毕业论文皮带输送机的设计.doc

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1、皮带输送机摘要带式输送机是煤矿最理想的高效连续运输设备，与其他运输设备相比，不仅具有长距离、大运量、连续输送等优点，而且运行可靠,易于实现自动化、集中化控制,特别是对高产高效矿井，带式输送机已成为煤炭高效开采机电一体化技术与装备的关键设备。本文从胶带输送机的传动原理出发利用逐点计算法，对皮带输送机的张力进行计算。将以经济、可靠、维修方便为出发点，对皮带输送机进行设计计算，并根据计算数据对驱动装置、托辊、滚筒、输送带、减速器、拉进装置以及其他辅助装置进行了优化性选型设计。张紧系统采用先进的液控张紧装置，即流行的液压自动拉进系统。关键词：皮带输送机;设计;拉紧装置ABSTRACTThe drive

2、 installment adopts the advanced hydraulic soft drive system and hydraulic pull automatic system.Belt conveyor is the most ideal efficient coal for transport equipment, and other transport equipment, not only has compared long-distance large-capacity, continuous conveying wait for an advantage, and

3、reliable operation, easy to realize automation, centralized control, especially for high yield and high efficiency mine, belt conveyor has become coal high-efficient exploitation mechatronics technology and equipment the key equipment.Key Words: Belt conveyor;Design;Tensioning device目 录1 绪论12 带式输送机的

4、概述22.1 带式输送机的应用22.2 带式输送机的分类22.3 带式输送机的发展状况32.4 带式输送机的工作原理33 带式输送机的设计计算53.1 已知带式输送机的原始数据53.2 带式输送机的计算53.2.1 输送带宽度的计算53.2.2 张力的逐点计算63.2.3 功率的计算83.2.4 胶带核算83.2.5 允许垂直核算83.2.6 车式拉紧装置重锤重量计算94 减速器的设计计算114.1 减速箱的工作原理114.2 计算总传动比及分配各级的传动比124.3 运动参数及动力参数计算134.3.1 计算各轴转速134.3.2 计算各轴的功率134.3.3 计算各轴扭矩134.4 齿轮的

5、各项参数计算144.4.1 选择齿轮材料及精度等级144.4.2 按齿面接触疲劳强度设计144.4.3 转矩T1144.4.4 载荷系数k144.4.5 许用接触应力154.4.6 校核齿根弯曲疲劳强度154.4.7 齿形系数YFa和应力修正系数YSa154.4.8 许用弯曲应力F154.4.9 计算齿轮传动的中心矩164.4.10 计算齿轮的圆周速度164.5 从动轴的设计计算174.5.1 轴的材料174.5.2 按扭转强度计算最小直径184.5.3 轴的结构设计184.5.4 确定轴各段直径和长度184.5.5 确定各段轴的长度194.6 从动轴校核轴受力图194.6.1 轴的空间受力1

6、94.6.2 垂直面受力204.6.3 F力在支点所产生的反力204.6.4 合成弯距204.6.5 计算危险截面的直径215 输送带部件的选用225.1 输送带225.2 传动滚筒235.3 托辊235.3.1 托辊的选型235.3.2 托辊的校核255.4 制动装置265.5 改向装置275.6 拉紧装置275.6.1拉紧装置的作用275.6.2张紧装置在使用中应满足的要求276 其他部件的选用286.1 机架与中间架286.2 卸料装置296.3 清扫装置296.4 头部漏斗306.5 电气及安全保护装置307 总结31参考文献32致谢33附录331 绪论带式输送机是连续运行的运输设备，

