可伸縮帶式輸送機總體設計及驅動裝置的設計

前言帶式輸送機（如圖0-1）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輸送的連續(xù)輸送設備。它可以將物料在一定的輸送線上，從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種物料的輸送流程。它既可以進行碎散物料的輸送，也可以進行成件物品的輸送。除進行純粹的物料輸送外，還可以與各工業(yè)企業(yè)生產流程中的工藝過程的要求相配合，形成有節(jié)奏的流水作業(yè)運輸線。通用帶式輸送機由輸送帶、托輥、滾筒及驅動、制動、張緊、改向、裝載、卸載、清掃等裝置組成。而被廣泛應用于港口、碼頭、冶金、熱電廠、焦化廠、露天礦和煤礦井下的物料輸送。帶式輸送機自1795年產生以來，隨著新材料，新技術的大量采用，在國民經濟中發(fā)揮作用越來越大，是國民經濟不可缺少的關鍵設備之一。圖0-1輸送機側視圖和航拍圖Fig.0-1Theconveyor’ssideviewandairshootingview礦用帶式輸送機主要用于煤礦下順槽運輸、巷道掘井運輸、集中運輸和巷道運輸。具有運輸最大，運輸距離長，設備事故少和運輸成本低等顯著優(yōu)點，是綜采和一般機采工作而不可少的主要配套設備之一。1概述1.1可伸縮帶式輸送機國內外的發(fā)展現(xiàn)狀1.1.1國外帶式輸送機技術的現(xiàn)狀國外帶式輸送機技術的發(fā)展很快，其主要表現(xiàn)在2個方面：一方面是帶式輸送機的功能多元化、應用范圍擴大化，如高傾角帶輸送機、管狀帶式輸送機、空間轉彎帶式輸送機等各種機型；另一方面是帶式輸送機本身的技術與裝備有了巨大的發(fā)展，尤其是長距離、大運量、高帶速等大型帶式輸送機已成為發(fā)展的主要方向，其核心技術是開發(fā)應用于了帶式輸送機動態(tài)分析與監(jiān)控技術，提高了帶式輸送機的運行性能和可靠性[7]。目前，在煤礦井下使用的帶式輸送機已達到表1-1[7]所示的主要技術指標。表1-1

國外帶式輸送機的主要技術指標Tab.1-1

Themaintechnicalparametersofbeltconveyerinoverseas主參數(shù)順槽可伸縮帶式輸送機運距/m2000～3000帶速/m.s-13.5～4輸送量/t.h-12500～3000驅動總功率/kW1200～20001.1.2國內帶式輸送機技術的現(xiàn)狀我國生產制造的帶式輸送機的品種、類型較多。近年來，帶式輸送機的技術水平有了很大提高，煤礦井下用大功率、長距離帶式輸送機的關鍵技術研究和新產呂開發(fā)都取得了很大的進步。如大傾角長距離帶式輸送機成套設備、高產高效工作面順槽可伸縮帶式輸送機等均填補了國內空白，并對帶式輸送機的減低關鍵技術及其主要元部件進行了理論研究和產品開發(fā)，研制成功了多種軟起動和制動裝置以及以PLC為核心的可編程電控裝置，驅動系統(tǒng)采用調速型液力偶合器和行星齒輪減速器[7]。目前，我國煤礦井下用帶式輸送機的主要技術特征指標如表1-2[7]所示。表1-2

國內可伸縮帶式輸送機的主要技術指標Tab.1-2

Themaintechnicalparametersofthebeltconveyerinchina主參數(shù)順槽可伸縮帶式輸送機運距/m1000～2000帶速/m.s-12～3.5輸送量/t.h-1800～1800驅動總功率/kW250～7501.2可伸縮帶式輸送機的分類和總體分析可伸縮帶式輸送機以輸送帶做牽引機構，同時又是承載構件。整個輸送帶支承在托輥上，并且繞過驅動滾筒和張緊滾筒，驅動滾筒利用摩擦帶動輸送帶，以完成物料輸送?？缮炜s帶式輸送機按機身結構可分為：繩架吊掛式、繩架落地式、鋼架吊掛式、鋼架落地式；按運行功能分類：近水平式、緩傾斜式；按傳動方式分：單電動機傳動、雙電動機傳動、三電動機傳動?？缮炜s帶式輸送機的系統(tǒng)設計可以從動力系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)、操縱和控制系統(tǒng)等系統(tǒng)進行設計。動力系統(tǒng)：動力系統(tǒng)包括動力機及其配套裝置，是機械系統(tǒng)的動力源?？缮炜s帶式輸送機的動力源可由電動機或電動滾筒提供。傳動系統(tǒng)：傳動系統(tǒng)是把動力機的動力和運動傳遞給執(zhí)行系統(tǒng)的中間裝置。可伸縮帶式輸送機的傳動系統(tǒng)主要由減速器或電動滾筒中的減速機構和滾筒體來實現(xiàn)的。執(zhí)行系統(tǒng)：執(zhí)行系統(tǒng)包括機械的執(zhí)行機構和執(zhí)行構件?？缮炜s帶式輸送機的執(zhí)行系統(tǒng)可包括儲帶裝置的各執(zhí)行構件，輸送帶，托輥，清掃器，拉緊裝置，輸送帶收斂裝置，機尾移動裝置、制動裝置等操縱和控制系統(tǒng)：操縱和控制系統(tǒng)都是為了使動力系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)彼此協(xié)調運行，并準確可靠的地完成整機功能的裝置?？缮炜s帶式輸送機的操縱和控制系統(tǒng)主要由保護裝置及電機和液壓裝置等的控制裝置組成。1.3可伸縮帶式輸送機設計的意義和設計的內容1.3.1設計的意義由于采煤機械化的不斷發(fā)展，采煤工作面的推進速度越來越快，這就要求順槽運輸設備能夠比較迅速的伸長或縮短。而原有的順槽運輸設備拆裝麻煩，且花費的時間在總的采煤時間中所占的比重大，影響了采煤生產力的進一步提高，可伸縮帶式輸送機就是為了適應采煤工作面快速推進而設計制造出來的一種順槽運輸設備?？缮炜s帶式輸送機與順槽橋式轉載機以及工作面刮板輸送機組成了綜合機械化采煤工作面的配套設備，并已成為我國煤礦綜合機械化采煤工作面的配套設備之一。1.3.2設計主要進行的內容本次設計主要進行以下設計內容：翻閱資料，查看相關市場現(xiàn)有的產品；對比各方案并對可伸縮原理進行選擇，可伸縮帶式輸送機各零部件的結構介紹和選擇，輸送帶和托輥的選擇及相關計算；電動滾筒類型的選擇、功率的計算、以及各組成零件的選擇和相關計算；電動滾筒的效率和溫升的檢驗和計算。2可伸縮帶式輸送機的總體設計2.1可伸縮帶式輸送機總體結構的方案設計2.1.1可伸縮帶式輸送機的原理可伸縮帶式輸送機與普通帶式輸送機的工作原理一樣，都是以輸送帶作為牽引承載機構的連續(xù)運輸設備，它與普通帶式輸送機相比增加了儲帶裝置和輸送帶收放裝置等，當游動小車向機尾一端移動時，膠帶進入儲帶裝置內，機尾回縮；反之則機尾延伸，因而使輸送機具有可伸縮的性能?？缮炜s帶式輸送機結構原理及其組成部分如圖2-1所示：圖2-1可伸縮帶式輸送機原理圖Fig.2-1Theextensiblebeltconveyor’sschematicdiagram1-機尾部2-中間機身3-托輥4-輸送帶5-機頭部6-清掃器7-機尾移動裝置8-移動小車9-儲帶裝置10-驅動滾筒2.1.2可伸縮帶式輸送機總體選型依據帶式輸送機的井下工作的具體條件，選鋼架落地式可伸縮帶式輸送機。