪設，否則就會跑偏。但是由于輸送任務的要求，或者由于地形、地物、地質條件與礦山開拓的方式的限制，或者為了保護物料等，輸送線路不可能全部直線布置，所以一些線路在水平方向上會出現不同角度的轉彎。曲線帶式輸送機的設計可以繞開障礙物或不利地段，實現少設或不設中間轉載站，從而達到減少設備的目的，使系統的供電和控制系統更為集中。本文采用內曲線抬高的方法根據三個條件（力的平衡條件、輸送帶應力應變的限制條件、外

2、側托輥上的輸送帶不離開托輥的條件）完成了對3.5Km帶式輸送機1833m的轉彎段的設計。關鍵詞：帶式輸送機；平面轉彎；轉彎半徑；機械設計；AbstractNowdays，belt conveyors are the main equipment of bulk solids transportantion. It not only applied to the enterprise internal transport, also expanded to the enterprise external transmission, widely used in metallurgy, minin

3、g, ports, food, chemical industry, etc. Belt conveyor normally, must be laid in straight line, otherwise they will be running deviation. But as result of lots of limitions，such as the transmission task, the terrain, ground feature, geological conditions and the method of mine exploit, or in order to

4、 protect material, conveying line cannot always be laid linearly, so some lines should be made turns with different angle in horizontal direction.The design of curve belt conveyor can bypass obstacles or adverse location, realize to set no or less stepping-stations, so as to achieve the purpose of r

5、educing equipments to make the power and control system more centralized. This paper completed 3.5 Km belt conveyor design including 1833m turning section amploying the methods of raising within curve on the basis of three conditions (the force equilibrium condition, the the constraint conditions of

6、 conveyer belt stress-strain and the condition that lateral conveyor belt doesnt leave the lateral roller). Keyword:belt conveyor;horizontal curve;turn radius;mechanical design目 錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc294786741 摘要 PAGEREF _Toc294786741 h 2 HYPERLINK l _Toc294786742 引 言 PAGEREF _Toc2947867

7、42 h 2 HYPERLINK l _Toc294786743 第1章緒論 PAGEREF _Toc294786743 h 2 HYPERLINK l _Toc294786744 1.1選題背景和意義 PAGEREF _Toc294786744 h 2 HYPERLINK l _Toc294786745 1.2 平面轉彎帶式輸送機概述 PAGEREF _Toc294786745 h 2 HYPERLINK l _Toc294786746 1.21平面轉彎帶式輸送機工作原理 PAGEREF _Toc294786746 h 2 HYPERLINK l _Toc294786747 1.2.2 平面

8、轉彎帶式輸送機的結構組成 PAGEREF _Toc294786747 h 2 HYPERLINK l _Toc294786748 1.2.3 變向運行分類 PAGEREF _Toc294786748 h 2 HYPERLINK l _Toc294786749 1.3 研究現狀及發展 PAGEREF _Toc294786749 h 2 HYPERLINK l _Toc294786750 第2章 平面轉彎帶式輸送機系統設計 PAGEREF _Toc294786750 h 2 HYPERLINK l _Toc294786751 2.1技術數據 PAGEREF _Toc294786751 h 2 HY

9、PERLINK l _Toc294786752 2.2托輥的設計 PAGEREF _Toc294786752 h 2 HYPERLINK l _Toc294786753 2.2.1 托輥的設計計算 PAGEREF _Toc294786753 h 2 HYPERLINK l _Toc294786754 2.2.2 過渡段托輥的設計 PAGEREF _Toc294786754 h 2 HYPERLINK l _Toc294786755 2.3傳動滾筒的設計 PAGEREF _Toc294786755 h 2 HYPERLINK l _Toc294786756 2.4單位長度物料的質量qA PAGE

10、REF _Toc294786756 h 2 HYPERLINK l _Toc294786757 2.5穩定工況下的運行阻力和功率消耗 PAGEREF _Toc294786757 h 2 HYPERLINK l _Toc294786758 2.5.1運行阻力 PAGEREF _Toc294786758 h 2 HYPERLINK l _Toc294786759 2.5.2輸送帶最小張力的限制條件 PAGEREF _Toc294786759 h 2 HYPERLINK l _Toc294786760 2.5.3功率及電動機的選擇 PAGEREF _Toc294786760 h 2 HYPERLIN

11、K l _Toc294786761 第3章 平面轉彎的轉彎半徑 PAGEREF _Toc294786761 h 2 HYPERLINK l _Toc294786762 3.1轉彎半徑的限制條件 PAGEREF _Toc294786762 h 2 HYPERLINK l _Toc294786763 3.1.1轉彎處力的平衡條件 PAGEREF _Toc294786763 h 2 HYPERLINK l _Toc294786764 3.1.2輸送帶應力、應變的限制條件 PAGEREF _Toc294786764 h 2 HYPERLINK l _Toc294786765 3.1.3外側托輥上輸送帶

12、不離開托輥 PAGEREF _Toc294786765 h 2 HYPERLINK l _Toc294786766 3.2彎曲曲率半徑的確定 PAGEREF _Toc294786766 h 2 HYPERLINK l _Toc294786767 3.2.1根據力的平衡條件確定曲率半徑 PAGEREF _Toc294786767 h 2 HYPERLINK l _Toc294786768 3.2.2根據輸送帶的許用應力確定曲率半徑 PAGEREF _Toc294786768 h 2 HYPERLINK l _Toc294786769 3.2.3外側托輥不離開輸送帶的限制條件下的曲率半徑 PAGE