7、在冶金、采矿、动力、建材等重工业部门及交通运输部门中主要用来运送大量散状货物，如矿石、煤、砂等粉、块状物和包装好的成件物品。带式输送机是煤矿最理想的高效连续运输设备，与其他运输设备相比，不仅具有长距离、大运量、连续输送等优点，而且运行可靠,易于实现自动化、集中化控制,特别是对高产高效矿井，带式输送机已成为煤炭高效开采机电一体化技术与装备的关键设备。特别是近10年，长距离、大运量、高速度的带式输送机的出现，使其在矿山建设的井下巷道、矿井地表运输系统及露天采矿场、选矿厂中的应用又得到进一步推广。选择带式输送机这种通用机械的设计作为毕业设计的选题，能培养我们独立解决工程实际问题的能力，通过这次毕业设

8、计是对所学基本理论和专业知识的一次综合运用，也使我们的设计、计算和绘图能力都得到了全面的训练。已知原始数据和工作条件：1.带式输送机 L=250M；2输送物料：煤，粒度0-100毫米，=0.6t/m ，动堆积角p=35；3输送量：Q=800吨/时；4 工作环境：露天;5 尾部给料，导料槽长3M。头部有弹簧清扫器，尾部有空段清扫器。2 带式输送机的概述 2.1 带式输送机的应用带式输送机是连续运输机的一种，连续运输机是固定式或运移式起重运输机中主要类型之一，其运输特点是形成装载点到装载点之间的连续物料流，靠连续物料流的整体运动来完成物流从装载点到卸载点的输送。在工业、农业、交通等各企业中，连续运

9、输机是生产过程中组成有节奏的流水作业运输线不可缺少的组成部分。连续运输机可分为：（1）具有挠性牵引物件的输送机，如带式输送机，板式输送机，刮板输送机，斗式输送机、自动扶梯及架空索道等；（2）不具有挠性牵引物件的输送机，如螺旋输送机、振动输送机等；（3）管道输送机(流体输送)，如气力输送装置和液力输送管道。其中带输送机是连续运输机中是使用最广泛的，带式输送机运行可靠，输送量大，输送距离长，维护简便，适应于冶金煤炭，机械电力，轻工，建材，粮食等各个部门。 2.2 带式输送机的分类带式输送机分类方法有多种，按运输物料的输送带结构可分成两类，一类是普通型带式输送机，这类带式输送机在输送带运输物料的过程

10、中，上带呈槽形，下带呈平形，输送带有托辊托起，输送带外表几何形状均为平面；另外一类是特种结构的带式输送机，各有各的输送特点。其简介如下：2.3 带式输送机的发展状况目前带式输送机已广泛应用于国民经经济各个部门，近年来在露天矿和地下矿的联合运输系统中带式输送机又成为重要的组成部分。主要有：钢绳芯带式输送机、钢绳牵引胶带输送机和排弃场的连续输送设施等。这些输送机的特点是输送能力大(可达30000t/h)，适用范围广(可运送矿石，煤炭，岩石和各种粉状物料，特定条件下也可以运人)，安全可靠，自动化程度高，设备维护检修容易，爬坡能力大(可达16)，经营费用低，由于缩短运输距离可节省基建投资。目前，带式输

11、送机的发展趋势是：大运输能力、大带宽、大倾角、增加单机长度和水平转弯，合理使用胶带张力，降低物料输送能耗，清理胶带的最佳方法等。2.4 带式输送机的工作原理带式输送机又称胶带运输机，其主要部件是输送带，亦称为胶带，输送带兼作牵引机构和承载机构。带式输送机组成及工作原理如图2-1所示，它主要包括一下几个部分：输送带(通常称为胶带)、托辊及中间架、滚筒拉紧装置、制动装置、清扫装置和卸料装置等。图2-1 带式输送机简图1-张紧装置 2-装料装置 3-犁形卸料器 4-槽形托辊 5-输送带 6-机架 7-动滚筒 8-卸料器 9-清扫装置 10-平行托辊 11-空段清扫器 12-清扫器输送带1绕经传动滚筒