鋼架落地可伸縮帶式輸送機的整機結構特點：1）H形支架選擇鑄件制造，H形支架采用鉸接以滿足快速安裝與快速拆卸的要求，H形支架坐落在巷道底板上。2）上托輥為鉸接式的槽形托輥，槽形角為30度，用螺栓連接在H形支架上。3）下托輥架設在H形支架的凹槽內，凹槽有3個，可以調節(jié)托輥的位置，防止輸送帶跑偏。4）H形支架兩柱中心寬度隨輸送帶的寬度而異。本設計選1586mm。鋼架落地式可伸縮帶式輸送機拆裝方便，機身強度大，運行平穩(wěn)，適用于無淋水和無底鼓的巷道。2.1.3可伸縮帶式輸送機的結構選擇與設計可伸縮帶式輸送機由機頭部、儲帶裝置、中間機身部、機尾部、托輥、輸送帶、清掃器、制動裝置和保護裝置等部件組成。2.1.3.1機頭部機頭部是帶式輸送機的驅動部分，它由傳動卷筒、減速器、液力聯(lián)軸器、機架、卸載滾筒、清掃器組成。電機通過液力聯(lián)軸器、減速器分別傳遞轉距給兩個傳動滾筒。本設計從節(jié)省設計空間的角度，選擇電動滾筒做驅動裝置。機架為焊接結構，用螺栓組裝，機頭傳動裝置所有的零部件均安裝在機架上。當水平鋪設輸送距離小于500mm時采用一組傳動裝置；大于500mm時，采用兩組傳動裝置。本設計中選用兩組傳動裝置。（1）機頭架與卸載滾筒圖2-2卸載滾筒Fig.2-2Theunloadingdrum可伸縮帶式輸送機的機頭架是由型鋼焊接而成的機構件，在它前端是卸載臂，裝有卸載滾筒，傳動裝置安裝在后部框架內。機頭最前部有外伸的卸載臂，由卸載滾筒（如圖2-2所示）和伸出架組成，滾筒安裝在伸出架上，其軸線位置可通過軸承兩側的螺栓進行調節(jié)，以調整膠帶在機頭部的跑偏，在卸載滾筒的下部裝有清掃器，由于清掃器刮板緊壓在膠帶上，故可除去粘附著的碎煤。并使用帶式逆止器以防止停車時膠帶倒轉。卸載臂根據結構不同有兩種形式。整體卸載臂：結構簡單用于小型輸送機。分解卸載臂：有些較大型的帶式輸送機，為縮小安裝與拆卸運輸?shù)捏w積，減輕運輸?shù)闹亓?，把卸載臂作成可分解型式。本設計選用整體卸載臂。（2）驅動裝置1)驅動裝置的布置形式對于帶式輸送機驅動滾筒位置的選擇，應有如下要求：努力使膠帶所受張力最小，并力求所需的牽引力和張緊力較小，這樣可使膠帶和拉緊裝置的尺寸、重量最小，并減小運行阻力、降低能量消耗、減小膠帶和改向滾筒的磨損。通常，驅動裝置布置在輸送機的機頭和機尾的若干滾筒上（必要時還可布置到中間傳動滾筒上）。在上運輸送機上，如果沒有安裝中間驅動，則通過將全部驅動裝置布置在頭部而得到最小輸送帶張力。本設計依據前人的設計經驗選擇驅動裝置布置在頭部的布置形式。2）驅動裝置的選擇目前國內外用于帶式輸送機上的驅動裝置大致有以下幾種。前三種屬外部驅動，后兩種屬內部驅動。①電動機-聯(lián)軸器-圓柱齒輪減速器（或渦輪減速器）-聯(lián)軸器-傳動滾筒②電動機-聯(lián)軸器-行星齒輪減速器-聯(lián)軸器-傳動滾筒。③電動機-聯(lián)軸器-上置式齒輪減速器-鏈傳動-傳動滾筒④油（風）冷電動滾筒⑤齒輪傳動滾筒綜合分析比較一下五種驅動裝置的優(yōu)缺點，總的來看，第1和第2種屬常規(guī)的外置式減速器，體積和重量大，結構亦較復雜。第2種外形尺寸雖然比第1種小，但結構比較復雜。第4和5種驅動裝置是將減速器或將電動機、減速器一起布置在傳動滾筒內部，這樣設計使整套驅動裝置的體積大大減小，結構顯得緊湊，重量也輕。第3驅動裝置介于前四種之間。這種方案只適用于中小功率的驅動裝置。本設計預計選用油冷電動滾筒。2.1.3.2儲帶裝置（1）儲帶裝置的傳動系統(tǒng)及其結構的選擇1）儲帶裝置的傳動系統(tǒng)儲帶裝置用以在短期內儲存縮短輸送機多余的輸送帶，或補充延長輸送機所需要的輸送帶。①可伸縮帶式輸送機儲帶裝置采用移動滾筒折返的方法進行儲帶②在回采工作面，當轉載機移動到極限位置后，拆去帶式輸送機機尾處的中間架，將機尾向前移動。與此同時，開動儲帶裝置牽引小車，牽引小車向右移動，將縮機尾多余的輸送帶儲存在儲帶倉內，待移動小車到極限位置后，從儲帶倉拆去一段輸送帶，將移動小車返回左側位置，重新儲帶。③在掘進工作面延長帶式輸送機機尾時，松開牽引絞車，移動小車向左移動，將儲存的輸送帶補充到延長的機尾，移動小車到極限位置后，再補充一段輸送帶。本設計的可伸縮帶式輸送機伸縮長度參數(shù)為50m，可選擇兩次折返儲帶裝置。2）儲帶裝置的結構選擇儲帶裝置是用槽鋼和角鋼焊接成的構件，再組成若干的箱形框架結構，由儲帶轉向架，儲帶倉，托帶小車，移動小車和張緊裝置組成。倉內有供2個小車行走用的軌跡，改變儲帶倉的長度，可以改變儲帶的長度。一般的儲帶倉每節(jié)長度為3m，在兩次折返的儲帶裝置中，安裝7節(jié)可儲帶50m。本設計就按此選擇。①儲帶轉向架儲帶轉向架緊接在機頭架的后部，有若干個固定換向滾筒和若干個壓緊滾筒組成。本設計使用了2個換向滾筒，2個壓緊滾筒。②拖帶小車圖2-3拖帶小車Fig.2-3Thetowingtrolley1-車輪2-托輥3-車架拖帶小車又稱游走小車，其上設有若干托輥，用以承托迂回、折返的輸送帶，在儲帶轉向架與移動小車之間游動，避免多層折返輸送帶垂度過大而引起上、下層輸送帶間的拍打和摩擦。拖帶小車由車輪、托輥和車架組成。③移動小車：ⅰ移動小車是供儲存輸送帶迂回、折返和儲存或釋放輸送帶的移動裝置。ⅱ移動小車上設有改向滾筒，改向滾筒的數(shù)量確定輸送帶迂回、折返的次數(shù)。輸送帶迂回、折返兩次，常選用的改向滾筒為兩個。ⅲ為了避免迂回、折返輸送帶的干擾，移動小車上設有托輥。ⅳ小車前后下部設有兩對車輪，供小車在軌道上行走。ⅴ小車的后部設有滑輪組，供鋼絲繩或圓環(huán)鏈牽引。ⅵ另設有內、外爬鉤用以防止小車脫軌。圖2-4移動小車Fig.2-4Themobilecar（2）張緊裝置根據帶式輸送機摩擦傳動原理可知，為了保證帶式輸送機正常運轉，必須使輸送帶在傳動滾筒的分離點處具有一定的張力，該張力的大小由張緊裝置來調節(jié)。因此，對張緊裝置的要求是能測出輸送帶張力并能自動調節(jié)張力的大小，以保持輸送帶在傳動滾筒分離點處具有合適的預緊力。張緊裝置的作用是使輸送帶達到必要的張力，以免在驅動滾筒上打滑，并使輸送帶在托輥間的撓度保證在規(guī)定范圍內。包含的類型有垂直重垂拉緊裝置、重垂車式拉緊裝置、固定絞車拉緊裝置

