設計說明書皮帶運輸機的概況皮帶運輸機基本結構皮帶運輸機是一個復雜且各部分緊密協作的系統，其基本結構主要包括驅動裝置、輸送帶、托輥、滾筒、張緊裝置、機架以及輔助裝置等。驅動裝置作為皮帶運輸機的動力核心，為輸送帶的持續運行提供源源不斷的動力。它一般由電動機、減速器、聯軸器和驅動滾筒構成。電動機負責將電能高效轉化為機械能，是整個系統的動力源泉，依據皮帶運輸機不同的功率需求，會選用如三相異步電動機等合適規格和類型的電動機。減速器則起到降低電動機轉速、增大輸出扭矩的關鍵作用，確保驅動滾筒能獲得適宜的轉速和扭矩，常見的減速器類型有齒輪減速器、蝸輪蝸桿減速器等。聯軸器連接著電動機和減速器的輸出軸與驅動滾筒的軸，精準地傳遞動力和扭矩，同時還具備補償兩軸相對位移、緩沖減震的功能，保障動力傳輸的平穩性。輸送帶是皮帶運輸機承載和牽引物料的重要部件，它直接與物料接觸，其性能的好壞對輸送效果有著至關重要的影響。輸送帶通常由覆蓋層、帶芯和邊膠組成，覆蓋層能保護帶芯免受物料的磨損和腐蝕，帶芯則提供必要的強度和剛度，邊膠用于防止物料從輸送帶邊緣溢出。根據不同的使用環境和物料特性，輸送帶可采用橡膠、塑料、帆布等多種材料制成。托輥是支撐輸送帶及其上物料的重要部件，它分布在輸送帶的下方，使輸送帶保持一定的形狀并減少運行阻力。托輥的種類繁多，常見的有承載托輥、回程托輥、調心托輥和緩沖托輥等。承載托輥用于支撐輸送帶上的物料，回程托輥則支撐空載的輸送帶返回，調心托輥能夠自動調整輸送帶的跑偏，緩沖托輥安裝在受料處，減少物料對輸送帶的沖擊。滾筒分為驅動滾筒和改向滾筒。驅動滾筒是傳遞動力的主要部件，它與輸送帶之間的摩擦力是驅動輸送帶運行的關鍵。改向滾筒則用于改變輸送帶的運行方向，使輸送帶能夠按照預定的路線進行輸送。滾筒的表面通常經過特殊處理，以增加與輸送帶之間的摩擦力，提高輸送效率。張緊裝置的作用是保證輸送帶具有足夠的張力，使輸送帶與驅動滾筒之間產生必要的摩擦力，防止輸送帶打滑，同時補償輸送帶在運行過程中的伸長。常見的張緊裝置有螺旋張緊裝置、重錘張緊裝置和液壓張緊裝置等。螺旋張緊裝置通過調節螺桿來改變張緊滾筒的位置，從而實現張緊；重錘張緊裝置利用重錘的重力作用使輸送帶保持張緊狀態；液壓張緊裝置則通過液壓系統提供穩定的張緊力。機架是皮帶運輸機的支撐結構，它為其他部件提供安裝基礎，保證整個設備的穩定性和剛性。機架通常由型鋼焊接而成，其結構形式根據皮帶運輸機的規模和使用要求而有所不同。輔助裝置包括清掃器、導料槽、擋料板等。清掃器用于清除輸送帶上粘附的物料，保持輸送帶的清潔；導料槽安裝在受料處，引導物料順利落到輸送帶上；擋料板則用于防止物料在輸送過程中溢出輸送帶。皮帶運輸機的各個部分相互配合、協同工作，共同實現了物料的高效、連續輸送。在實際應用中，需要根據具體的輸送要求和工作環境，合理設計和選擇各部分的結構和參數，以確保皮帶運輸機的穩定運行和良好性能。圖2-1皮帶運輸機組成示意圖皮帶運輸機各機型介紹皮帶運輸機根據應用場景、輸送需求和工作環境的不同，發展出了多種機型，每種機型都有其獨特的特點和適用范圍。固定式皮帶運輸機固定式皮帶運輸機安裝位置固定，結構相對簡單，運行平穩，維護方便。它適用于長距離、大容量的物料輸送，廣泛應用于礦山、港口和電廠等領域。例如，在礦山中，它用于將礦石從采掘現場輸送到選礦廠或裝載點；在港口，用于大宗貨物的裝卸和轉運；在電廠，用于煤炭等燃料的輸送。移動式皮帶運輸機移動式皮帶運輸機的最大特點是帶有輪子或履帶，具有很強的機動性。它能夠靈活移動，快速適應不同的工作場地和輸送需求。適用于建筑工地、倉庫裝卸和農田等場景。例如，在建筑工地上，可以根據施工進度隨時調整位置，將建筑材料輸送到指定地點；在倉庫中，方便在不同貨位之間移動，實現貨物的快速裝卸。傾斜式皮帶運輸機傾斜式皮帶運輸機采用波紋擋邊和橫隔板設計，能夠實現大角度（30°-90°）傾斜輸送。其輸送高度大，占地面積小，適用于需要高度提升或降低的場合。例如，在礦山提升作業中，可以將礦石從井下快速提升到地面；在地下礦井中，能夠有效完成物料的垂直或傾斜輸送任務。管狀皮帶運輸機管狀皮帶運輸機的輸送帶卷成管狀，物料在封閉的管道內運輸。這種設計有效防止了物料在輸送過程中散落和污染環境，具有很好的環保性能。適用于粉塵大、易揚塵的物料輸送，如水泥、粉煤灰等。例如，在建材行業，用于水泥的輸送，避免了水泥粉塵對環境的污染；在化工行業，能夠安全、高效地輸送各種粉狀物料。伸縮式皮帶運輸機伸縮式皮帶運輸機具有可伸縮的性能，能夠根據輸送距離的變化自動調整輸送帶的長度。