13、REF _Toc294786769 h 2 HYPERLINK l _Toc294786770 第4章 總結 PAGEREF _Toc294786770 h 2 HYPERLINK l _Toc294786771 參考文獻 PAGEREF _Toc294786771 h 2 HYPERLINK l _Toc294786772 附圖 PAGEREF _Toc294786772 h 2 HYPERLINK l _Toc294786773 致 謝 PAGEREF _Toc294786773 h 2需要全套圖紙資料聯系，QQ：1047713170 引 言當今科技發展迅速，物流也隨之發展，運輸工具多種多

14、樣，對于散裝物料，帶式輸送機是最主要的運輸裝置。它不僅應用于企業內部的運輸，也拓展到企業外部的輸送，廣泛應用于冶金、礦山、港口、糧食、化工等領域。帶式輸送機在通常情況下，必須直線鋪設，否則就會跑偏。但是由于輸送任務的要求，或者由于地形、地物、地質條件與礦山開拓的方式的限制，或者為了保護物料等，輸送線路不可能全部直線布置，所以一些線路在水平方向上會出現不同角度的轉彎。曲線帶式輸送機的設計可以繞開障礙物或不利地段，實現少設或不設中間轉載站，從而達到減少設備的目的，使系統的供電和控制系統更為集中。國內對平面帶式輸送機的研究較早，但發展較慢，國外發展較快，較先進。近年來，由于引進和與國外公司的合作增多

15、，已經開始逐步應用平面轉彎設計技術設計長距離帶式輸送機的平面轉彎，并在多個系統中取得成功經驗。實現轉彎的方式大體分三種串聯搭接、強制改向和自然變向，都有其相應的優缺點，經過前人的設計計算總結，對于長距離轉彎最好是選用自然變向，其中自然變向方式也有多種，例如，抬高輸送帶的內曲線、托輥傾斜安裝、增大托輥組的槽角、承載托輥組采用五托輥的結構等等，本文主要采用內曲線抬高一個角度，同時把各托輥的中線與運行方向設成一定夾角，來實現平面轉彎的導向。緒論1.1選題背景和意義散料輸送機械是現代工業和現代物流業的重要技術裝備。帶式輸送機是以輸送帶作牽引和承載構件，通過承載物料的輸送帶的運動進行物料疏松的連續輸送設

16、備。它不僅應用于企業內部的運輸，也拓展到企業外部的輸送，廣泛應用于冶金、礦山、港口、糧食、化工等領域。隨著現代化生產的不斷發展和科學技術的進步，帶式輸送機正朝著長距離、大功率、大運量、高性能和能適應復雜地形的方向發展。實踐證明，與其他散裝物料輸送機以及汽車、鐵路運輸相比，長距離帶式輸送機是最安全、最經濟的。圖1.1 輸送機垂直變向 圖1.2 斜面上的轉彎運行圖1.3 空間變相運行 圖1.4 平面轉彎運行帶式輸送機系統可使所運輸的物料，在所要求的給料點和卸料點之間經過的距離最短。帶式輸送機的運行線路是非常靈活的，線路長度可根據需要再延伸，在一些露天開采作業中，數千米的帶式輸送機能隨采掘工作面的推

17、進在礦場臺階上橫向移動。長距離帶式輸送機的向下傾斜段常常幫助推動它的向上段和水平段。由于帶式輸送機具有勞動力和能耗方面的生產費用低以及其他一些特點，已經越來越成為長距離運輸散裝物料的一種方式。由于帶式輸送機輸送距離不斷增加，必然受到地形、地物、地質條件與礦山開拓的方式的限制，涉及到變向運行的問題，變向運行包括：垂直面上的傾斜向上、向下運行；水平面上的轉彎運行；斜面上的轉彎運行；空間上的上運、下運變坡運行等。圖1.1-圖1.4分別列出了帶式輸送機變向運行的例子。本文以3.5km帶式輸送機為例對長距離平面轉彎帶式輸送機做了簡單設計，包括整體設計和轉彎部分設計，重點是平面轉彎部分的設計。1.2 平面

18、轉彎帶式輸送機概述1.21平面轉彎帶式輸送機工作原理平面轉彎帶式輸送機的工作原理與普通帶式輸送機（如圖1.5）基本相同，都是由驅動單元提供驅動力，通過驅動滾筒牽引輸送帶，輸送帶既是承載件又是牽引件，滾筒與輸送帶之間的摩擦力使輸送帶載著物料運動，物料隨輸送帶運送到卸料點。不同的是轉彎段輸送帶運行時的受力情況，轉彎段輸送帶在張力作用下產生向心合力為了平衡張力的向心合力往往對轉彎段的結構采取各種各樣的措施。 圖1.5 帶式輸送機工作原理示意圖平面轉彎帶式輸送機輸送帶單元的受力情況如圖1.6所示。對于直線段輸送帶單元受張力S、S+S和阻力F的作用，作用力在一條直線上，各力是平衡的，而曲線段輸送帶單元兩