、動絞車拉緊裝置、液壓自動拉緊裝置等?？梢圆捎靡簤簭埦o裝置，液壓張緊裝置由框架、千斤頂、牽引鏈、推移杠桿和推移導軌等部件組成?？蚣芄潭ㄔ趦}后部，推移杠桿中間和千斤頂活塞桿連接，兩側通過鏈卡頭與牽引鏈連結，杠桿下部在導軌內移動。牽引鏈繞過移動小車和鏈輪，當操作千斤頂活塞桿前進時，移動小車隨之張緊。本設計由于采用的具體結構也可由拉移動小車的液壓絞車充當張緊裝置。液壓張緊裝置的執(zhí)行機構為液壓絞車。液壓絞車結構緊湊、拉力大，比起電動絞車有很大的優(yōu)越性。液壓絞車在常態(tài)下是液壓閉鎖制動的，即在失壓時能可靠的保持張緊力，在皮帶機正常運行時能保持張力恒定。當需調整張力時，泵站啟動向液壓馬達供油，即可迅速的改變液壓絞車的張力。液壓絞車可以直接安裝在收放帶機架上，也可以另外設置基礎。因體積小巧，不需為液壓張緊絞車另設巷道空間。（3）輸送帶收斂裝置這款可伸縮帶式輸送機的輸送帶收斂裝置借鑒了一些現(xiàn)有的成型的設計，采用獨立的收斂裝置，利用液壓原理實現(xiàn)卷帶。收斂過程由一個液壓缸和三個液壓夾完成的，利用液壓缸和液壓夾的夾緊狀態(tài)與松狀態(tài)的配合實現(xiàn)將皮帶拉出，然后將皮帶割斷再利用液壓卷帶裝置卷帶，實現(xiàn)輸送帶的收斂。液壓收放帶裝置解決了順槽伸縮皮帶機快速訂扣和自動成卷收帶兩大問題。該裝置由液壓驅動，操作手動換向閥實現(xiàn)各個動作，具備的功能有：皮帶接頭自動拖拉到位，快速取出儲帶倉內的皮帶及重新訂制皮帶接頭，這些動作是在收放帶機架內進行的。首先，需把皮帶接頭停預定位置，若接頭不在預定位置，可由液壓移動夾帶機構拖動皮帶接頭至預定位置。收放帶機架兩端安裝有固定夾帶機構，拆開皮帶接頭前，把接頭兩端夾住，防止皮帶跑掉。夾帶機構由油缸實現(xiàn)夾帶，快速可靠。由移動夾帶機構和固定夾帶機構配合可把接頭處的皮帶拉松。拉松的皮帶可以進行訂制，也可以送入卷帶裝置收帶。卷帶裝置由液壓馬達帶動，卷帶力大，速度可控。能把儲帶倉內的皮帶全部卷出。卷帶裝置可以實現(xiàn)90℃旋轉，把卷好的皮帶移出皮帶機架。（4）液壓訂扣機和液壓泵站液壓訂扣機：順槽伸縮皮帶機需要頻繁訂扣，在收放帶機架的中部設有專供訂扣機操作的平臺，使皮帶訂扣可以固定在此處進行。液壓收放帶裝置的泵站能直接向液壓訂扣機供油，在液壓力的作用下，訂扣能快速的自動完成。液壓泵站：液壓泵站是液壓自動張緊裝置的控制中心，所有動作的實現(xiàn)都是通過液壓泵站來完成的。液壓泵站采用立式電機結構，液壓泵置于油箱中，操縱閥在泵站的正面和人的操作高度一致，有明確的操作指示，并有保護罩，電控換向閥部件密封在背后的箱體內。液壓泵站由電控箱控制，可完成手動和自動的操作模式，泵站的各種手動換向閥可控制各個動作，實現(xiàn)收放帶的全部功能。在自動操作模式下，由電控箱直接控制泵站，實現(xiàn)張緊裝置的功能。把泵站的自動控制功能及相關的元部件去除即充為液壓收放帶裝置的液壓泵站；把泵站的手動換向閥去掉，即變?yōu)橐簤簭埦o裝置的液壓泵站。2.1.3.3中間機身中間架由無螺栓連接的快速可拆支架，由H型支架、平托輥和槽形托輥、調心托輥等組成，是機器的非固定部分?？缮炜s帶式輸送機的中間機身有：繩架吊掛式、繩架落地式、鋼架落地式、鋼架吊掛式和混合式。本設計預計選取鋼架落地式中間機身。2.1.3.4機尾部（1）機尾結構的選擇：①機尾由支柱、導軌、機尾滾筒、機尾架等部件組成。②支柱即是機尾的支架，又是機尾移動時的滑行裝置。③機尾滾筒與機頭卸載滾筒結構相似，有時直徑較小。滾筒軸的位置可借頂在滾筒軸承座上的調整螺栓進行調節(jié)，從而調節(jié)輸送帶的跑偏現(xiàn)象。④導軌下部用螺柱固定在支柱上，端部用柱銷與另一節(jié)導軌鉸接，以適應底板的高低不平。⑤為了緩沖貨載對輸送帶的沖擊，在機尾架上采用套有膠圈的槽形托輥，而且托輥的間距較小。（1）機尾移動裝置的選擇與設計帶式輸送機機尾的推動裝置有液壓和絞車牽引兩種。a液壓移動裝置①液壓移動裝置由液壓缸、操縱閥、圓弧鏈、鏈輪架和鏈輪等零部件組成。②液壓缸一端通過圓柱銷與機尾一側連接裝置連接，另一端通過圓弧鏈繞過兩個鏈輪與機尾另一側連接裝置連接，構成一個封閉環(huán)。③鏈輪架兩側分別通過2根錨固定在支柱上。④操作液壓缸桿縮回，就可移動機尾。⑤液壓缸所需的高壓液由泵站供給。b回柱絞車牽引裝置通過滑輪轉向，用慢速回柱絞車牽引機尾移動，一次移動距離大，設施簡單，目前應用的較多。本設計選用液壓移動裝置。2.1.3.5托輥和輸送帶a托輥的結構：帶式輸送機的托輥有槽形、平行托輥、調心托輥和緩沖托輥。槽形托輥（由2～5個輥子組成）支承承載分支，用以輸送散粒物料，一般由3個托輥組成，呈槽形，用以承托載貨輸送帶。調心托輥用以調整帶的橫向位置，避免跑偏。平行托輥為平形，用以承托回空輸送帶。緩沖托輥裝在機尾受料處，以減小物料對輸送帶的沖擊，托輥上套有膠圈或在托輥體上直接硫化一層橡膠。b輸送帶：輸送帶的結構最為簡易，它由橡膠制成的覆蓋膠，包裹在帶芯骨架的上下兩面，用隔離層黏接物，將覆蓋膠和帶芯粘合在一起。用戶可根據帶式輸送機的輸送高度、物料的種類、容量、輸送量、輸送長度等諸因素通過計算確定輸送機的布局以及所選用的膠帶寬度、帆布層數(shù)和膠帶厚度。本設計依據《煤礦安全規(guī)程》（1992年版）第115條中規(guī)定“膠帶輸送機應采用阻燃帶”。所以覆蓋膠選耐燃帶材料是氯丁二烯、丁苯橡膠和天然橡膠混煉而成的材料，還要加上阻燃劑。本設計帶芯選鋼絲繩芯。2.1.3.6清掃器帶式輸送機的清掃器分為板式清掃器和犁式清掃器。（1）板式清掃器安設在帶式輸送機機頭卸載滾筒下部的機頭架上，用以對卸載后殘留、粘集在輸送帶承載面的煤粉和污物進行清掃。板式清掃器又可分為彈簧式清掃器和重砣式清掃器，這兩種清掃器結構簡單，在各型帶式輸送機上得到廣泛應用。圖2-5彈簧清掃器Fig.2-5Thespingscavengingmachine1-刮板2-彈簧（2）犁式清掃器安設在帶式輸送機機尾滾筒的前部，用以清掃輸送帶非承載面的雜物，以免進入機尾滾筒。犁式刮板也是由兩層鋼板夾一層橡膠板組成，依據自身的重量壓在輸送帶的非承載面。為了伸、縮輸送帶，可以用懸吊器將梨板吊起。本設計依據具體情況分析選用板式清掃器。2.1.3.7制動裝置對于傾斜輸送物料的帶式輸送機，其平均傾角大于4度時，為防止有載停車時發(fā)生逆轉（上運時）或順滑（下運時）現(xiàn)象應設置制動器。目前有帶式逆止器、滾柱逆止器、液壓電磁閘瓦制動器和盤形制動器。帶式輸送機常用的制動裝置為液壓推桿閘瓦式制動裝置。圖2-6帶式逆止器圖2-7滾柱逆止器Fig.2-6ThebeltadversebrakeFig.2-7Therolleradversebrake1-輸送帶2-傳動滾筒3-逆止帶1-星輪2-外殼3-滾柱4-彈簧制動系統(tǒng)應用在正常制動和停電緊急制動時，制動裝置應滿足下列技術要求：（摘自ZBD93008-90）1）制動減加速度為0.1-0.3m/s。2）制動系統(tǒng)中制動裝置的制動力矩不得小于該輸送機所需的制動力矩1.5倍。3）頻繁制動（10次/小時）時溫度：液力制動：介質液溫不得超過85℃。機械摩擦制動：摩擦表面溫度不得超過150℃4）制動輪裝配后，外圓徑向跳動量不大于零件外圓允差的150﹪5）閘瓦式制動器裝配后，應保證閘瓦在松閘狀態(tài)下，閘瓦不接觸制動輪表面。制動時，閘瓦與制動輪的接觸面積不低于90﹪.本設計可選帶式逆止器。2.1.3.8卸料裝置帶式輸送機可采用端部滾筒卸料，也可以在中間任意點利用卸料小車或卸料擋板卸料。采用端部滾筒卸料不會產生附加阻力，適合于卸料點固定的場合。