其結構緊湊，適應性強，便于在狹窄或復雜的環境中使用。例如，在綜合機械化采煤工作面的順槽運輸和巷道掘進運輸中，能夠靈活適應采掘面的變化，隨著工作面的推進而伸縮，保證了煤炭的連續輸送，提高了采煤效率。大傾角皮帶運輸機大傾角皮帶運輸機采用特殊設計的輸送帶和托輥，能夠實現大角度（通常大于30°）的傾斜輸送。它輸送能力大，占地面積小，適用于需要大角度提升的場所。例如，在礦山廢石輸送和尾礦處理中，可以將廢石和尾礦快速輸送到指定地點，減少了占地面積，提高了處理效率。通過以上介紹，可以看出不同類型的皮帶運輸機在結構設計和功能上各有特點，能夠滿足不同行業和工況下的物料輸送需求。皮帶運輸系統總體設計方案本設計針對井下原煤輸送場景，構建了一套以穩定高效為核心、兼顧靈活性與環保性的皮帶運輸系統。系統采用模塊化設計理念，通過優化動力配置、輸送結構及智能控制，實現了長距離、大運量物料輸送的綜合需求。設計原則與技術路線本設計以“安全可靠、經濟實用”為核心原則，針對井下原煤輸送場景，采用理論計算與標準化選型結合的設計方法。技術路線遵循“參數匹配→結構選型→功能集成”的邏輯，通過以下步驟完成方案設計：（1）參數匹配：基于輸送量、物料特性計算輸送帶寬度、帶速等核心參數；（2）結構選型：根據輸送距離、傾角選擇驅動裝置（電機+減速器）、托輥組、滾筒等標準部件；（3）功能集成：整合動力系統、輸送系統與安全保護裝置，形成完整設計方案。技術路線系統配置與功能架構?系統由三大核心模塊構成：驅動裝置、輸送帶及支撐結構。驅動裝置選用高效電機與減速器的組合，提供強勁而穩定的動力輸出；輸送帶采用特殊工藝制造的阻燃材質，兼具耐磨性與安全性；支撐結構則通過優化托輥布局與張緊裝置，確保輸送過程的平穩性。在動力匹配上，電機功率與減速器傳動比的協同設計，有效降低了設備運行能耗。輸送帶寬幅設計則兼顧了物料承載能力與空間利用率，確保在有限井下環境中實現最大運輸效能。支撐結構的模塊化設計不僅簡化了安裝流程，還為后期維護提供了便利。系統總體參數總長度設計輸送機總長度的確定需綜合工藝要求、張力平衡及經濟性原則。本設計面向井下原煤輸送場景，巷道空間限制構成長度設計的基礎邊界。為確保輸送帶在驅動過程中不打滑，需通過逐點張力法計算頭尾滾筒中心距，并結合托輥間距與滾筒直徑的優化配置，實現張力分布的均衡性，具體劃分為頭部驅動段、中部承載段及尾部改向段。輸送機整體采用直線布置方式，具體布局包括三個主要部分：頭部雙滾筒驅動段、中部承載段和尾部改向段。頭部雙滾筒驅動段的長度為3米，負責提供動力并驅動輸送帶運行；中部承載段的長度為194米，是輸送物料的主要區域；尾部改向段的長度同樣為3米，用于改變輸送帶的運行方向。這種布局方式能夠有效滿足井下長距離輸送的需求，確保物料在輸送過程中的穩定性和高效性。該長度方案不僅滿足巷道空間限制，且通過合理張力分配有效降低設備運行能耗，符合《煤礦安全規程》對輸送機長度的規范要求。總寬度設計輸送帶寬度的選取需兼顧輸送能力、物料特性及標準化設計要求。根據井下原煤運輸需求，設計目標為小時輸送量不低于行業標準值。通過理論公式推導與工程經驗結合，選定符合物料特性的槽角配置與標準帶寬。為確保物料穩定性，進一步校驗物料最大粒度與帶寬的匹配性，驗證結果表明所選帶寬可滿足防溢出要求。最終采用標準寬度配置，并配套相應托輥組，機架總寬設計充分考慮檢修維護空間需求。在本次皮帶輸送機的設計中，輸送帶的寬度被確定為800毫米。這一設計值是通過輸送帶寬度的計算得出的，確保了輸送機能夠高效地完成物料輸送任務。為了確保輸送帶在運行過程中的穩定性和可靠性，槽形托輥組（采用DTII6205/C4型）的槽寬被設計為800毫米，與輸送帶寬度相匹配。上托輥的間距為1.2米，下托輥的間距為3米，這樣的間距設置能夠有效支撐輸送帶并減少運行阻力。此外，機架的寬度是根據輸送帶寬度加上兩側的安全間隙（每側50毫米）進行設計的，總寬度為900毫米。這種設計不僅保證了輸送帶在運行過程中的穩定性，還為維護和檢修工作提供了足夠的空間，確保輸送機的安全運行。總負載能力設計系統負載能力的設計需匹配井下綜采工作面的產能需求，并預留冗余以應對峰值負荷。經核算，設計輸送能力滿足工程需求，對應物料質量參數經優化后兼顧經濟性與安全性。通過參數匹配實現傳動滾筒功率需求的合理反推，為后續設備選型提供依據。設計過程中嚴格遵循行業技術規范，確保功率裕量及張力安全系數滿足長周期穩定運行要求。在本次皮帶輸送機的設計中，總負載能力的設計值為每小時480噸。這一設計值是通過輸送帶的帶速、物料的堆積密度、料堆面積以及傾角系數等參數計算得出的。