12、2和机尾换向滚筒3形成一个无极的环形带。输送带的上、下两部分都支承在托辊上。拉紧装置5给输送带以正常运转所需要的拉紧力。工作时，传动滚筒通过它和输送带之间的摩擦力带动输送带运行。物料从装载点装到输送带上，形成连续运动的物流，在卸载点卸载。一般物料是装载到上带(承载段)的上面，在机头滚筒(在此，即是传动滚筒)卸载，利用专门的卸载装置也可在中间卸载。3 带式输送机的设计计算3.1 已知带式输送机的原始数据1.带式输送机 L=250m；2输送物料：煤，粒度0-100mm，=0.6t/m，动堆积角p=35；3输送量：Q=800KN/h；4 工作环境：露天;5 尾部给料，导料槽长3M。头部有弹簧清扫器，

13、尾部有空段清扫器。3.2 带式输送机的计算 3.2.1输送带宽度的计算 根据 B=Q/kvc已知Q=800KN/h，=0.6KN/M3。选取带速v=3.15M/S；得k=470；得c=1.0；得p=30=0.94.得：M， 选取B=1000mm的胶带，满足块度要求。表3-1 各种带宽适用的最大块度(mm)带宽006508001000120014001600最大块度001502003003503503503.2.2 张力的逐点计算设带式输送机各点的张力，各点张力关系如下：S2=S1+W1 (3-1)S3=K1S2 (3-2)S4=S3+W2+S3 (3-3)S5=K2S4 (3-4)S6=K3S

14、5 (3-5)Sn=S6+W4+W5+W6 (3-6)弹簧清扫器阻力： W1=(70100)B=1001.0=100N 代入（3-1）得： S2=S1+100查表2-3-20，改向滚筒阻力系数K1=1.02代入（3-2）得：S3=1.02(S1+100)=1.02S1+102空载段运行阻力： W2=(q0+q”)LhW”Z=5.8.取Z=5；取上下胶层厚（3+1.5）mm；q0=13.25N/M，G”=17N，下托辊间距l0=3M所以，得：q”=G”l0=17/4=4.25N/Mw”=0.035。代入上式得： W2=(13.25+4.25)2500.0.035=153N空段清扫器阻力： W3=

15、20B=201.0=20N代入（3-3）得： S4=1.02S1+102+153+20=1.02S1滚筒阻力系数K2=1.02.代入（3-4）得： S5=1.02(1.02S1+275)=1.04S1+280.5查表2-3-20，改向滚筒阻力系数K3=1.04代入（3-5）得S6=1.04(1.04S1+280.5)=1.08S1+295导料槽阻力： W4=(1.6BY+7)l=(1.610.67)3=23.9N物料加速阻力：W5=qv/2g因为 q=Q/3.6V=800/3.63.15=71N/M所以 W5=713.15/210=35N承载段运行阻力：W6=（q+q0+q）LhwG=17N；

16、l0=1.2M，故 q=G/l0=17/1.2=14.2N/MW=0.04故W6=(71+13.25+14.2)2500.04=985N代入（3-6）得：Sn=1.08S1+292+23.9+35+985=1.08S1+1335.9 （3-7）根据式Sn=S1e采用光面传动滚筒， a=200, =0.2e=2.01代入上式得： Sn=2.01S1 （3-8）联立（3-7）（3-8），则： 2.01S1=1.08S1+1335.90.93S1=1335.9所以S1=1335.9/0.93=1436NSn=2.01S1=2.011436=2887N3.2.3功率的计算传动滚筒轴功率为：N0=(Sn

17、-S1)v/102=(2887-1436) 3.15/102=44.8电动机功率为N=KN0/其中K=1.4, =0.90所以N=70.0Kw应选JO2924电动机，额定功率为75Kw3.2.4胶带核算求得胶带最大张力为2887N，当B=1000mm，Z=5层时，胶带的最大允许张力为3110N，所以满足最大张力要求。3.2.5允许垂直核算承载段最小张力必须满足：S5(q0-q)l0cos5(13.25+71) 1.21=505.5而承载段最小张力：S6=k3S5=1.04(1.04S1+280.5)=1.04(1.041436+280.5)=1844.9NS6S，故满足要求。3.2.6 车式拉