卸載小車可沿著導軌在輸送機縱向方向內移動，物料經卸料小車的上滾筒拋出，經導料漏斗向輸送機一側或兩側卸料。卸料擋板為平擋板或V型擋板，他不但可以適合在平托輥的輸送機上卸件貨，也可以向一側或兩側卸散貨。本設計采用滾筒卸料。2.1.3.9保護裝置可伸縮帶式輸送機的保護裝置主要有防跑偏保護裝置，打滑、低速、滿倉、斷帶保護裝置，煙霧保護裝置。防跑偏保護裝置可設置前傾側托輥、采用雙錐形滾筒、也可采用自動校正機尾滾筒、還可采用KFP-127/1A型防跑偏開關、也有用BMO-1000型帶式輸送機防跑偏保護裝置。打滑、低速、滿倉、斷帶保護裝置可采用切割盤、磁感應發(fā)生器。煙霧保護裝置可采用P3279礦用防爆型煙霧檢測器或BSY1-YW煙霧傳感器。2.1.4技術經濟性分析本設計從合適地選擇各零部件以實現(xiàn)整機運行效果的最優(yōu)的角度來設計。另外也考慮到了輸送性能的穩(wěn)定性和所占空間的體積等因素的影響，所以本設計所選的各結構均原理簡單，應用的效果好。而且各結構都有自身的優(yōu)勢和特點，如液壓張緊絞車體積小巧，不需要另設巷道，采用電動滾筒驅動大大地節(jié)省了空間等。本設計由于合理的選用了這些機構使得整機的性價比有所提高。2.2可伸縮帶式輸送機總體設計的相關計算本設計的可伸縮帶式輸送機的輸送量為500t/h,輸送物料褐煤的散碎密度γ為0.6-0.8t/m3，可伸縮帶式輸送機長500m，可伸縮長度為50m，水平運輸，靜堆積角ρ=30°物料的最大塊度的長尺寸為300mm。2.2.1初選輸送機帶速帶速是輸送機的重要參數(shù)，帶速的大小對帶式輸送機的尺寸、自重、造價和工作的平穩(wěn)性都有很大影響。因此，在設計帶式輸送機時，要從生產條件和實際情況出發(fā)來選擇帶速。選擇帶速時可參考如下幾點：（1）被輸送物料的特征：輸送耐磨性小、顆粒度不大、不怕破碎的物料時，宜選用較高帶速，即v=2-4m/s；輸送磨損性大，大塊度物料時，宜選擇低速，即v=1.25-2m/s；輸送散狀物料，速度過高容易揚起灰塵，污染周圍環(huán)境，一般取帶速在1m/s左右。（2）較長及水平的輸送機選擇較高帶速，傾角越大、機身越短，帶速應越低。（3）采用電動卸載小車時，帶速不宜超過3.15m/s，因為帶速過高會使物料來不及卸出。根據所要設計的輸送機的輸送量的要求為500t/h，及物料的性質查表1-25[3]初選輸送機帶速為2m/s。2.2.2帶寬的選擇和校核輸送帶的寬度的計算公式：(m)(2-1)式中——輸送帶的寬度，m；——輸送量，t/h；——物料的斷面系數(shù)，查表3-16[10]估取K=350；——輸送帶運行速度，m/s；——物料的散碎密度，t/m3；——傾角系數(shù)?！?m按物料的塊度進行教核B≥2amax+200(mm)(2-2)式中amax——物料的最大塊度的長尺寸，mm1000≥2×300+200=800經校核帶寬可選為1m，帶速也可選為2m/s。2.2.3托輥選擇和校核本設計依據表8-3[3]查得帶寬為1000mm的輸送機，平托輥長1150mm，托輥直徑D在范圍108~159mm內,可在108，133，159三個尺寸中選用，本設計選用直徑D為108mm。軸承可選用4G205或4G305，軸承座可選用沖壓座。由表8-23[3]中查得槽形托輥可選用參數(shù)D=133或108mm，本設計選D=133mm，槽形托輥長L=380mm,軸承可選用4G205或4G305，軸承座可選鑄鐵，本設計可選軸承4G205。外形尺寸:A=1290mm,E=1350mm,P=220mm,Q=170mm。本設計尾部滾筒中心線距緩沖托輥可選用1274mm，機頭部滾筒中心線距第一組托輥距離可選600mm。托輥間距的布置應保證膠帶在托輥間所產生的撓度盡可能的小，膠帶在托輥間的撓度值一般不超過托輥間距的25%，帶式輸送機上托輥的間距從表1-11[1]查得，根據散狀物料堆積密度為可取上托輥間距為1300mm。在裝載處的托輥間距應密集一些，一般取間距為300-600mm,本設計取450mm.而且必須選用緩沖托輥，下托輥間距可取2500-3000mm，或取為上托輥間距的2倍，本設計取2600mm。在有載分支每隔10組槽形托輥放置一組調心托輥，下分支每隔6-10組平行托輥放置一組調心托輥。本設計預選的電動卷筒為焊接結構的光面驅動滾筒，滾筒寬度要比b大些，一般按下式計算，輸送帶帶寬1000mm時，滾筒寬1150mm。支架寬度參考前人的設計尺寸初選1586mm。圖2-8物料和輸送帶作用在各輥子上的載荷Fig.2-8Thematerialandconveyorbeltfunctiononvariousrollaroundsload帶式輸送機的托輥載荷可以用不同的模型進行計算，而且各個輥子的受力情況也不相同，圖2-8為通常采用的物料和輸送帶作用在各輥子上的載荷，它是將物料和輸送帶的載荷的70%作用在中間輥子上，側托輥各15%。單個托輥的載荷可表示為：承載托輥：(2-3)回程托輥：(2-4)式中——托輥間距，m；——物料系數(shù)，對平行托輥組，對等長三輥槽形托輥組=0.7；——輸送帶系數(shù)，對平托輥組，對等長三輥槽形托輥組=0.4；——輸送帶的單位質量，kg/m，=34kg/m；——物料的單位質量，kg/m。（2-5）=500·1000/7200=69.444kg/m=(0.7·69.444+0.4·34)·1.3·9.8=792.566N根據初選的上托輥直徑mm和上托輥長mm從表8-5[3]查得托輥的承載能力為2.74kN。計算托輥實際承受載荷N遠遠小于托輥的承載能力2.74kN，所以校核合格?？梢赃x用處選型號的托輥。2.2.4初選輸送帶考慮到井下運輸?shù)奶厥鈼l件及工作環(huán)境，查表4-2[4]初選鋼絲繩芯輸送帶：規(guī)格ST2000，縱向拉伸強度2000N/mm，鋼絲繩最大直徑6.0mm，鋼絲繩間距12mm，帶厚20mm，每平方米質量34kg/m2,上覆蓋膠厚度8mm,下覆蓋膠厚度6mm,鋼絲繩根數(shù)為79根.2.2.5運行阻力的計算輸送機的圓周力表示為：(2-6)式中——主要阻力，N；——附加阻力，N；——傾斜阻力，N；——特種阻力，N。（1）主要阻力主要阻力為承載段和空載段托輥旋轉阻力，由托輥軸承和密封件摩擦產生，托輥軸承一旦進入贓物此阻力即加大。(2-7)式中——區(qū)段上的模擬摩擦系數(shù)，通常取0.02作為基本估計?！獛捷斔蜋C的長度，m；——重力加速度，N/kg；——承載托輥單位質量，kg/m；；查表8-42[3]槽形托輥旋轉部分質量19.9kg；（kg/m）——回程托輥單位質量，kg/m；；查表8-42[3]得平行托輥旋轉部分質量12.8kg；(kg/m)——輸送帶單位質量，kg；——物料的單位質量，kg；——輸送機區(qū)段的平均傾角本設計中=0.02·500·9.8[19.9/1.3+12.8/2.6+（2·34+69.444）cos0°]=10·9.8[15.3+4.923+137.444×0.9848]=98×155.5779=15246.634N（2）附加阻力附加阻力包括：加料段的慣性阻力及物料與輸送帶間的摩擦阻力，物料與導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非傳動滾筒的軸承阻力。