具體的計算公式為：Q=3.6×v×ρ×S×k其中，帶速v為2.0米/秒，堆積密度ρ為1000千克/立方米，料堆面積S為0.0678平方米，傾角系數k為1.00。將這些參數代入公式后，計算得出的輸送能力Q為每小時480噸，完全能夠滿足井下大運量的輸送需求。這一設計值確保了輸送機在實際應用中的高效性和可靠性。皮帶運輸機的設計計算輸送帶寬度的確定及核算輸送帶寬度的確定是皮帶輸送機設計中的關鍵環節，其合理性直接影響輸送機的輸送能力、運行效率和使用壽命。確定輸送帶寬度時，需綜合考慮輸送量、物料性質、帶速及工作條件等因素。輸送帶寬度的確定帶速選擇原則：帶速與輸送帶寬度、輸送能力、物料性質、塊度和線路傾角緊密相關。當輸送量大且輸送帶較寬時，較高的帶速可提升輸送效率；對于較長的水平輸送機，較高的帶速有助于提高輸送能力。然而，當輸送機傾角較大、輸送距離較短時，為避免物料滑落或溢出，帶速應適當降低。對于易滾動、粒度大、磨損性強的物料，或環境衛生要求較高的場合，宜選用較低的帶速，以減少物料磨損和環境污染。理論寬度計算：在本設計中，考慮井下工作條件，取帶速為2.0m/s，原煤的堆積角為20°，堆積密度為1000kg/m3。基于這些參數，可初步估算出所需輸送帶的理論寬度。但理論寬度需根據實際情況調整，因為物料在輸送帶上并非完全均勻分布，存在堆積現象。實際寬度核算：核算輸送帶寬度時，需考慮物料的最大粒度、輸送帶的運行速度及物料的堆積特性。輸送帶寬度應略大于物料的最大堆積寬度，以防止物料溢出。同時，需考慮輸送帶的跑偏問題，適當增加安全余量。可參考設計手冊和經驗公式進行核算。例如，根據DTⅡ皮帶運輸機選用手冊，結合相關參數計算得出實際所需寬度，并根據實際情況進行修正，確保輸送帶寬度既滿足輸送量要求，又能保證輸送機穩定運行。空間與布局考量：輸送帶寬度的確定還需考慮輸送機的整體布局和空間限制。在井下等空間有限的場合，輸送帶寬度應在滿足輸送能力的前提下盡可能減小，以節省空間。同時，需考慮輸送機的安裝、維護和檢修方便性，確保設計合理、實用。輸送帶寬度的確定是一個綜合考慮多種因素的過程，需要通過理論計算和實際核算相結合的方法，確保輸送帶寬度既滿足輸送需求，又能夠保證輸送機的安全、穩定運行。傾斜系數k選用表輸送帶寬度的核算按給定的工作條件,取原煤的堆積角為20°；原煤的堆積密度按1000kg/；輸送機的工作傾角β=0°；皮帶運輸機的最大運輸能力計算公式為根據相關的計算公式最后可以得到3.6Sk的結果此可由式（4-1）來表示。式中：——輸送量（；——帶速（；——物料堆積密度（）；S——在運行的輸送帶上物料的最大堆積面積（）；k——輸送機的傾斜系數；設計達到預計的運力中，帶體截面尺寸的確定至關重要。根據前邊所述公式并帶入有關參數，則可以求得相應的具體尺寸數據值，此一值也是后來工作設計展開的重要依托。利用該式運算得到,S值為0.0676.其具體為:480/(3.6X2.0Xl000Xl)。其展示出參數之間的數量關系,提供理論基礎用于進一步的研究。圖4-1槽形托輥的帶上物料堆積截面表4-2槽形托輥物料斷面面積S槽角寬B=500mm寬B=500mm寬B=500mm寬B=500mm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30°30°0.02220.02660.04060.04840.06380.07630.10400.124035°0.02360.02780.04330.05070.06780.07980.11100.129040°0.02470.02870.04530.05230.07100.08220.11600.134045°0.02560.02930.04690.05340.07360.08400.12000.1360由表4-2數據可以看出在承受托輥槽角為35°、物料堆積角為20°時，寬度為800mm皮帶允許堆積的橫斷面面積達到0．0678。遠遠高于實際所需要的皮帶橫斷面面積，可見800mm寬帶能夠滿足所需的要求。通過綜合計算分析，680S煤礦用阻燃輸送帶以800mm的帶寬入選最終方案。該型號不僅滿足計算要求且具有良好的阻燃性和環保性，可以很好的滿足在煤礦工條件下物料傳遞的要求。680S型煤礦用阻燃輸送帶的技術規格：縱向拉伸強度680N/mm；帶厚8mm;每米輸送帶質量9.28Kg/m.在對大宗散裝物料輸送機的總體設計過程中，主要的任務是根據公式（4-1）算出來，并根據相關公式和表格來找出我們需要的關鍵參數。