19、端張力方向不在一條直線上，兩端張力會形成一個向心的合力，不利于輸送帶的居中運行。為了平衡其向心合力往往對平面轉彎帶式輸送機的轉彎段托輥組與機架進行調整使其產生向外的導向力。 圖1.6 直線段和彎曲段輸送帶單元受力1.2.2 平面轉彎帶式輸送機的結構組成平面轉彎帶式輸送機結構除轉彎段外，其余與普通帶式輸送機完全相同。其結構由驅動系統（包括：電機、減速器、聯軸器或液力耦合器、制動器或逆止器、傳動滾筒等）、輸送帶、拉緊系統、支撐系統（上、下托輥）、改向滾筒、喂入裝置、機架、清掃器、卸料器以及檢測保護裝置等部件構成。下面對主要的結構部件作一簡要介紹。（1）輸送帶 輸送帶是帶式輸送機的重要部件之一，在輸

20、送機系統中輸送帶的成本占30%-50%。它的結構是由橡膠覆蓋層和織物芯（如圖1.7）或鋼絲繩芯（如圖1.8）組成。在運轉過程中，輸送帶所受的載荷是極復雜的，它除受縱向的拉伸應力外，還受經過滾筒和托輥的彎曲應力。大多數輸送帶的損壞表現為工作面層和邊緣磨損，受大塊、尖利物料的沖擊引起擊穿、撕裂和剝離。合理選擇輸送帶，對輸送機的設計十分重要。圖1.7 織物芯輸送帶 圖1.8 鋼絲繩芯輸送帶（2）托輥托輥是帶式輸送機的主要部件之一。起作用是支撐輸送帶，減小運行阻力，并使輸送帶的垂度不超過一定限度，以保證輸送帶平穩運行。托輥的總重約占整機重量的30%-40%。因為數量較多，與歐滾質量的好壞直接影響輸送機

21、的正常運行和運營費用。托輥按結構可分為槽型托輥、平行托輥、調心托輥和緩沖托輥。槽型托輥一般由三個托輥組合而成，槽角為2555；平行托輥通常安裝在回程分支，每隔一定距離安裝一個；調心托輥是糾正輸送帶跑偏的一種特殊托輥。緩沖托輥是為了緩沖輸送帶及托輥在手里熬出所受沖擊力的一種特殊托輥。（3）驅動裝置 驅動裝置是帶式輸送機動力的來源。帶式輸送機的驅動裝置通常由電動機、聯軸器、減速器、傳動軸、滾筒以及它們之間傳遞動力所需部件組成。一般來說，使用最少量設備的最簡單驅動裝置是最好的驅動裝置，但由于經濟上的原因及性能要求，驅動裝置有時還可能配置一些特殊用途的設備，用來改善輸送機啟動和制動性能。（4）拉緊裝置

22、 帶式輸送機的正常運轉必須使輸送帶具有一定的張緊力，提供張緊力的設備就是拉緊裝置。所謂“拉緊”，具有吸收輸送帶伸長和為輸送帶提供張緊力兩層含義。拉緊裝置的作用是：1）保證輸送帶在傳動滾筒分離點具有足夠的張力，以滿足傳動滾筒的摩擦傳動要求；2）保證輸送帶最小張力點的張力，以滿足輸送帶的垂度限制條件；3）滿足輸送帶動張力引起的彈性伸長要求的拉近行程；4）補償輸送帶的永久伸長。5）為輸送帶接頭提供必要的行程。拉緊裝置按結構可分為：重錘式、固定式和自動式三種。拉緊方式的選擇：1)短距離小運量優先選用固定拉緊裝置；2）中等長度輸送機可以選用固定絞車拉緊裝置和重錘式拉緊裝置；3）長距離帶式輸送機在有足夠的

23、空間時也應該優先選用重錘拉緊裝置，否則，選用自動式拉緊；4）對于特別長的輸送機可以考慮在輸送機上設置兩個拉緊裝置：固定拉緊裝置和重錘式拉緊或固定式拉緊和自動是拉緊。1.2.3 變向運行分類帶式輸送機的變向運行，按實現變向的方法可分為輸送機串聯搭接（如圖1.9所示）、強制變向運行（如圖1.10所示）與自然變向運行（后面將著重設計此方式）三種方法。輸送機串聯搭接就是在轉彎處把兩臺輸送機搭接起來實現由一臺輸送機到另一臺輸送機的輸送方式。所以，可做任意角度的變向而不受限制，但輸送機系統布置復雜、采用設備增多，并帶來技術與經濟上的一系列問題。因此，這種方法逐漸被淘汰。強制變向是輸送機采用特殊結構的專用帶

24、式輸送帶或 圖1.9 串聯搭接設備 圖1.10 強制轉彎結構者變向處設置專門的部件來強制變向的方法。自然變向是不需要專用輸送帶或專門部件，也無需增加設備，只是通過轉彎處的結構調整來達到變向的目的。自然變向運行擴大了直線帶式輸送機的應用范圍，主要零部件結構無需改變，僅僅在轉彎段上作些調整，因此，該方法越來越受到歡迎。1.3 研究現狀及發展國內對平面轉彎帶式輸送機的研究較早，并在1959年就出現了平面轉彎帶式輸送機，但營運發展并不快。其主要原因是用戶對這種輸送機的認識不夠。1979年棗莊礦區陶莊煤礦在井下實現了平面運行并應用于煤礦的實踐。采取了三條措施：轉彎處的托輥有安裝支撐角；轉彎處機身抬高；轉