附加阻力的總和以系數(shù)C加以考慮(2-8)(2-9)本設計取裝料系數(shù)約為0.7~1.1，而且附加阻力中所占比例較小時，系數(shù)可由表2-4[4]給出，根據輸送機的長度為500m選取等于1.2N（3）傾斜阻力傾斜阻力表示為(2-10)式中——物料提升高度；m。本設計取為零。（4）特種阻力特種阻力并不是出現(xiàn)在所有的輸送機上。僅產生于特殊布置的輸送機及區(qū)段上。特種阻力包括：托輥前傾摩擦阻力，物料與導料板間的摩擦阻力，卸料器的刮板阻力。本設計可以特種阻力為零考慮。因此=15246.634+3049.327=18295.961N2.2.6輸送帶張力的計算2.2.6.1計算輸送帶張力的理論依據（1）歐拉定理驅動滾筒力的分析如圖所示：圖2-9驅動滾筒力的分析Fig.2-9Theforceanalysisofdrivingdrum根據各力的平衡可得出著名的歐拉公式（2-11）式中——輸送帶緊邊拉力，N；——輸送帶松邊拉力，N；——輸送帶同傳動滾筒的摩擦系數(shù)；——輸送帶在傳動滾筒上的包角。上式推導如下，設滾筒的圓周力為，則根據力矩原理得：（2-12）（2-13）在角內取一微分單元的輸送帶來進行分析。設N為滾筒的反作用力，則推得：（2-14）則可推得：（2-15）（2）逐點計算原理帶式輸送機的拉力各點不盡相同，原因是各點產生的阻力不同，阻力是逐漸增加的。顯然，最大拉力產生在傳動滾筒的趨入點外，而最小拉力卻不能固定。輸送帶上某點的拉力應等于前一點拉力加上到此點拉力的阻力之和，即：（2-16）為了方便計算，我們可令承載段的總阻力之和為,令回程段的總拉力之和為，如圖圖2-10輸送帶拉力示意圖Fig.2-10Theschematicdiagramofconveyorbelt’stension這時有（2-17）（2-18）（2-19）（2-20）（2-21）由此可解出各點拉力。2.2.6.2膠帶張力的計算輸送帶的張力的計算：輸送帶的張力是按逐點計算法計算。但由于帶式輸送機是靠摩擦傳遞牽引力，故輸送帶的張力應滿足傳遞所需牽引力和摩擦條件的要求；另一方面，為了保證輸送帶平穩(wěn)運行，要求輸送帶在兩托輥間的垂度不超過允許值。因此用逐點計算法計算輸送帶各點張力時，必須同時滿足上述兩個要求。本設計的傳動示意圖2-11如下：圖2-11可伸縮帶式輸送機傳動示意圖Fig.2-11Theschematicdiagramoftheextensiblebeltconveyor’stransmissiona-卸載滾筒b-驅動滾筒c-儲帶和張緊裝置d-機尾=（34+4.923）×9.8×5×0.035cos0°-34×9.8×5×sin0°=66.753N其中初取5m，為依據本設計所選托輥軸承為滾動軸承在表3-21[10]查得為0.035。=(34+4.923)×9.8×500×0.035×cos0°-34×9.8×500×sin0°=6675.295N其中L估取500m。=23275.392N其中根據托輥軸承的類型從表3-21[10]查得為0.04。設以為已知量，則考慮到摩擦有，則（N）（N），（N）(N)為了保證輸送帶不打滑，按尤拉公式：（2-22）則可計算式中——膠帶與滾筒的間摩擦系數(shù)，摩擦系數(shù)對驅動滾筒所能傳遞的牽引力有很大影響，而影響摩擦系數(shù)的因數(shù)很多但主要是輸送帶與驅動滾筒接觸材料、表面狀態(tài)以及工作條件，一般情況下，摩擦系數(shù)可按表3-14[10]選取，本設計采用光面驅動滾筒，則依據滾筒和輸送帶的材料選=0.2；——圍包角；本設計預取總圍包角400°?！嘤鳇c的張力，N；——分離點張力，N。則求得：N（N）根據垂度要求滿足垂度條件的重段輸送帶的最小張力：=5×(34+69.444)×1.3×9.8×cos0°=6589.383N顯然滿足要求。（N），（N），（N）（N）2.2.6.3膠帶安全系數(shù)的驗算由輸送帶張力的計算可知輸送帶的最大張力為，求得安全系數(shù)m得：（2-23）式中——膠帶斷裂強度，N/mm；——膠帶最大張力，N。因此m﹥7，故符合要求。3驅動裝置的結構的選擇與設計3.1電動滾筒的概述3.1.1電動滾筒的分類本設計預計選用電動滾筒用做驅動裝置。電動滾筒是一種將電機和減速器共同置于滾筒體內部的新型驅動裝置。它主要應用于固定式和移動式帶式輸送機、替代傳統(tǒng)的電動機，減速器在驅動滾筒之外的分離式驅動裝置。依據電機的冷卻方式不同可將電動滾筒分為三類：風冷式電動滾筒：這種電動滾筒的特點是電動機不用油液冷卻，靠傳導、輻射和風的對流，又可分為強制風冷和自然風冷兩種。油冷式電動滾筒：這種電動滾筒也稱為間接油冷式電動滾筒。電動滾筒內有一定的冷卻油液，由于滾筒體不停地旋轉，筒體上刮油板將油液不停地澆到電動機和齒輪上，帶走電動機和齒輪工作時產生的熱量，把熱量傳遞到滾筒體壁上，加速電機散熱，并對齒輪產生潤滑作用。油冷式電動滾筒的關鍵是電動機內部不允許進入油液。油浸式電動滾筒：油浸式電動滾筒也叫直接油冷式電動滾筒，這類型的電動滾筒允許油液進入電動機內部，直接與電動機轉子和定子繞組接觸，將它們工作時產生的熱量靠滾筒體不斷地旋轉而傳遞到滾筒體內壁。這種結構的散熱效果較好，但對潤滑油和電動機的質量相對要求也較高。本設計依據各自電動滾筒的優(yōu)點和適用范圍，選用浸油式電動滾筒。3.1.2電動滾筒的典型結構介紹（1）電動機因為電動滾筒要求長時間連續(xù)工作，并且能在有負荷情況下啟動；所以要求電動機為連續(xù)工作制，并且要求電動機有較大的啟動轉矩，而且又要求電動機的啟動電流不要太大。鑒于此，選用籠型三相異步電動機最為合適。就目前的使用情況看，電動滾筒中使用的電動機絕大多數(shù)為標準Y系列電動機，只是殼體及固定形式與與普通Y系列電動機有所不同。正確選擇電動機額定功率的原則：在電動機能夠勝任機械負荷要求的前提下，最經濟、最合理地決定電動機的功率。決定電動機的功率時，要考慮電動機的發(fā)熱、允許過載能力和啟動性能三方面的因素。其中，發(fā)熱問題最重要。（2）傳動機構a漸開線齒輪平行軸定軸傳動機構平行軸定軸傳動機構是電動滾筒最常見的傳動方式。由于漸開線齒輪傳動具有機械效率高、傳動平穩(wěn)、便于設計傳動比、便于調整齒輪副中心距、承載能力高、傳遞轉矩大、便于加工制造成本低等優(yōu)點，所以在電動滾筒傳動機構中，應用十分普遍。b漸開線行星齒輪傳動應用在電動滾筒傳動裝置中的行星齒輪傳動形式很多，在大功率和小功率電動滾筒中均有應用。目前常用的有NGW型傳動機構和WW型嚙合形式的傳動機構。c擺線針輪行星傳動擺線針輪行星傳動裝置是電動滾筒中使用較為普遍的傳動機構，尤其在中型電動滾筒中使用最多。此外，還有差動輪系機構，諧波齒輪傳動和變速軸承傳動等。本設計預計選用漸開線行星齒輪傳動機構。