18、紧装置重锤重量计算拉紧力： p0=S1+Si-1=S6+S5=1844.9+1773.9=3619N重锤重量：G=(p0+0.04Ggcos-Gksin/ 1 =(3619+0.043941)/0.9 =4986N负载起动时，电动机功率NNA+NB/kD 才能满足起动功率要求。静功率 NA=Pv/102NB=0.0002Lv /(q+2q0+q1)+K0GD q0=13.25q=71。已知v=3.15m/s，=0.8，代入上式得 NA=14513.15/1020.90=49.79KW动功率 NB=0.0002Lv /(q+2q0+q1)+K0GD 已知L=250M， q0=13.25， q=7

19、1N。K0=1.24，GD =5.533N/M 。q1按下式计算： q1=q+q”+G0/L已知q=14.2N/M， q”=4.25N/M；选用传动滚筒D=1000毫米，尾轮D=800毫米，曾面轮两个，D=350mm，G0=380+253+1522=937N。将以上数据代入上式求q1 q1=14.2+4.25+937/250=22.2NN/M再将以上数据代入NB; NB=0.00022503.15 /0.9（71+213.25+23.2）+1.245.533=72.69KW取KD=0.9,查电动机技术数据表，=1.2N=75，不大于NA+NB/K D，原选JO2924电动机，额定功率为75Kw

20、，小于负荷起动功率121Kw，故不能满足负荷起动时的要求。试改选JO2934电动机，额定功率100Kw，GD =6.437N/M ，=1.1 根据这些数据重新计算NB： NB=0.0022503.15 /0.9(71+213.25+22.2)+1.246.437=74KW (NA+NB)/KD =126KW所以还是不能满足，再选JS1154电动机， NB=0.0022503.15 /0.9(71+213.25+22.2)+1.2414=83.36KW (NA+NB)/KD =126KWJS1154电动机额定功率大于126Kw，所以满足要求，故选JS1154电动机，额定功率为135Kw，转速14

21、75转/分。4 减速器的设计计算4.1 减速箱的工作原理一级圆柱齿轮减速器是通过装在箱体内的一对啮合齿轮的转动，动力从一轴传至另一轴，实现减速的，如图2-1齿轮减速器结构图所示。动力由电动机通过皮带轮（图中未画出）传送到齿轮轴，然后通过两啮合齿轮（小齿轮带动大齿轮）传送到轴，从而实现减速之目的。由于传动比i = n1/n2 ，则从动轴的转速n2= z1/z2n1。 减速器有两条轴系两条装配线，两轴分别由滚动轴承支承在箱体上，采用过渡配合，有较好的同轴度，从而保证齿轮啮合的稳定性。端盖嵌入箱体内，从而确定了轴和轴上零件的轴向位置。装配时只要修磨调整环的厚度，就可使轴向间隙达到设计要求。1 运动示

22、意图（图4-1）图4-1 传送装置示意图（注：1 V形皮带，2 滚筒，38 传送带，47 带轮，5 减速器，6 电机）工图4-2 传动装置4.2 计算总传动比及分配各级的传动比4.2.1 总传动比i总=nd/nw=970/70=13.854.2.2 分配各级传动比（1）取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=36之间取3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理，为减少系统误差，取整数为宜）（2）i总=i齿轮i带i带=i总/i齿轮=13.85/5=2.774.3 运动参数及动力参数计算4.3.1 计算各轴转速nI=n电动/ i带=970/2.77=350r/minnII=nI/ i齿轮=350/5=

23、70r/minnIII=nII =70r/min4.3.2 计算各轴的功率PI=Pd带=6.250.96=6KWPII=PI齿轮轴承齿轮=60.990.97=5.76KWPIII=PII齿轮轴承联轴器=5.760.990.99 =5.64KW4.3.3 计算各轴扭矩Td = 9550Pd / n电动= 95506.25/970 =61 Nmm TI=9550PI/nI=95506/350=163.71NmmTII=9550PII/nII=95505.76/70=785.82mmTIII=9550PIII/nIII=95505.64/70=769.45Nmm4.4 齿轮的各项参数计算已知传动比i