25、彎曲線的曲率半徑為60-100m。平面轉彎技術曾在山東新汶煤礦和棗莊礦務局的各煤礦中得到推廣，但都是在用在采區平巷中，服務時間比較短，一般不超過1年。1984年山東兗州礦務局南屯煤礦設計了一臺帶寬1m、長約1000m的SSP-1000形轉彎運行帶式輸送機，這是一臺永久性的、服務年限為20年的大型帶式輸送機。 國內的平面轉彎帶式輸送機在理論上和技術上仍處于發展階段。孫可文、于巖對帶式輸送機的平面轉彎進行驚醒了研究，提出平面轉彎帶式輸送機的轉彎曲線為指數螺線，認為空間轉彎驅力半徑隨著轉角成指數增加，還對帶式輸送機空間變向運行的理論和計算方法進行了分析。 在國外，轉彎帶式輸送機已在露天礦、地下煤礦的

26、轉彎巷道、水電站建設工程、干線輸送機以及其他生產系統中推廣使用。1963年法國在修建巴黎地鐵工程中首次設計安裝了一臺轉彎帶式輸送機用于運輸土方，機長700m，運量300t/h；1970年阿爾及利亞溫扎山鐵礦投產了一條轉彎帶式輸送機，單機長度為2385m，通過來年高出平面曲線地段，高差為-121m，運輸鐵礦石，運量為1000t/h，等等。法國、德國已設計建造了多條轉彎帶式輸送機，投產順利，運行正常，經濟效益良好。國外有很多專家進行平面轉彎帶式輸送機理論的研究。為了計算摩擦阻力和自重分力，有關文獻給出幾種假定，其中奧地利的K.J.Grimme和B.Berumer認為，當輸送機跑偏時，物料在輸送帶槽

27、中的實際情況和位置是不清楚的。理論上存在兩種可能性，一種是物料保持在輸送帶的中心位置，僅有輸送帶在物料下面游移；另一種是物料完全跟隨輸送帶，并不落后于輸送帶的側向游移。實際觀察表明，這兩種極限情況都是不存在的。因此他們假設物料的側向偏移為輸送帶側向游移的一半，根據這種假設成功地設計了平面轉彎帶式輸送機。F.Kessler除了對傳統轉彎段托輥布置結構的理論和計算方法進行分析外還研究了轉彎段采用吊掛托輥組的設計理論及計算方法，提出轉彎段采用吊掛托輥組能夠實現更小半徑的轉彎，并且指出已有的實踐經驗。F.S.Valcalda認為半圓深槽吊掛托輥組在帶輸送機的設計中是一個新概念，并指出該結構能夠獲得最大

28、的內曲線抬高角和最大的裝料截面。B.Funke提出在轉彎段托輥組的內曲線增設立棍不僅能夠實現變半徑轉彎，還能最大可能地保護物料。 第2章 平面轉彎帶式輸送機系統設計散裝物料帶式輸送機的設計以帶式輸送機的運行阻力和驅動電動機公路車計算為核心的選型計算為主要設計內容。2.1技術數據輸送物料：煤；物料堆積密度：=0.9t/m3；帶寬：1000mm；輸送帶型號：St630；上下覆蓋膠厚度（6+6）mm；輸送機長度：L=3500m；轉彎半徑：R=3000m,轉角30；上托輥間距：a0=1m；下托輥間距：au=3m；托輥最大轉速：740r/min；上托輥槽角：0=35，三棍；下托輥槽角：U=15，雙棍；轉

29、彎段內曲線抬高角：=4；輸送帶最大相對垂度：hr=1%=0.01；附加阻力系數：C=1.05；模擬摩擦阻力系數：f=0.02；托輥槽角系數：C=0.43(0=35)；輸送帶與托輥間的摩擦系數：3=0.5；驅動單元效率：1=0.946；2.2托輥的設計2.2.1 托輥的設計計算由于加工精度和管體材料的不均勻。棍子存在著一個偏心，轉速越大，棍子的振動也越嚴重。特別地當托輥振動的頻率與輸送帶的固有振動頻率相等時，將產生共振，使輸送機能正常工作。 當帶速一定時，托輥直徑越小，其轉速就越高，振動就越劇烈。為了避免過大的振動，日本石川島播磨公司根據托輥橢圓度不同推薦轉速應小于740r/min和610r/m

30、in。因而，在滿足托輥轉速條件下，棍子的直徑為 d60vn (2-1)式中 d托輥直徑，m； nR托輥允許的轉速，r/min，按740r/min計算； v輸送帶帶速，4.5m/s。d60vn=604.5740=0.116m=116mm由帶寬B=1000mm，根據文獻3托輥直徑和長度表選取：d=133mm，L=380mm托輥部裝圖參見附圖。根據文獻1表5-5承載托輥組等效質量及轉動部分質量表，單個托輥轉動部分質量為18.6kg/m，可得：上托輥旋轉部分單位長度質量qRo=18.631=55.8kg/m下托輥旋轉部分單位長度質量qRu=18.623=12.4kg/m2.2.2 過渡段托輥的設計在輸