（3）電動滾筒中的主要零部件盡管電動滾筒的結構形式多種多樣，但是他們的主要零部件基本相同。大致可以歸納為：電動機、減速裝置、滾筒體、右軸（或稱前軸）、左軸(或稱后軸)、端蓋、支座等主要零件以及軸承、密封圈、固定件等標準件。3.2電動滾筒的具體機構設計和尺寸說明3.2.1電動滾筒功率的計算本設計的輸送機長為500m,可儲帶長度50m,帶速2m/s，水平輸送，輸送量500t/h,帶寬為1m的可伸縮帶式輸送機。這里要對驅動裝置進行設計，首先需要計算電動滾筒的功率。電動滾筒功率的計算公式較多，各公式均由于設計者對各參數(shù)的取值不同帶來一定的偏差，但總的來說區(qū)別并不是很大。這里我選用一個計算比較簡單的公式[9]進行計算：（kw）(3-1)式中——輸送機長度，m；——輸送帶寬，mm；——物料垂直提升高度,m；——輸送量,t/h。kw所以輸送機所需的電機功率表達式為(kw)(3-2)式中——電機功率，kw；——輸送機所需的軸功率,kw；——總機械效率。由于電動滾筒比一般傳動滾筒的傳動機構少了兩個聯(lián)軸器，因此考慮總效率η時，只需考慮電動滾筒機械效率η1和滾筒表面效率η2。動滾筒的機械效率通常在0.92-0.94之間，這里??；滾筒表面效率之值根據其表面效率情況而定：采用光表滾筒時，；采用膠表滾筒時，。則總的傳動效率η對于光表滾筒；對于膠表滾筒。則本設計輸送機所需的軸功率為：kw由于一般生產單位均用三相電源，故無特殊要求時都采用三相交流電動機。依據此功率查表12-1[3]可以選用Y250M-6電動機，Y250M-6電動機的參數(shù)如下：額定功率：37kw，額定轉速為n=980r.min-1，額定電流I=72A效率90.8﹪功率因數(shù)cos?=0.86啟動電流（額定電流）I=6.5A啟動轉距（額定轉距）M=1.8N.m轉動慣量0.834kg.m2質量400kg。圖3-1電機外裝尺寸示意圖Fig.3-1Theschematicdiagramofthemotor’sinstallationmm，mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm，或。mm，mm或mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm?？紤]到電動機在電動滾筒中的各尺寸有變化，所以在電動滾筒中電動機的各尺寸依據電動機的外形尺寸取為：mm，直徑方向尺寸530mm，兩端支撐軸徑取為75mm，此處軸承可選用深溝球軸承，依據選軸承型號為6315，mm，mm。由于受結構空間限制，要求外伸軸徑帶有花鍵，直接連接齒輪。本設計電機需依據設計要求定做。3.2.2電動滾筒齒輪傳動計算3.2.2.1本設計所選傳動示意圖3-2圖3-2NGW型行星傳動示意圖Fig.3-2TheschematicdiagramoftheNWGplanetarytransmission3.2.2.2齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定太陽輪和行星輪材料為42CrMo，滲碳淬火，硬度為56~62HBC。試驗齒輪的接觸疲勞極限N/mm2（見表6-9[9]）試驗齒輪的彎曲疲勞極限N/mm2（見表6-2[9]）齒形為漸開線直齒。最終加工為磨齒，精度為7級。內齒圈材料40Cr鋼，表面淬火處理，表面硬度為50~55HRC。試驗齒輪表面接觸疲勞極限N/mm2（見圖5-9a[20]）試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限N/mm2（見圖5-9b[20]）齒形的最終加工為插齒，精度為8級。3.2.2.3傳動比及傳動比的分配（1）總傳動比(3-3)式中——電動機額定轉速,r/min；——帶速,m/s；——直徑,m；依據前人設計經驗初選1m。減速器的總傳動比：根據值，采用二級NGW型行星減速器（2）傳動比的分配：分配原則是各級傳動等強度和獲得最小的外型尺寸，在NGW型兩級行星齒輪傳動中，用角標表示高速級，表示低速級參數(shù)。已知高速級與低速級外嚙合齒輪材料、齒面硬度相同，且；取行星輪數(shù)目CS=3;齒面工作硬化系數(shù)；低速級內齒輪分度圓直徑與高速級內齒輪分度圓直徑之比值以B表示，通常??；取載荷不均系數(shù)；取齒寬系數(shù)。因為通常動載系數(shù)、接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù)及接觸強度計算的壽命系數(shù)的三項比值的乘積等于1.8~2.0，故取。所以由公式(3-4)再使用圖6-9[9]，即可查出NGW型兩級行星齒輪傳動的傳動比分配，圖中及分別為高速級及總的傳動比，如果最后標得的E值大于6，則取E=6。此設計，由圖表6-9[9]查得則3.2.2.4高速級計算（1）配齒計算由表3-2[21]可查得行星齒輪傳動比及各輪齒數(shù)：，，，。這些符合取質數(shù)，不是整數(shù)、不是整數(shù)，且及無公約的NGW型配齒要求。由于電動滾筒的特殊結構要求，電動滾筒的內嚙合一般只采用高變位。電動滾筒的高變位的變位系數(shù)一般在0.3~0.6之間選取。所以本設計的齒輪采用高變位，又因，所以太陽輪取正變位，行星輪和內齒輪取負變位，依據前人經驗可以取，。（2）按接觸強度初算A-C傳動的中心距和模數(shù)輸入轉矩（N/m）（3-5）因傳動中有一個或兩個基本構件浮動作為均載機構，又由精度要求，可以取載荷不均系數(shù)。在一對A-C傳動中，小齒輪（太陽輪）傳遞的扭距(N/m)因為全為硬齒面的外嚙合，在對稱、中等沖擊載荷時：七級精度，使用的綜合系數(shù)；8級精度，取?？紤]到電動滾筒加工和使用的實際條件，一般取。齒數(shù)比（3-6）齒寬系數(shù)，GB10090-88規(guī)定：0.22、0.25、0.3、0.35、0.4、0.45、0.5、0.6。本設計暫取0.3。按接觸強度初算中心距公式（mm）（3-7）計算中心距（mm）模數(shù)（3-8）（3）計算A-C傳動的實際中心距和嚙合角取模數(shù)mm,則實際中心距為mm（3-9）因為是直齒輪高變位，則得所以（4）計算C-B傳動的中心距和嚙合角實際中心距：mm因為中心距變動系數(shù)，所以嚙合角。（5）幾何尺寸計算按高變位齒輪傳動的幾何計算A、B、C三輪的幾何尺寸。1）分度圓直徑（mm）(mm)（3-10）(mm)2)齒頂高（mm）(mm)（3-11）式中；（mm）3）齒根高（mm）（mm）（3-12）（mm）4）齒高(mm)(mm)（3-13）(mm)5)齒頂圓直徑(mm)(mm)（3-14）(mm)6）齒根圓直徑(mm)(mm)（3-15）(mm)（6）驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度強度計算所用公式同定軸線齒輪傳動，但確定和所用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度（3-16）則根據齒輪的精度等級從表6-7[9]查得計算公式：動載系數(shù)（3-17）速度系數(shù)由表6-11[9]查得。