24、=3.29，主动轴转速n=70r/min，传动功率P=3.9KW4.4.1 选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；选7级精度,齿面精糙度Ra1.63.2m4.4.2 按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 传动比i齿=3.29 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=3.2920=66=70 实际传动比I0=70/20=3.5 传动比误差：i-i0/I=3.5-3.29/3.29=0.06%2.5% 可用 齿数比：

25、u=i0=3.5 取d=0.94.4.3 转矩T1 T1=9550P/n1=95503.65/970=37Nm4.4.4 载荷系数k 取k=14.4.5 许用接触应力 H= HlimZNT/SH得： Hlim1=625Mpa Hlim2=470Mpa 接触疲劳的寿命系数： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0 H1=Hlim1ZNT1/SH=6250.92/1.0Mpa =575 H2=Hlim2ZNT2/SH=4700.98/1.0Mpa =460 故得： d1766(kT1(u+1)/duH)1/3 =766137(6+1

26、)/0.964601/3mm =26.6mm 模数：m=d1/Z1=26.6/20=1.33mm 取标准模数：m=24.4.6 校核齿根弯曲疲劳强度 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=220mm=40mm d2=mZ2=2120mm=240mm 齿宽：b=dd1=0.938.3mm=34.47mm 取b=35mm b1=50mm4.4.7 齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 4.4.8 许用弯曲应力F F= Flim Y

27、STYNT/SF Flim1=288Mpa Flim2 =191Mpa YNT1=0.88 YNT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力 F1=Flim1 YSTYNT1/SF=28820.88/1.25Mpa=410Mpa F2=Flim2 YSTYNT2/SF=19120.9/1.25Mpa=204Mpa将求得的各参数代入式 F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(212586.583/352220)2.801.55Mpa =8Mpa F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(212586.583/3

28、522120)2.141.83Mpa =1.2Mpa 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 4.4.9 计算齿轮传动的中心矩 a=m/2(Z1+Z2)=2/2(30+120)=150mm 4.4.10 计算齿轮的圆周速度 V=d1n1/601000=3.1460970/601000 V=3.045m/s图4-3 大齿轮图4.5 从动轴的设计计算 P4=2.6kw，从动齿轮转速70 r/min。分度圆直径d2=222.5mm，单向传动，载荷平稳，工作时间两班制。4.5.1 轴的材料 选用45钢，正火处理，硬度在170217HBW，抗拉强度b=600Mpa许用弯曲应力-1bb=55Mpa4.5.2 按扭转强

29、度计算最小直径dC(P/n)1/3 C=118107取C=115 d234.49mm考虑到轴颈上有一键槽，应将轴径增大3%，但因为从动轴传递的功率较小，故不用将轴径增大。根据弹性套柱销连轴器TL6内孔直径取d2=35mm，选弹性套柱销联轴器（GB43241984）4.5.3 轴的结构设计确定轴上零件布置在箱中央，轴承对称地布置在两侧，轴在外轴端安装联轴器，齿轮以轴环和套筒实现轴向定位和固定，以平键联接和过盈配合H7/r6实现周向固定。为便于装拆和调整等要求，通常将轴设计成阶梯轴。4.5.4 确定轴各段直径和长度根据轴各段直径确定的原则，采用阶梯轴尺寸按由小至大，由两端到中央的顺序确定。而装有密

30、封件和滚动轴承处的直径，则应与密封件和轴承的内径一致。轴上两个支点的轴承，应尽量采用相同的型号，便于轴承座孔的加工。(1)外伸轴直径d1=35mm(2)联轴器定位肩高度a=3mm，圆角半径R=2，直径d2=41mm(3)为安装轴承便于安装，两滚动轴承处的轴径直径d3d2。且查轴颈的直径d3=47mm。因为两相邻轴段直径的变化仅是轴上的拆装方便或区分表面，所以两直径略有差值。即轴颈直径d3=45mm。因直齿圆柱齿轮减速器的轴有存在径向载荷，所以选深沟球轴承来承受径向载荷。选择轴承型号60209宽度系列代号为窄，直径系列代号为轻，内径代号09。(4)安装齿轮，采用标准系列值，取d4=55mm。(5