31、送機的端部，輸送帶從正常的托輥槽型到滾筒的平行需要一段過渡段，在過渡段輸送帶的兩側邊會產生附加的彈性伸長，從而產生附加張力。過渡段的布置形式有兩種，一種是滾筒表面與槽型托輥組的中間托輥上平面平行（如圖2.1），另一種是將滾筒表面沿輸送方向相對中間托輥上平面抬高一段距離，其目的是使輸送帶邊緣的應力與輸送帶中部應力近似相等，以縮短過渡段長度，一般抬高的高度為槽型托輥組槽高的一半（如圖2.2）。通常，在機頭部的高張力區采用將滾筒表面抬高的布置形式，以便縮短過渡段的距離；在尾部低張力區，輸送帶的張力較低，可將滾筒表面布置與中間輥上平面位于同一平面上，這樣設計雖然過渡段距離稍長一些，但便于輸送帶在正常槽

32、型托輥組上的成槽。 圖2.1 托輥抬高到滾筒高度的過渡段結構 圖2.2 托輥抬高部分高度的過渡段結構由幾何關系 am2=t2+a22+hh12 （2-2）其中：t=lg11cosh=lg1sinhh1=lg1，sin由力學關系 a2=a01+0，am=a01+m （2-3）式中 m輸送帶側邊的總應變； a0過渡段輸送帶在未受力情況下的自然長度，m； 0輸送帶沒有附加應變的應變， st-630鋼絲繩芯輸送帶，取0=0.015； am過渡段輸送帶側邊長，m； lg1單個棍子長度，m； lg1，滾筒母線平面與托輥相切處至托輥頂端距離，m。從上列各式可得：a2=lg11cos2+lg1，/lg12si

33、n21+2m1+2021由于m1 01，故1+2m1+2021=1+2m1+201=2m01+202m0則： a2=lg11cos2+lg1，/lg12sin22m0而 m0=1定義 my=m0 （2-4） a2=lg11cos2+lg1，/lg12sin220my1 （2-5）式中 1輸送帶側邊的附加應力。當h1=0時 a2=lg11cos0my1 （2-6）一般的看法是，在低張力區取my=2，在高張力區取my=1.5。在這里將滾筒表面眼輸送方向相對中間托輥上平面抬高槽高（約218mm）的一半，約109mm。即：h=218mm，h1=109mmlg1，=hh1sin=190mm lg1=38

34、0mm所以，頭部過渡段的長度 a2=lg11cos2+lg1，/lg12sin220my1 =1m 尾部過渡段的長度 a2=lg11cos0my1 =1.3m 另外，在過渡段之后的加料段，托輥間距是普通的一半，甚至更少，在此設置頭部過渡段后3個間距為350mm的托輥，一個間距600mm的托輥；尾部過渡段之前設置1個間距為700mm的托輥。綜上所述，上托輥組共1+4+1+997+1833+665+1=3502（組） 下托輥共35003=1167（組）2.3傳動滾筒的設計帶式輸送機的滾筒直徑按輸送帶構造、應力和接頭形式選定。為了確定最小直徑，滾筒應分為三組：A組：傳動滾筒和所有在較高的輸送帶張力區

35、域內的其他滾筒。B組：在最小的輸送帶張力區域的改向滾筒。C組：導向滾筒（輸送帶運行方向改變30）.這里設計傳動滾筒，即A組。一般地，A組滾筒的最小直徑可按下式確定 D=CBdB （2-7）式中D滾筒直徑，mm； CB與輸送帶芯層撓曲有關的系數，鋼絲繩芯取145； dB輸送帶芯的芯層厚度或鋼絲芯直徑，St630輸送帶鋼絲芯直徑為3mm。代入式2-7得：D=CBdB=435mm，圓整取500mm，考慮帶寬B=1000mm，根據文獻4傳動滾筒表D取630mm。傳動滾筒圖參見附圖。2.4單位長度物料的質量qA圖2.3 等長三托輥水平輸送時理論裝料截面取=201、B=1000mm=1m2m ，所以 b=

36、0.9B-0.05=0.85m=850mmA=A1+A2 （2-8） A1=LM+(bLM)cos2tan4 ；A2=LM+(bLM)cossin（bLM）2將上式帶入式（2-8），得：A=0.1236m2根據理論裝料斷面積，可計算出理論提及輸送量（m3/s）Qv1=Av （2-9）式中 有效裝料系數，=Bst ；B裝料系數；一般為0.7-1.1，這里取0.8；st與輸送傾角有關的縮減系數，當=0 時，st =1；所以=B ，取=0.8。帶入式2-9得：Qv1=Av=0.80.12364.5=0.445m3/s理論質量輸送量Qt1=Qv1=0.9103kg/m30.445m3/s=400.5k

37、g/s=1441.8t/h單位長度物料的質量qA（kg/m）為 qA=A=0.80.12360.9103=88.992kg/m2.5穩定工況下的運行阻力和功率消耗 2.5.1運行阻力將運行阻力劃分為主要阻力FH、提升阻力Fst（本題目中是對平面內的輸送機的設計，沒有提升阻力）、附加阻力FN、特種阻力FS ，這些阻力的和FW等于從傳動滾筒傳遞到輸送帶的圓周力FPuFW=FH+FN+FS=FPu （2-10）（1）輸送線路上的主要阻力FH按上、下分支將輸送線路各分成三段，每個分段的阻力與運動載荷之間存在線性關系，即各區段內與阻力計算相關的參數不變。因此，各段主要阻力 FH，i=lifigqR,i+