但是需要特殊說明的是：對于公式的最粒度（mm）這個值必須要特別重視才能保證我們的公算結果準確、有實用性，這一步驟非常重要。表4-3不同帶寬推薦的輸送物料的最大粒度mm計算：B=800>2×200＋200=600故輸送帶寬滿足輸送要求。圓周驅動力作為運輸系統的承擔分支和反程分支中托輥的旋轉摩擦阻力，是帶狀運輸過程中的一個不容忽的因素，所有這些阻力的作用都形成了輸送機運轉時的摩擦力。對此阻力值的具體測量可以通過參照公式(4-2)來進行計算。（4-2）在實際工程中，模擬摩擦系數的選取必須結合工作狀況、制造裝配水平等，其數值大都來自表中的查取。該系數值的選取沒有固定的形式，需要依據用途進行合理的選擇，以保證結果可靠。并且合理的選取該因素對于系統的改善有著非常重要的意義。——輸送機長度（頭尾滾筒中心距），m；——重力加速度；β——皮帶運輸機傾斜角；根據《DTⅡ(A)帶式輸送機設計手冊》表2-7以及初選方案，最后確定托輥型號為DTⅡ6205/C4.上層托輥之間安裝距離為1.2m,下層托輥之間間距為3m.另外設計中,上托輥選擇的是35°槽角,下托輥的槽寬度是0°平托。利用公式（4-3）可以得到旋轉部件單位長度的質量，這個數字和支承分支托輥組有著直接的關系，在實際運算過程中也能夠直觀地看出質量的規律性情況，并以此數據來進行分析。（4-3）其中——承載分支每組托輥旋轉部分重量，kg；——承載分支托輥間距，m；托輥已經選好，知計算：==20.25kg/m計算公式（4-4），可以得到回歸分支托滾組線每米的轉動部分質量值，它的計量單位是千克/米，即kg/m，這個參數量化的衡量在技術分析層面里起到重要的作用，也是其研究中的重要數據。（4-4）其中——回程分支每組托輥旋轉部分質量——回程分支托輥間距，m；kg計算：==5.33kg/m——每米長度輸送物料質量=kg/m——每米長度輸送帶質量，kg/m，=9.28Kg/m計算結果，這一表達式的結果通過下面的過程得到答案是：確定第一層括號內的合成的值。第一層括號內的綜合數值包括三個部分：20.25、5.33，最后一個是cos0度乘以另一個數。這第二個后半部分中的數字等于兩倍于9.28，并且額外加上66.67。在找到這個括號里的價值后，把這個總和與0.04和200，9.8分別相乘以達到最終的成果。模擬摩擦系數值應根據表4-5選取。取=0.04。表4-4阻力系數輸送機工況工作條件和設備質量良好，帶速低，物料內摩擦0.02~0.023較小0.02~0.023工作條件和設備質量一般，帶速較高，物料內摩擦較大0.025~0.030工作條件惡劣、多塵低溫、濕度大，設備質量較差，托輥成槽角大于等于350.035~0.045特殊阻力的主要影響因素有兩個，一個是，托輥的傾斜造成的摩擦阻力另一個是物料在移動時候產生的跟導料槽攔阻板的接觸摩擦力。以上兩個部分都可通過公式(3.5)加以計算。+（4-5）按式（4-6）或式（4-7）計算：三個等長輥子的前傾上托輥時（4-6）二輥式前傾下托輥時（4-7）ε——托輥軸線相對于垂直輸送帶縱向軸線的前傾角；λ——V型托輥的軸線與水平線的夾角。由于不設裙板，故=0。又因ε=0，故本輸送機沒有特種主要阻力，即=0在定量計算中需要注意因為輸送帶清掃器和卸料器造成的摩擦阻力等額外的特種阻力。它們的計算需要按照特定的公式來完成。（4-8）（4-9）（4-10）式中——清掃器個數，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，，見表——清掃器和輸送帶間的壓力，N/，一般取為3N/；——清掃器和輸送帶間的摩擦系數，一般取為0.5~0.7；——刮板系數，一般取為1500N/m。表4-5導料槽欄板內寬、刮板與輸送帶接觸面積從表4-5查詢可知A值取為0.008米，其參數分別為10N/m和0.6為了便于計算須帶入公式（5.4-11）。則=0.008×10×0.6=480N方案中加入的一款清掃器和一款空白段落清掃器，后者的能力是前者的1.5倍.結合兩個器的效果,方案提高的掃除能力和清理率.排版規劃主要是優化機器的搭配,得到更高的清潔功能和作業效率。=0.8×1500=1200N利用公式的推算計算公式（5.4-10），其具體的數值是2.5*480+1200，得出了最后的力結果為2400N。這也非常直觀地體現了公式對于在實際中力學的具體應用和價值。傾斜阻力按下式計算：（4-11）式中：H——輸送機提升或下降物料的高度，m。