31、)轴环处考虑齿轮定位和固定直径，a=（0.070.1）d4，a=5.5 d5= d4+2a=66mm(6)轴上两轴承的轴径的直径应一致d6=45mm。4.5.5 确定各段轴的长度 因为选用弹性套柱销联轴器（GB43231984）。主动端 Z型轴孔，C型键槽dz=35mm，L=60mm，A=45mm。TL6型号。对于安装联轴器的轴段，应使轴段的长度略短于相配轮毂的宽度。 l1=58mm为保证齿轮固定可靠，而且齿轮端面与箱体之间不相碰及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体壁间应留有一定间隙，为使轴承含在箱体内取两者之间间距为15.79mm。选择凸缘式轴承盖，密封圈B=（614）mm，取B=6mm。轴承盖b

32、1=12mm，L=16mm。l2=43.79mm轴承宽度b=19mm，r=2，套筒设定为8mm。l3=41mm安装齿轮的轴段，应使轴段的长度略短于相配轮毂的宽度，因为轮毂宽度L=66mm，所以跟齿轮联接的轴段l4=64mm。轴环宽度l5=b=1.4a=7.7mm轴径l6=21mm为防止传动件润滑油飞溅到轴承内，轴承面向箱体内壁侧应加挡油环l=（1015）mm， 设定挡油环长度为12mm。4.6 从动轴校核轴受力图圆周力：Ft=2T/ d2=339.33N径向力：Fr= Fttan=760.1N作用在右端带轮上的力F=2500N，方向向下。 K=136mm L=56.2mm4.6.1 轴的空间受

33、力根据水平受力图求水平面支反力，并画出水平弯矩图。F1H=F2H=Ft/2=1169.67N 截面a处弯距为MaH=F1HL/2=32.87Nm4.6.2 垂直面受力 面弯距图。 F1V=Fr L/2L=380.05 Nm F2V= Fr- F1V=380.05 Nm F1V= F2V 垂直面弯距 Mav=F2VL/2=10.68Nm4.6.3 F力在支点所产生的反力F1F=Fr K/L=6049.82Nm F2F= F- F1F=8549.82Nm F力产生的弯距 MaF=FK=340Nm 在轴的aa截面，F力产生的弯距为MaF=F1FL/2=170Nm4.6.4 合成弯距 按F力作用的最不

34、利的情况考虑，把MaF与（Mav2+ MaH2）1/2直接相加，得 Ma=（Mav2+ MaH2）1/2+MaF=204.56 Nm 画出转距图 T=260.25 Nm 由图可见，aa截面最危险，求当量弯距。 Me=Ma2+ （2T）21/2 由于轴的转距变化规律不清楚，所以按脉动变化转距计算。 =b / 0b b=60Mpa 0bb=100Mpa =b / 0b=0.6 Me=Ma2+(T)21/2=257.35 Nm4.6.5 计算危险截面的直径轴的材料选用45钢调质处理，已查得b=60Mpad(Me/0.1b)1/3=35mm说明：因截面a处有一键槽，应将直径增大3%，但因为轴传递的功率

35、小。所以不增加。结构设计图中此处直径为55mm，故强度足够。图 4-4 轴的受力分析5 输送带部件的选用5.1输送带输送带在带式输送机中既是承载构件又是牵引构件（钢丝绳牵引带式输送机除外），它不仅要有承载能力，还要有足够的抗拉强度。输送带有带芯（骨架）和覆盖层组成，其中覆盖层又分为上覆盖胶，边条胶，下覆盖胶。输送机的带芯主要是有各种织物（棉织物，各种化纤织物以及混纺织物等）或钢丝绳构成。它们是输送带的骨干层，几乎承载输送带工作时的全部负载。因此，带芯材料必须有一定的强度和刚度。覆盖胶用来保护中间带芯不受机械损伤以及周围有害介质的影响。上覆盖胶层一般较厚，这是输送带的承载面，直接与物料接触并承受