1）確定計算公式中的其它系數(shù)使用系數(shù)根據原動機和工作機工作特性從表8-20[17]中查得，齒間載荷分布系數(shù)、：彎曲強度計算時，（3-18）接觸強度計算時，（3-19）式中及——齒輪相對于行星架的圓周速度及大齒輪齒面硬度HB2對及的影響系數(shù)，及按表6-29[9]選取，取?！X寬和行星輪數(shù)目對及的影響系數(shù)。對于圓柱直齒或人字齒輪行星傳動，如果行星架剛性好，行星輪對稱布置或行星輪采用調位軸承，則使太陽輪和行星輪的軸線偏斜可以忽略不計，值可查。（3-20）由圖6-10[9]查得，則由公式和計算公式求得：求齒間載荷分配系數(shù)及，先求端面重合度：（3-21）式中則=1.6708因為是直齒輪，總重合度，當時，。所以節(jié)點區(qū)域系數(shù)：（3-22）式中（3-23）（3-24）所以彈性系數(shù)：（3-25）式中——彈性模量，鋼N/mm2——泊桑比，鋼和鐵均為0.3。N/mm2接觸強度計算的重合度系數(shù)：（3-26）接觸強度計算的螺旋角系數(shù)：（3-27）接觸強度計算的壽命系數(shù)，按電動滾筒使用壽命36000h、齒輪平均轉速為500r/min，齒輪每轉一圈齒輪同一側齒面的嚙合次數(shù)。則齒輪的當量循環(huán)次數(shù)。（3-28）所以電動滾筒計算齒輪強度時，均取。最小安全系數(shù)，對一般的通用機械齒輪，中等可靠度要求，取。潤滑劑系數(shù)，考慮用N46（30號）機械油作為潤滑冷卻劑，按表6-10[9]取。粗糙度系數(shù)，按表6-12[9]，取。齒面工作硬度化系數(shù)，電動滾筒中的高速級全是硬齒面齒輪，故。接觸強度計算的尺寸系數(shù)，一般均取=1。2）A-C傳動接觸強度驗算計算接觸應力，由式6-6[9]計算得：（3-29）式中——端面內分度圓上的名義切向力，——齒寬，可代入公式進行計算(N/mm2)計算許用接觸應力，按式6-13[9]（3-30）及強度條件（3-31）則（3-32）N/mm2計算結果，接觸強度通過。太陽輪和行星輪材料為42CrMo，滲碳淬火，硬度為56~62HBC。試驗齒輪的接觸疲勞極限N/mm2，可滿足要求。3）A-C傳動彎曲強度驗算按式6-15[9]齒根應力為（N/mm2）（3-33）式中——齒輪系數(shù)，由圖6-5[9]查取為，；——應力修正系數(shù)，由圖6-6[9]查取為，；——彎曲強度計算的重合度系數(shù)，對端面重合度的齒輪，可按下式計算：（3-34）——彎曲強度計算的螺旋角系數(shù)，因為是直齒，取。（N/mm2）考慮到行星輪輪齒受力可能出現(xiàn)不均性，齒根最大應力：（N/mm2）（3-35）由強度條件（3-36）即（3-37）式中通常取1.4，通常取2.0。則（N/mm2）選用的材料為42CrMo，滲碳淬火，硬度為56~62HBC。試驗齒輪的彎曲疲勞極限N/mm2，可滿足要求。（7）驗算C-B傳動的接觸強度和彎曲強度1）根據A-C傳動的來確定C-B傳動的接觸應力，因為C–B傳動為內嚙合，所以（N/mm2）2)核算內齒輪材料的接觸疲勞極限由，按式6-13[9]有（N/mm2）內齒圈材料40Cr鋼，表面淬火處理，表面硬度為50~55HRC，試驗齒輪表面接觸疲勞極限N/mm2，所以接觸強度符合要求。3）彎曲強度的驗算只對內齒輪進行驗算，按式6-15[9]計算齒根應力，其大小和A-C傳動的外嚙合一樣，即N/mm2，N/mm2由強度條件得（N/mm2）選的材料內齒圈為40Cr鋼，表面淬火處理，表面硬度為50~55HRC，試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限太陽輪N/mm2，滿足要求。3.2.2.5低速級計算（1）配齒計算由高速級計算得，且低速級改為行星架固定，內齒輪輸出，仍按行星輪計算。，由表3-2[21]查得選用：，，，。符合取質數(shù)、不是整數(shù)、不是整數(shù)，且及無公約的NGW型配齒要求。而且不是質數(shù)，以便于加工。速比誤差：，采用高變位，由于實際的，所以采用太陽輪正變位，行星輪和內齒輪負變位，可取，。（2）按接觸強度初算A-C傳動的中心距和模數(shù)m低速級輸入扭距（Nm），可取載荷不均勻系數(shù)，在一對A-C輪傳動中，小輪（太陽輪）傳遞的轉距（Nm）可取綜合系數(shù)，齒數(shù)比。太陽輪和行星輪材料和高速級一樣，選用的材料為42CrMo，滲碳淬火，硬度為56~62HBC。試驗齒輪的接觸疲勞極限N/mm2，試驗齒輪的彎曲疲勞極限N/mm2。其性能不變。齒寬系數(shù)在低速級取。按式6-25[9]初算低速級中心距（mm）模數(shù)（3）計算A-C傳動的實際中心距和嚙合角取模數(shù)，則實際中心距(mm)因為直齒輪高變位，則實際中心距變動系數(shù)，則（4）計算C-B傳動的中心距和嚙合角實際中心距（mm）因為中心距變動系數(shù)（5）所以嚙合角。幾何尺寸的計算按高變位齒輪傳動計算A、C、B三輪的幾何尺寸1）分度圓直徑（mm）（mm）（mm）2）齒頂高（mm）（mm）（mm）式中（mm）3）齒根高（mm）（mm）（mm）4）齒高（mm）（mm）（mm）5）齒頂圓直徑（mm）（mm）（mm）6）齒根圓直徑（mm）（mm）（mm）（6）驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度按定軸線齒輪傳動的強度計算公式計算。1）確定計算公式中的系數(shù)原動機為電動機的帶式輸送機工作較平穩(wěn)，電動滾筒中取使用系數(shù)，按式6-26[9]計算行星輪架圓周速度：（m/s）由表6-11[9]查得速度系數(shù)，根據齒輪的精度等級從表6-7[9]查得計算公式：動載系數(shù)：，齒間載荷分布系數(shù)、，由式6-27[9]及6-28[9]：彎曲強度計算時，接觸強度計算時，式中及由表6-29[9]查取，取因由圖6-10[9]查得，所以，所以計算齒間載荷分布系數(shù)及，先求齒頂圓壓力角及端面重合度：因為是直齒輪，總重合度，當時，。所以節(jié)點區(qū)域系數(shù)，由高速級計算可知。計算彈性系數(shù)，由高速級計算可知接觸強度計算的重合度系數(shù)接觸強度計算的螺旋角系數(shù)確定接觸強度計算的壽命系數(shù)，因為當量循環(huán)次數(shù)，所以。最小安全系數(shù)，取。確定潤滑劑系數(shù)，考慮用N46（30號）機械油作為潤滑冷卻劑，按表6-10[9]取。粗糙度系數(shù)，按表6-12[9]，取。齒面工作硬化系數(shù)，為簡化計算取。接觸強度計算的尺寸系數(shù)，取。2）A-C傳動接觸強度驗算由式6-6[9]計算接觸應力=604.191（N/mm2）按式6-7[9]許用接觸應力及強度條件，則N/mm2計算結果，A-C傳動接觸強度通過。