因為是本輸送機水平運輸，所以H=0=0由式（4.4-2）=1.45×8688+0+2400+0=14997.6N傳動功率計算傳動滾筒軸功率（）按式（4-12）計算：（4-12）電動機功率，按式（4-13）計算：（4-13）式中——傳動效率，一般在0.85~0.95之間選取；——聯軸器效率；每個機械式聯軸器效率：=0.98液力耦合器器：=0.96；——減速器傳動效率，按每級齒輪傳動效率.為0.98計算；二級減速機：=0.98×0.98=0.96三級減速器:=0.98×0.98×0.98=0.94——電壓降系數，一般取0.90~0.95。——多電機功率不平衡系數，一般取，單驅動時，。對于電動機功率的選擇，在計算出其功率大小的情況下，還需要參照電動機型譜進行選擇，應該依照取大功率棄用小功率的標準決定。在選擇的過程中要將數據及型譜結合起來仔細對比，選出最合適的數據才能保證電動機運行高效穩當。在實際運用當中依據這個標準就可避免功率不足或者過多帶來的效率問題，以此可以為電動機的合理配備給予可靠的依據。由式（2.5-1）kw由式（2.5-2）選電動機型號為Y224M-4，N=45KW，數量1臺。輸送帶張力計算輸送帶的穩定運轉需要合理控制輸送帶張緊度，但是張緊度會沿著整臺機器長度方向上呈現動態波動的特性，并且會受到多個方面的因素交互作用的影響。因此輸送帶張緊度設計應滿足兩個方面條件：一是要求張緊程度能滿足運營中動態變換的需求；二是結合不同方面的因素達到綜合最優狀態。穩定滾筒與皮帶的平穩，最主要是讓皮帶在不同壓力狀態下，能擁有良好的張力值。要滿足此目的，則滾筒周圈需要通過全靠皮帶摩擦實現，并且皮帶不能產生相對于滾筒的移動。只有這樣系統效率才會得到保證。系統持續穩定運轉的關鍵要素是對皮帶松緊度的準確確定。實際上，為了把運輸帶在兩組滾筒之間的下垂幅度控制在標準之內，應提供適度的拉力。它是一個要求保證機器正常工作的技術和安全條件方面的技術規定。為了能夠準確的設計輸送系統，在進行設計之前需要結合改向滾筒總張力、拉緊裝置張力以及凸凹弧初始點處的張力分布進行分析。結合逐點張力的方法對這些地方的張力特點進行詳細分析。該方法也能夠得到各個地方的張力情況，為后續的工作提供一定的理論借鑒。圖4-2張力分布點圖特定點標志開始于拆分點0為1，為2，3……一直到最后的匯合點14。其具體的位置分布如下圖4-2所示：選擇的輸送帶是680S礦用阻燃型號，而縱向抗拉強度、輸送帶厚度單位長質量這幾個重要因素決定了680S型號的型號參數分別是有縱向抗拉強度680N/mm，厚度8mm，每米質量為9.28kg，在進行運行阻力計算前了解這些數據是非常重要的。（1）承載分支直線段運行阻力由式（4-14）：（4-14）計算得到。式中：——直線段水平投影；——槽型托輥阻力系數；——直線段提升高度；其它與前邊意義相同。在一定的力的作用條件之下參數公式綜合起來得出來的量化的數目是5607N結果運算要經過多重的合算，把66.67+9.28+20.25然后乘以110得到的結果再乘以0.04加上9.28+66.67然后*1.96之后乘重力加速度g=9.8計算得到這個結果反映了力學作用在這些已知的情況下可以很準確的進行量化通過多個因子組合計算可以發現下述情況，首先66.67，9.28，20.25加起來，然后乘上90，再分別跟0.04、9.8相乘，最后結果得到3394N的力度。該推導關系完全揭示了這些變量之間的數學關系及它們對于作用力值量的影響。（2）回空分支直線段運行阻力由式（4-15）（4-15）——平形托輥阻力系數；其它與前邊意義相同。（3）按摩擦傳動條件計算輸送帶各點張力需要傳動滾筒表面輸出的牽引力為傳動滾筒所能傳遞的額定牽引力為令得其中n=1.15,μ=0.2.由張力逐點計算法可得；；；；；；；；；；；；；；且有。圓周驅動力通過摩擦傳遞到輸送帶上（見圖4-3）圖4-3作用于輸送帶的張力圖4-3給出了傳動機構正常工作的約束條件，即膠帶在驅動滾筒松這邊的緊邊最小張力應該符合（4-16）式的要求，它是決定系統能否穩定運行最為重要的保證，同時也為有關設計數據的選擇提供必要的理論指導，這個限定條件是十分實用的，在實際問題中的參考價值很大，是衡量傳動功能是否合格的標準所在。牽引滾筒能傳遞最大圓周力與動載荷系數有著密切的關系，當機器慣性小且起制動平穩時可采用較小的系數，而當機器慣性大或者起制動有沖擊時則應采用較大一些的系數，在考慮到設備運行特點及考慮受載變化影響的因素后將動載荷系數選擇為1.2以保證傳動機構的可靠性和穩定性。從相關公式中算出結果為在取值為1.2時得到了17997N，這個數值直接反映出了驅動滾筒與膠帶著之間的力量，但是相應的摩擦量需要根據表4-6給出的參數來判斷。