36、物料的冲击和磨损。下覆胶层是输送带与支撑托辊接触的一面，主要承受压力，为了减少输送带沿托辊运行时的压陷阻力，下覆盖胶的厚度一般较薄。侧边覆盖胶的作用是当输送带发生跑偏使侧面与机架相碰时，保护带芯不受机械损伤。按输送带带芯结构及材料不同，输送带被分成织物层芯和钢丝绳芯两大类。织物层芯又分为分层织物芯和整体织物层层芯两类，且织物层芯的材质有棉，尼龙和维纶等。为了方便制造和搬运，输送带的长度一般制成100200米，因此使用时必须根据需要进行连接。橡胶输送带的连接方法有机械接法与硫化胶接法两种。硫化胶接法又分为热硫化和冷硫化胶接法两种。5.2 传动滚筒 滚筒长度计算：已知带宽B1000mm，传动滚筒直

37、径为1000mm，滚筒长度比胶带宽略大，一般取B1=B+（100200）mm取B1=1100mm5.3 托辊5.3.1 托辊的选型作用：托辊是决定带式输送机的使用效果，特别是输送带使用寿命的最重要部件之一。托辊组的结构在很大程度上决定了输送带和托辊所受承载的大小与性质。对托辊的基本要求是：结构合理，经久耐用，密封装置防尘性能和防水性能好，使用可靠。轴承保证良好的润滑，自重较轻，回转阻力系数小，制造成本低，托辊表面必须光滑等。5-3 槽形托辊上托辊选用槽型托辊，下托辊为平行托辊。为了防止和克服输送带跑偏现象，上分支隔一段距离设置一组槽型调心托辊，下分支隔一段距离设置一组平行调心 托辊。在受料出为

38、了减少对输送带的冲击，选用缓冲托辊。其结构简图如下：5-4 缓冲托辊a)橡胶圈式 b)弹簧板式托辊间距：托辊间距的布置应遵循胶带在托辊间所产生的挠度尽可能小的原则。胶带在托辊间的挠度值一般不超过托辊间距的2.5。在装载处的上托辊间距应小一些，一般的间距为300600mm，而且必须选用缓冲托辊，下托辊间距可取25003000mm，或取为上托辊间距的两倍。 在有载分支头部、尾部应各设置一组过渡托辊，以减小头、尾过渡段胶带边缘的应力，从而减少胶带边缘的损坏。过渡托辊的槽角为10与20两种，端部滚筒中心线与过渡托辊之间的距离一般不大于8001000mm。选型：该设计采用槽形托辊用于输送散粒物料的带式输

39、送机的上分支，最常用的由三个棍子组成的槽形托辊。由原始尺寸B1000mm查运输机械设计手册表243，取托辊图号为TD4C1, 托辊直径D为108mm。采用图号为TD4C9的缓冲托辊；结构型式为橡胶圈式，托辊直径选为108mm。下托辊采用平行型托辊图号为TD4C3,托辊直径为108mm托辊的间距设计由带宽B1000mm，取上托辊间距为1400mm，下托辊间距为3200mm。表5-1 常用的托辊阻力系数wk工作条件平行托辊槽型托辊室内清洁、干燥、无磨损性尘土0.0180.02空气湿度、温度正常,有少量磨损性尘土0.0250.03室外工作,有大量磨损性尘土0.0350.045.3.2 托辊的校核（一）上托辊的校核所选用的上托辊为槽形托辊（35），其结构简图如下：槽形托辊 (35)结构简图（1）承载分支的校核p0=ea(Im/v+qB)gP0承载分支托辊静载荷（N）A0承载分支托辊间距（m）e辊载荷系数 e=0