材料為42CrMo，滲碳淬火，硬度為56~62HBC。試驗齒輪的接觸疲勞極限N/mm2，符合要求。3）A-C傳動彎曲強度驗算按式6-15[9]，齒根應力（N/mm2）式中——齒輪系數(shù)，由圖6-5[9]根據齒數(shù)和變位系數(shù)查取為，；——應力修正系數(shù)，由圖6-6[9]根據齒數(shù)和變位系數(shù)查取為，；——彎曲強度計算的重合度系數(shù)，對端面重合度的齒輪，可按下式計算：——彎曲強度計算的螺旋角系數(shù)，因為是直齒，取。（N/mm2）考慮到行星輪輪齒受力可能出現(xiàn)不均性，齒根最大應力：（N/mm2）由強度條件即式中通常取1.4，通常取2.0。則（N/mm2）選用材料為42CrMo，滲碳淬火，硬度為56~62HBC，試驗齒輪的彎曲疲勞極限N/mm2，符合要求。（7）驗算低速級C-B傳動的接觸強度和彎曲強度1）根據A-C傳動的來確定C-B傳動的接觸應力因為C-B傳動為內嚙合，，所以（N/mm2）2)核算內齒輪材料的接觸疲勞極限由，按式6-7[9]有（N/mm2）因為內齒圈選用的材料40Cr鋼，表面淬火處理，表面硬度為50~55HRC。試驗齒輪表面接觸疲勞極限N/mm2，所以C-B傳動中的內齒輪彎曲強度也符合要求。3）彎曲強度的驗算只對內齒輪進行驗算，按式6-15[9]計算齒根應力，其大小和A-C傳動的外嚙合一樣，即N/mm2，N/mm2。由強度條件得N/mm2因為材料內齒圈材料40Cr鋼，表面淬火處理，表面硬度為50~55HRC。試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限太陽輪N/mm2，所以C-B傳動中的內齒輪彎曲強度也符合要求。3.2.3均載機構均載機構是使各行星輪均勻分擔載荷的機構，它可以降低載荷不均系數(shù)，具有提高承載能力、降低噪聲、提高運轉平穩(wěn)性、降低齒輪制造精度等優(yōu)點。（1）均載機構的選擇電動滾筒的高速級行星齒輪傳動和低速級行星齒輪傳動，采用基本構件浮動的均載機構，高速級是太陽輪浮動和行星架浮動組合的均載機構，這種組合浮動比單個構件浮動的均載效果好。行星輪通過雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器與低速級太陽輪相聯(lián)，由于是NGW型傳動，行星架自重較大，速度高時會產生大的離心力，影響浮動效果，所以設計時采用了太陽輪也浮動的組合結構，以使浮動效果較好。低速級行星齒輪傳動，采用行星架固定，單構件太陽輪浮動。太陽輪重量輕，慣性小、浮動靈敏，機構簡單，容易制造，通用性強，這樣還可以使帶動滾筒形成一剛性軸，改善了軸的受力和滾筒裝配工作。（2）齒輪聯(lián)軸器在行星齒輪傳動中，廣泛使用齒輪聯(lián)軸器來保證浮動機構中的的構件在受力不平衡時產生位移，以使各行星輪之間載荷分布均勻。為此高速級常采用單齒輪聯(lián)軸器。低速級采用雙齒輪聯(lián)軸器，由于太陽輪較大，則采用一端為內齒，一端為外齒的雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器。如果太陽輪尺寸較小，也可以采用兩端都為內齒套聯(lián)軸器，但不使用單齒輪聯(lián)軸器，因為后者不適宜用在兩個被連接件都浮動的場合。3.2.4齒輪聯(lián)軸器的設計計算計算低速級齒輪聯(lián)軸器：1）初算聯(lián)軸器齒輪節(jié)圓直徑、齒寬b、模數(shù)m。由式6-24[9]得（mm3）（3-38）式中T——傳遞扭距，N·m；——載荷不均系數(shù)，一般??；——使用系數(shù)，取即可；——齒輪載荷分布系數(shù)，可取；——壽命系數(shù)，根據加載循環(huán)次數(shù)而定，通常每開、停一次算一個加載循環(huán)，電動滾筒在允許的使用壽命之內，循環(huán)次數(shù)不大于1×105時，按雙向傳動，則，磨損壽命系數(shù)；——許用剪切應力，N/mm2；選45號鋼調質，取N/mm2。（mm3）當取mm時，（mm2）即：mm。取模數(shù)，可取齒數(shù)，則節(jié)圓直徑mm。2）校核齒側擠壓應力，以確定、和。內齒套直齒用式（3-39）式中——齒輪接觸徑向高度，用齒高代替。（mm）N/mm2圖3-3齒套長度、圓弧齒、鼓形齒示意圖Fig.3-3Thelengthofgearsleeve,Thecirculararctooth,Thecrowngear外齒軸齒輪因制成鼓形齒，用下式：（3-40）式中——鼓形圓弧半徑，取歪斜角，，（3-41）因（N/mm2）齒輪擠壓應力通過。則確定mm，mm,mm。3）齒輪聯(lián)軸器的其它幾何尺寸見表3-1

表3-1齒輪聯(lián)軸器幾何尺寸Tab.3-1Thegeometrysizeofgearcoupling項目及代號計算公式及單位外齒軸內齒套模數(shù)mm33齒數(shù)2929節(jié)圓直徑mm8787齒形角20°20°齒頂高mm齒根高外齒內齒齒高mm齒頂圓直徑mm齒根圓直徑mm齒寬mm5050齒寬系數(shù)0.570.57鼓形齒鼓形量mm鼓形圓弧半徑mm聯(lián)軸器長度mm聯(lián)軸器總長度mm內齒套壁厚mm注：①長為兩輪中心距，總長度公式加3mm，只加長內齒套寬度。②外齒輪齒頂圓直徑等于內齒輪根徑，配合為3.2.5行星輪結構和行星架結構（1）行星輪結構應保證行星輪輪緣寬度mm，行星輪齒寬和直徑的比值為：，硬齒面取較小值。圖3-4行星輪機構Fig.3-4Theplanetgearmechanism圖中a行星輪機構是一種結構緊湊、簡單又便于安裝的行星輪結構，一般用于低速級，彈簧擋圈裝在軸承內側，因而增大軸承間距，減小了行星輪傾斜，當載荷較小時用滾珠軸承，載荷較大時用滾柱軸承，兩軸承端寬度L可略大于齒寬b。圖中b的結構形式常用在高速級，行星輪較小，軸承裝配在行星架上，可得到最大的軸承間距以減小行星輪傾斜，避免齒輪載荷集中。由于行星輪不承受扭矩，故齒輪和軸可用短鍵甚至銷釘連接。圖中c是使用軸套的行星輪結構，一般用于小功率的微型電動滾筒中。本設計選a型結構的行星輪，行星輪的內孔直徑根據所選軸承或孔中軸的配合直徑確定，內孔邊緣距離齒根的最小厚度一般不小于全齒高的1.2~1.4倍，即模數(shù)的3倍左右。行星輪兩端留出直徑稍大于齒根圓的加工找正凸臺（寬度3~5mm），有利于加工和提高制造質量。本設計凸臺寬度為3mm。（2）行星架結構圖3-5行星架結構Fig.3-5Thestructureofplanetcarrier大型滾筒的行星架結構如圖，圖中a結構為雙壁分開式，常用在高速級，便于行星輪軸承安裝在行星架上，一壁為鑄鋼或焊接件，另一壁為鋼板制造，壁厚，為行星齒輪傳動中心距。缺點為剛性較差，所以除用螺栓聯(lián)接外，還加圓柱銷定位，銷的數(shù)量不小于3個。圖b為雙壁焊接整體式，常用在低速級或行星輪較大、中間可安裝軸承的情況，通常用鋼板焊接或鑄鋼材料，不用鑄鐵材料制造，為