整張流程清晰的顯示了摩擦系數在整個的力學性能里面起到的重要占比作用。工作條件μ光滑滾筒膠面滾筒清潔干燥0.25~0.350.4環境潮濕0.25~0.350.25~0.35潮濕沾污0.050.20對常用C==0.37該設計取=0.05；=1.3。=0.3717997=6658.89N輸送帶在傳動滾簡松邊的最小張力>=6658.89N故輸送帶張力符合不打滑條件為了使得輸運系統的順利進行，必須依照公式(4-17）和(4-18）來對輸送帶上的任意位置最小的張力值進行核算。這樣做的目的是為了控制兩個托輥之間輸運裝置下方墜度保持在正常范圍,防止過度松弛或緊繃，這個是輸運系統設計和改進的一項重要的工作。（4-17）（4-18）式中——允許最大垂度，一般0.01；——承載上托輥間距（最小張力處）；——回程下托輥間距（最小張力處）。取=0.01由式（4-17）得：>=5582N,>=1075N故各點張力均滿足輸送帶的垂度條件。礦用阻燃輸送帶允許的最大張力按式（4-19）計算；（4-19）式中——輸送帶的安全系數；——輸送帶的縱向拉伸強度。選為10,由式（3.5-1）因>傳動裝置的選用與設計電機的選用電機的選擇問題是皮帶輸送設計的過程中極為重要的一環，是否合理將直接影響到整個工作系統的工作性能、工作效果經濟性。因此在選擇中應當綜合考慮生產機械設備的特點、功率、速率、經濟性等問題分析。這些因素之間的協調一致才能使得電機型號的選擇符合運輸機工作需要。電機的額定轉速應考慮實際生產機械的應用場合。一般情況下電機的轉速應該大于500r/min,否則在功率一定的情況下轉速過低將會導致電機體積增大成本提高而且其工作效率也會有所下降。相對來說高速電機會有很好的性能指標，電機極對數減小使得體積縮小，質量降低，節約了成本。所以當滿足生產機械的工作要求是優先使用高速電機會獲得更好的系統整體性能及經濟效果。經過準確計算該皮帶機方案的理論所需功率為34kW,但在實際使用情況中電機功耗是不可避免的還有未來的可擴充的功率需求,選用了功率略高的電機功率。選擇的電機功率為37kW,充分保證了該系統可靠的同時也對將來新增負載提供了功率上的冗余度,提供系統的抗負載能力。綜合多個方案的比較和分析，最后決定使用Y225M-4型電動機組來作為驅動裝置。Y225M-4型電動機具有極強大的轉矩性能，在皮帶輸送機啟動，加速以及負荷突變時都能夠提供足夠的驅動力。并且該電動機的工作特性具有高效性和穩定性，為系統長期有效的運行提供強有力的保障；同時該電機的工作特性對使用條件也有較強適應性，適用于不同的使用環境，保證了皮帶輸送機能夠可靠運行在復雜的工況中。本設計中在選用電機的環節里我認真研讀了《轉運機械設計選擇手冊》的內容以此來保證皮帶運輸機的穩定運行。手冊的技術參數對與選擇適合的電機具有著重要的意義.合適的選用了電機可以大大提高機器工作運行時的穩定性，還對減少設備的工作耗能以及維修工作都有著不可忽視的作用。Y225S－4型電動機主要性能參數電動機型號額定功率kw滿載轉速r/min電流A效率功率因數Y225M-44514807092.30.888起動電流/額定電流起動轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩重量kg7.01.02.2427kg減速器的選用查閱參考資料《輸送機械設備選擇設計手冊》，表2-77并根據輸送帶寬度800的具體值來確定傳動滾筒的直徑D為500。并且計算可以得知，它的轉速數值多少。已知電機轉速為＝1470r/min，則電機與滾筒之間的總傳動比為：該項目選擇了ZSY250-31.5型的煤礦減速機，其主要參數是傳動比為31.5和具有可以傳遞95KM高效功率的能力。下面是其設備的基本圖形參數情況。圖5-1ZSY250-31.5型減速器示意圖綜合各方面的考慮，采用Y225M-4交流電機與DCY250-31.5型礦用減速器作為配套使用。依據《運輸機械選擇設計手冊》第表2－119中數據選配了YOXⅡ400型聯軸器、YW-315制動器和YFZ-45型聯軸器防護罩，在確保可靠的情況下，采用了DTIIN1－12的逆止器；整套驅動裝置的編號為Q44JZ1119，結構采用JZ44IZ1095。其他數據尺寸均按照手冊建議的數據確定。聯軸器的選用本次驅動裝置的設計中，較多的采用聯軸器，這里對其做簡單介紹：作為機械傳動系統的重要組成部分，在機械中聯軸器的應用是比較廣泛的，對于它的基本作用是在對兩種軸之間進行穩定的組合，并能夠使其始終處于裝置運行過程中相結合的狀態，不過想要將兩個的分離開來是不能夠做到的，如果想這樣做的就要等到機器停運時進行對其連接結構拆除。