38、（qB+ qL,i）cosi （2-11）式中 fi區段上的模擬摩擦系數，根據文獻1表2-2，取f=0.02； i輸送機區段的平均傾角，取i=0； li區段輸送機長度，m； qR,i區段上單位長度托輥旋轉部分質量，kg/m，根據P98式5-5取qR,i=18.6kg/m，上托輥為3托輥組，托輥間距1m，qR,o，i=55.8kg/m，下托輥為2托輥組，托輥間距3m，qR，u，i=12.4kg/m； qL,i單位長度物料質量， qL,i =88.992kg/m； qB單位長度輸送帶質量，qB =24.7kg/m；圖2.4 輸送機線路簡圖主要阻力分段計算（段為直線段：1000m；段為轉彎段：轉角3

39、0，轉彎半徑3000m；段直線段：其余）段 l=1000m：FH，o，=10000.029.855.8+（19+88.992）1=33103.2NFH，u，=10000.029.812.4+191=6154.4N段l=（30180）3000 =1833m：FH，o，=18330.029.855.8+（19+88.992）1=58845.2NFH，u，=18330.029.812.4+191=11281.0N段l=3500-1000-1833=667m：FH，o，=6670.029.855.8+（19+88.992）1=21412.9NFH，u，=6670.029.812.4+191=4105.

40、0N所以 FH=i=13（FR，o，i+ FR，u，）=134901.7Ni（2）附加阻力FN附加阻力FN包括：加料區物料與輸送帶間的摩擦阻力，物料與倒料槽側板間的摩擦阻力，清掃器的摩擦阻力，輸送帶經過滾筒的彎曲阻力和傳動滾筒的軸承阻力。附加阻力FN的總和以系數C加以考慮由文獻1表2-4，L=3500m2000m，C取1.05FN=C1F H=1.051134901.7=6745.1N （3）特種阻力FS 特種阻力并不是出現在所有輸送機上，僅產生于特殊不知的輸送機及區段上，在本設計中特種阻力包括：托輥前傾阻力（上分支物料前傾摩擦阻力和上分支空載前傾阻力）和卸料器的刮板阻力。上分支物料前傾摩擦阻

41、力 F,o，l（此前傾阻力只有在轉彎處才有） F,o，l =（zR,izR,i）lic3sinicosig（qB+qG,i） 式中 3輸送帶和托輥之間的摩擦系數，一般3=0.5-0.7；zR,izR,i一般取23； i區段上托輥組的上傾角，i=2； c計算傾斜阻力的系數，與托輥的布置有關，在上分支中還與物料幾何形狀有關。對于3棍托輥組（三棍等長）當裝料系數在0.7-1.1范圍內時，則=30時：c=0.4，=35時：c=0.43，=45時：c=0.5。 F,o，l =（23）18330.439.888.9920.03491=15993.4N上分支空載前傾阻力 F,O,e=（zR,izR,i）li

42、c3sinicosigqB=（23）18330.439.8190.03491=3414.6N卸料器的刮板阻力FaFa=Bk2=1m1500N/m=1500N（k2刮板系數，一般k2=1500N/m）綜上，特種阻力FS=15993.4+3414.6+1500=20908N滿載時總阻力： Ff=FH+FN+FS=134901.7+6745.1+21932.4=163579.2N2.5.2輸送帶最小張力的限制條件帶式輸送機的工作需要最小輸送帶張力的限制，以滿足傳動滾筒通過摩擦力傳到輸送帶上，限制輸送帶垂度可以正確無誤的引導輸送帶同時有利于降 圖2.5 作用于輸送帶上的張力低運行阻力。 （1）傳遞滾筒

43、圓周力所需的最小輸送帶張力 在傳動滾筒和制動滾筒上，為了通過摩擦力傳遞在啟動、制動或穩定工況下出現的總的滾筒圓周力Fmax，需要一定的最小輸送帶繞入張力和繞出張力。如圖2.2所示，繞入張力為T1，繞出張力為T2 ，當最大滾筒圓周力Fmax0時T1-T2=Fmax （2-12） T1T2e （2-13）式中 輸送帶與滾筒間的摩擦系數，取0.35； 輸送帶在滾筒上的圍包角，設為200。從而，有最小張力 T21eFmax=48215.3N (2-14)（2）限制輸送帶垂度的最小輸送帶張力為了帶式輸送機在技術上的優化，輸送帶相對垂度hr的計算最大值與托輥間距有關，在輸送機穩定工況下應限制在1%以下；在

44、非穩定工況下可允許有較大的垂度。輸送速度越高，物料塊度越大，則垂度越小。當給定最大垂度和最大托輥間距時需要的最小輸送帶張力為上分支（有載）： T0=gqB+qGa08hr下分支： Tu=gqBau8hr （2-15）式中 hr相對垂度，取1%； T0=gqB+qGa08hr=9.819+88.992180.01=13229N Tu=gqBau8hr=9.819380.01=6982.5N 初始張力為 T垂=13229+6982.5=20211.5N48215.3N通過以上兩個限制條件，取較大值，得出：初始張力為48215.3N。 因此，拉緊裝置重錘的質量最小為M=48215.3/9.8=492

45、0Kg，取5t ，采用兩個重錘拉緊，每個質量2.5t。2.5.3功率及電動機的選擇 由以上計算知，總張力Ff =163579.2+6982.5=170561.7N所以，所所需要的功率為PM=Ffv1000A=170561.74.510000.946=811.3kW 。 由文獻8，選用額定功率為450kW的Y400-50-4電動機兩臺，電動機的功率PM1=2450=900kWY400-50-4電動機轉速1485r/min，效率94.7%。輸送機的帶速為4.5m/s，所以滾筒轉速應為n筒=60vDT=604.50.63=136.4r/min 需要選擇適當的減速器，由文獻8選擇減速比為11.2的DB