機械制造領域，聯軸器被連接的兩個軸很少會出現完全對中現象，加工、安裝所產生的不精確性、載荷引起變形及因溫度變化產生的影響使得兩者之間存在各種程度的相對偏移。為滿足皮帶輸送機動力傳輸系統的可靠性需求，聯軸器的選型需綜合考慮電機與減速器的功率匹配、安裝空間限制及工況適應性。本設計采用彈性柱銷聯軸器作為傳動系統的核心連接部件，其選型依據及設計驗證如下：基于電機功率37kW、轉速500r/min的工況條件，結合減速器輸入軸與電機輸出軸的同軸度誤差補償需求，選用HL4型彈性柱銷聯軸器（GB/T5014-2003）。該型號聯軸器公稱轉矩為1250N·m，遠高于系統計算轉矩（37kW×9550/500≈718N·m），安全系數達1.74，滿足長周期運行要求。其結構設計采用45#鋼材質軸套與橡膠柱銷組合，既可吸收傳動沖擊載荷，又通過鍵槽連接保證軸向定位精度。軸孔尺寸適配電機側Φ42mm與減速器側Φ50mm的配合需求，最大外徑140mm的緊湊設計有效降低安裝空間占用。相較于十字軸萬向聯軸器與齒式聯軸器，HL4型聯軸器在成本控制與維護便捷性方面更具優勢。前者雖允許較大角度偏差，但結構復雜且價格高昂；后者雖傳動效率高，但對加工精度敏感，不適于本工況的中等扭矩需求。設計驗證表明，HL4型聯軸器許用轉速（5000r/min）與軸向補償量（±1.5mm）均覆蓋實際工況參數，且《機械設計手冊》推薦的安全系數（1.5~2.0）與本設計值（1.74）吻合，驗證了其工程適用性。綜上，HL4型彈性柱銷聯軸器的選用實現了動力傳輸的穩定性、經濟性與可維護性的平衡，符合井下輸送機對傳動系統可靠性及標準化設計的要求。型彈性柱銷聯軸器示意圖其他部件的選用傳送系統的滾筒是傳送系統的重要組成部分，主要作用是在傳送系統內傳遞動力的作用。根據單點驅動的形式，傳動分為單個滾筒傳動和兩個滾筒傳動兩部分。一般在輸送設備的功率比較小的情況下，都是使用單一滾筒傳動為主，當功率較大的時候使用兩個滾筒傳動比較合適，而兩個滾筒傳動的優點在于滾筒的布置結構比較緊湊，在不改變直徑的情況下可以提高滾筒的包絡角來提高滾筒的抓取能力。在傳送設備內部具體的使用中，雙滾筒的傳送結構可以依靠多個電機分別進行傳送，然后利用齒輪機構達到兩個滾盤之間的相等同速轉動。如果兩個滾筒傳動還是無法滿足要求的時候可以嘗試多個點進行驅動。在傳輸裝置中的滾筒按用途可分為兩種一種為傳動滾筒，另一種是改向滾筒。傳動滾筒借助于滾筒和皮帶表面的接觸摩擦帶動皮帶運動，并且控制著方向的轉換，而改向滾筒（比如尾滾筒、立拉緊滾筒）就只是改變皮帶的走向并沒有關系到力量傳輸的過程。此外，從加工方法上來看滾筒又可以被劃分為兩部分：大直徑滾筒都是通過鋼板卷制成的，小的圓周直徑滾筒都用鑄造而成的。輸送機皮帶機的傳動滾簡結構有很多種形式，主要有鋼板焊接和鑄鋼或者是鑄鐵構成兩種主要的類型。并且在現在設計中使用的軸承多為現在的滾動軸承來作為通用的標準。滾筒外表依據組成材料的不同分為兩種，就是鋼質光面，還有另外一項就是鑄（包）膠面。滾筒外壁的表面如果是是屬于光面的鋼質滾筒的話，是因為這種摩擦系數比較低的緣故，所以一般是安裝一些工作環境的濕度不是很高，并且傳送的距離也不是很長的一些環境。但是相對來說，如果是鑄（包）膠類型的滾筒則因為它所具有的摩擦系數是比較高的特點所以它一般運用在一些潮濕的環境當中，以及有一些長距離需要傳輸的物品等等環境中去，但是在實際上使用當中還因為它的表面狀態不一樣可以又分成光面、人字型溝槽型以及另一個菱格型這三種的。在動力傳遞過程中，傳動滾筒依靠其與皮帶間的摩擦來帶動其運行。在其中的作用是十分重要的。依據負載量的不同常把這一部件分為輕載、中載、重負荷三種類型。需要說明的是同一直徑規格滾子在應用的時候可以根據具體的需求來進行選取不同粗細程度軸徑及不同的中心矩尺寸。這樣的設計讓其更適用于更多的場合。單幅板對接筒體結構設計中，輕量化設計中的參數設定有一定的區間限制，在設計區間之中限制了軸承直徑大小，限制在80mm-100mm之間。整個結構的設計特點中體現于：軸與輪間通過單幅鍵連接，其功能設定為單輸出軸模式，確定此操作形式及其使用環境。②中型：軸承孔徑120-180㎜。軸與輪轂為脹套聯接。在缸體的設計當中出現了鑄焊的結構方式，在該結構的軸承中，其中軸承的孔徑是處于200到220毫米這個范圍之間的，設計的分類屬于重型這一級別，其中，輪轂和軸的之間連接是由脹套來實現的。而出軸設計的種類根據實際使用的需求分為單邊出軸和雙邊出軸兩種方式。傳輸滾筒和傳送帶之間的摩擦力是保持他們可以正常運營的關鍵要素。由于制造工藝的簡單使得鋼板裸露的平滾筒在實際生產中占有一定的地位，但是由于相對小一點的摩擦力度，它只能適用于短運輸的距離。按照滾筒表面輪廓的形式，可以將包裹著橡膠的滾簡分為光滑式、菱型(網紋)式和人型溝槽。人型溝槽有較高的摩擦力，因而具有很好的耐磨性和排水的性能，但是它的運行方向是固定的;菱形式適合那些雙向運轉。在重要的運作環境下應當選用硫化橡膠的橡膠面滾筒來提升其效果，在井下的情況下應當使用那種有阻燃功能的橡膠材料。輥直徑的選擇要與運輸帶的結構有關，特別是布帶芯的數量。在操作過程中，運輸帶通過卷筒彎曲變形時產生彎矩。外層受到拉力，內層受到壓應力，應力和應變量是不同的。隨著彎曲次數的增加，橡膠逐漸變得機加疲倦，并逐層剝落。運輸帶破壞。同時，卷筒的直徑越小，傳輸帶的彎曲度越大，機械疲勞越多，層間破裂。因此，運輸帶的厚薄以及帶布帶芯厚度的布置。輸送帶上的傳動滾筒結構形式種類繁多，所用材料也各不相同，有鋼板焊接、鑄鋼和鑄鐵等。驅動滾筒表面的形式多種多樣，常見的是鋼面光滑滾筒和鑄(包)膠滾筒。鋼面光滑滾筒表面摩擦力很小，僅應用于環境干燥且運程較短的情形。相比之下鑄(包)膠滾筒表面摩擦大很多，適用于潮濕且運程較長的工作條件。同時鑄(包)膠滾筒按表面形狀可分為光面鑄(包)膠滾筒；V字溝槽鑄(包)膠滾筒和菱形鑄(包)膠滾筒三種為了保證輸送系統穩定正常的工作于工業生產當中，滾筒的選擇就至關重要。此次設計方案綜合考慮工作環境濕度大消耗量大且會打滑的情況選擇了人字型溝槽式的鑄膠滾筒，這種滾筒是采用了特殊的工藝，在原有的鋼結構的基礎上加了一層人字形特制成的橡膠，增加了很大的摩擦力。并且其具有一定的方向性不可調換。該滾筒溝槽狀的設計使其破壞了水膜，能很好的避免其存水，且當它與皮帶接觸時，皮帶可部分陷入至溝槽中，故在潮濕的環境下具有較大的摩檫系數。相比包膠滾輪的橡膠皮有剝落掉出，螺絲帽暴露在外的問題，容易損傷皮帶，而且壽命也較短一些。所以綜合比對之后確定設計中要使用的一種滾筒為鑄膠滾筒。（1）求軸上的功率若取每級齒輪傳動的效率（包括軸承效率在內）=0.93,則則軸的角轉速（2）軸的最小直徑的確定式中選取軸的材料為45鋼，調質處理，選取=112。于是得（3）滾筒體厚度的計算使用Q235A鋼作為傳動滾筒體材料，通過具體的計算可知材料的屈服極限為235N/。進而可得重要數值為58.75N/,這使得后續的設計能夠順利進行用符號p來代表功率，在公式中，功率的符號p來代表，其使用單位為千瓦(kW)，帶速的計量以m/s為單位進行。帶速的量值與帶速單位，以及在學公式中，符號p代表帶功率帶速的量值的確定單位以及公式中的功率的單位由帶速與單位，功率由功率的計量單位以及公式中的帶速帶的符號是代表功率帶速的量值的單位。l—筒長，mm,R=;--許用應力，N/。表5-1型帶式輸送機寬度與筒長對應表傳送帶寬度800100012001400傳動滾筒長度950115014001600由表5-1可知滾筒長度l=950mm,(4)傳動滾筒筒體強度的校核系統在運行過程中所需能量以及結構上的設計是由多方面參數所組成的，機械功率在某些情況下可高達44.44kW。傳送帶的線速度與容器形狀相關聯，容器的大小設置長度950mm和直徑500mm，這對于系統的總性能發揮很大的限制作用。筒體厚度t=8.58mm,材料為Q235鋼板。由式--圓周驅動力；，代入得=2=29990N，==14995N；，--為滾筒所受轉矩；在分析滾筒負載條件時，可以作出以下假設:輸送機膠帶平均張力F在整個滾長L上均勻分布。這樣就可以知道滾筒單位長度上的張勵的分布規律。這一假設為滾筒機械力學性能計算起到重要支撐作用通過對整個張力在滾筒長度范圍內的分解就可以很好地反映出滾筒每一單位長度上的受力程度。這既便于了對實際問題的研究，也為下文的進一步分析提供了依據。受的力因此中W--抗彎截面模數，滾桶設計中內徑d、外徑D兩個基本尺寸,結構強度的設計要借助圓桶殼理論來進行計算。為了確保滾桶在惡劣工礦下的彎曲性能。抗彎截面積模量的計算需要按照規范計算標準計算。整個理論體系是滾桶強度設計中基礎理論,計算得到的各個性能指標是能夠滿足實際工程應用需求的因此桶身(滾筒)的平均半徑在方程式中代表為R，并以其單位公厘作為計量。另外，桶身(滾筒)的厚度由t表示并以其單位公厘作為衡量尺度。則正應力根據第四強度理論，合成彎矩可以寫成：計算強度校核通過。（1）求軸上的功