46、Y型減速器。在電動機和減速器、減速器和滾筒之間需要適當的聯軸器連接，在此，聯軸器的設計選擇就不做具體說明了，聯軸器的部裝圖參見附圖。第3章 平面轉彎的轉彎半徑自然導向的平面轉彎帶式輸送機是通過托輥組的結構設計由物料和輸送帶的重力以及托輥與輸送帶的摩擦產生作用在輸送帶上的導向力，平衡輸送帶張力產生的向心合力，在進行輸送機轉彎設計分析時，可以將托輥組簡化成圖3.1的結構形式，它是自由導向的平面轉彎托輥結構的一種形式。這里采用的方法是將托輥組的內曲線抬高一個角，同時把各托輥的軸線與運行方向設成一定的夾角1、2、3，來實現平面轉彎的導向。 3.1轉彎半徑的限制條件為保證平面帶式輸送機自由導向的彎曲運行

47、，轉彎處的輸送帶應滿足力的平衡條件、應力和應變的限制和不離開托輥等條件。3.1.1轉彎處力的平衡條件如圖3.2所示，當輸送帶運行至曲線處時，輸送帶張力的合力FTC沿曲線的 圖3.1 自由導向轉彎的一般結構 圖3.2 平面轉彎的力學模型法線方向指向內側，此合力使輸送帶產生向內偏移的趨勢。由于在彎曲段設置內曲線抬高角，由物料和輸送帶重力產生的內外推力FG、托輥設置傾角產生的輸送帶和托輥間的離心摩擦力FR、轉彎時的離心慣性力FQ均指向外側，式輸送帶產生向外運動的推力，它們與FTC平衡，實現輸送帶的自動對中調節。在輸送帶上海作用與運行方向相反的阻力FW和托輥對輸送帶的支持力FN。因此，輸送帶轉彎運行時

48、，應滿足FTC+FG+FR+FQ=0 （3-1）其中，力的正方向為離心方向。 上式中，離心摩擦力FR與物料和輸送帶的重力分布、摩擦因數等因素有關；FQ為輸送帶和物料轉彎運行時的離心慣性力，因轉彎曲率半徑相對于慣性質量的數量級較大，所以其數值很小，計算式可以忽略不計。在實際運行過程中，輸送帶通常不能完全處于理想的對中位置，而是有一定的偏移量，但偏移量不能超過內側或外側的極限位置。因此，當輸送帶處于內側或外側的極限位置時，必須滿足相應的條件。當輸送帶向內側偏移時，應滿足 FTC+FGi+FRi0 （3-2） 當輸送帶向外側偏移時，應滿足 FTC+FGo+FRo0 （3-3）其中，角標i表示向內偏移

49、，角標o表示向外偏移。3.1.2輸送帶應力、應變的限制條件 在輸送帶的的彎曲段，外側的輸送帶伸長量要大于內曲線側。為保證輸送帶的壽命，輸送帶外曲線側的應力、應變不應超過許用值。另外，由于輸送帶內外側的伸長量不同而引起內側凹陷的程度不能太大。3.1.3外側托輥上輸送帶不離開托輥 曲率半徑過小時，有可能使外側托輥上的輸送帶飄起而離開托輥，于是產生附加的向心力，使輸送帶易于向內跑偏。因此在設計水平轉彎帶式輸送機時，應保證外側托輥上的輸送帶不離開托輥。3.2彎曲曲率半徑的確定3.2.1根據力的平衡條件確定曲率半徑這里根據上托輥來確定轉彎曲率半徑。取轉彎弧中一個托輥間距a0的小弧段輸送帶為分離體，分析其

50、受力情況，如圖3.3所示。設弧段對應的圓心角為 ，則=a00,其中0為曲率半徑。輸送帶單元上所受的力包括：輸送帶的張力T、T+T；運行阻力FW轉彎運行的離心慣性力FQ；輸送帶和物料的圖3.3 水平轉彎的受力圖重力FGi（i=1,2,3）；各托輥作用于輸送帶上的支撐反力FN1、FN2、FN3；各托輥作用于輸送帶上的離心摩擦力FRi（i=1,2,3）.為簡化計算，這里忽略輸送機傾角。（1）徑向力平衡關系 在此單元上，物料與輸送帶的總重力為 FG=qGBa0g=qGB0g （3-4）式中 qGB輸送帶和物料的單位長度質量（kg/m），qGB=qG+qB。在輸送機運行時，由于內曲線的抬高使托輥槽角變化

51、以及使輸送帶偏移，此載荷在各托輥上分布也與直線運行的輸送機不同。設作用于內、中、外三個托輥上的重力分別為FGi（i=1,2,3），定義重力分配系數為 Ki=FGiFG i=1,2,3 （3-5）重力分配系數表示了物料和輸送帶的重力在三個托輥上分配的比例關系，他們之間的關系是 K1 +K2 +K3=1作用在各托輥上的重力為 FGi=KiqGB0g （i=1,2,3） （3-6）設三個托輥的安裝前傾角相同，均為，它們的傾斜方向如圖3.1所示，則各托輥與輸送帶摩擦產生的橫向離心摩擦力為 FRi=3FNicos （i=1,2,3） （3-7）設三個托輥的槽角分別為i（i=1,2,3），其中2=0，為表

52、達方便，這里的i與一般的槽角定義不同，如圖3.3所示。這樣 FGi=FNicosi+FRisini+ （i=1,2,3） （3-8）忽略FQ時，各力在法線方向平衡，有Tsin2+T+Tsin2=i=13FRicosi+FNisini+d=，sin/2d/2，dTd/2為二階微量。將各有關參數帶入上式，可以表示成T=qGBg0i=13Ki3cosi+cos+sini+cosi+3sini+cos設 3=i=13Ki3cosi+cosi+sini+cosi+3sini+cosi （3-9）則T=qGBg03進一步設 aR=qGBg3 （3-10）所以 T=aR0 （3-11）式中 3導來摩擦因數，

53、它是一個隨i和變化量； aR 托輥作用于輸送帶的單位長度橫向摩擦力（N/m）。（2）切向的力平衡條件 上分支承載時的運行阻力為 FW=fgqR0+qGB0 (3-12)式中 qR0上托輥旋轉部分單位長度質量。 托輥設置傾斜產生的阻力為 F=3i=13FNisini （3-13）將上面兩式相加，并帶入FNi，得FW=FW+ F= fgqR0+qGB+3i=13KiqGBgcosi+3sini+cosisini 0設 az=fgqR0+qGB+3i=13KiqGBgcosi+3sini+cosisini （3-14）所以 FW=az0 （3-15）式中 az上分支承載時單位長度的運行阻力（N/m）

54、。作用在輸送帶單元切線方向的分量平衡，得T=FW把式（3-16）帶入上市，得 0=1azT （3-16）（3）曲率半徑的確定 從式（3-12）和式（3-17）中消去0，得dTT=azaRd從而可得 T=T2e（azaR） （3-17）將式（3-12）代入上式，T2為曲線段的最小張力點，可以得曲率半徑的計算式 0=T2aReazaR （3-18）式（3-19）是一個曲率半徑0關于的指數函數，它是從力平衡角度得到的曲率半徑計算式。曲率半徑隨按指數規律增加。也就是張力小的點對應的曲率半徑小，隨著角的增加、張力的增加，滿足力平衡條件的曲率半徑也隨之增加，因而曲率半徑也隨之改變。實際上，按這種指數曲線來

55、設計輸送機的轉彎，安裝較困難。一般可用等半徑的圓弧曲線來代替。根據上面的推導過程和最后得到的曲率半徑計算式可知：在計算曲率半徑時應按滿足轉彎要求的最大曲率半徑設計輸送機的曲率半徑，也就是按彎曲段最大張力點的要求計算曲率半徑。由于無載時相同條件下需要較大的曲率半徑，設計中需要考慮有載和空載不同的工況，下分支的情況也是相同的。所以，滿足各種工況的曲率半徑是 R=T1aReazaR （3-19）以上相關量表示的含義及數據： 彎曲段的圓心角，30； T1彎曲段的最大張力，158792.8N；3輸送帶與托輥間的摩擦系數，3 =0.35；內曲線的抬高角，是逐漸抬高的，=1（2組）、1.5（2組）、2（2組

56、）、2.5（2組）、3（2組）、3.5（2組）、4（其余部分）、 3.5（2組）、3（2組）、2.5（2組）、2（2組）、1.5（2組）、1（2組），在這里為了簡化設計取設計=4進行計算； Ki重力分配系數，當輸送帶不偏移抬高角=4時，K1=0.1813，K2=0.6278，K3=0.1910；i三個托輥的槽角，1=35，i=0，i=145； i托輥組的前傾角，一般為1-2，這里取i=1；qGB輸送帶和物料的單位長度質量（kg/m），且qGB= qG+qB；qR0上托輥旋轉部分單位長度質量，根據通用帶式輸送機設計P98式5-5取qR0=18.6kg/m。將已知數據代入式（3-20）R=T1aR

57、eazaR=158792.8244.2e12.155244.230180=667.4m3.2.2根據輸送帶的許用應力確定曲率半徑與輸送機得頭部過渡段的計算相似，輸送帶所受的應力是由輸送帶張力所引起的應力和由于輸送帶彎曲所產生的附加應力，這里應力的單位是單位長度的力（N/mm）。即=1+2式中 1輸送帶張力造成的應力。1=TB設輸送帶中心線的曲率半徑為R，在轉彎曲線上，對應圓心角處，輸送帶中心線的弧長為L0=R,輸送帶彎曲時產生附加伸長最大處是轉彎的外側，對于平型輸送帶長度為L=R+B2，從而輸送帶的最大附加應變為2=LL0L0=B2R=2E式中 E彈性模量，對于鋼絲繩芯輸送帶E=65N,文獻1表2.9鋼絲繩芯N=630N/mm，E=65N=65630=4.095104N/mm=4.095107N/m。這樣輸送帶的最大應力值為=T1B+BE2R它應該滿足許用應力限制條件，即=T1B+BE2R也就是RBE2T1B將有關數據代入上式求得R43.5m667.4m滿足第一個條件。3.2.3外側托輥不離開輸送帶的限制條件下的曲率半徑曲率半徑過小時，有可能產生在外側的輸送帶離開托輥而飄起的現象，這樣會產生附加向心力，致使輸送帶向內側跑偏，造成輸送帶不正常運轉。如圖3.4所示，在輸送帶上作