带式输送机自动张紧装置设计说明书

目录TOC\o"1-3"\u摘要 ⅠAbstract Ⅱ第1章绪论 11.1输送机自动张紧装置的一般概念 11.2输送机张紧装置的分类 11.3液压自动张紧装置与其它张紧装置的类比 2第2章总体设计 32.1设计任务 32.2设计方案的确定 32.2.1液压自动张紧装置的特点 32.2.2液压张紧系统工作原理 32.2.3总体设计方案的确定 5第3章各元件的确定 63.1油缸的选择和计算 63.2液压油液的功能和基本要求 73.3液压泵的选择及计算 93.4电动机的确定 93.5各种阀类的选择 103.5.1电磁换向阀的选择 103.5.2溢流阀的选择 113.5.3压力继电器的选择 123.5.4压力表的选择 133.5.5滤油器的选择 143.5.6蓄能器的选择 153.5.7伺服阀的选择 163.5.8液控单向阀的选择 183.6其它元件的选择 203.6.1滑轮的选择 203.6.2钢丝绳的选取 203.6.3液压泵站的选择与安装 20第4章管路的设计 224.1管路的确定 224.2吸油管的设计 224.3压油管的设计 234.4液压系统中的压力损失验算 23第5章主要部件的设计计算及强度校核 265.1油缸后的支座的设计及强度校核 265.2液压缸活塞杆上的耳环的设计及强度设计 27第6章设计分析 29结论 31致谢 32参考文献 33专题 34附录1 42附录2 49参考资料摘要输送机时橡胶和纤维织品两者复合而成的制品，在应用中的重锤张进装置，在运行一段时间后，重锤会自动下降一段距离，使输送带变长。这说明输送带发生了蠕变，在启动、制动过程中也会产生蠕变现象。此时张紧装置就必须进一步收缩才不会发生打滑现象。由此可见，张紧装置是保证带式输送机正常运转必不可少的重要部件。该论文主要介绍了带式输送机的自动张紧装置的设计过程，详细的介绍了各个液压元件的选取。自动张紧装置的设计是张紧装置的设计的一个重大变革。关键词：自动张紧装置带式输送机液压张紧系统AbstractThispapermainlyintroducedbasedonthePRO—ENGINEERINGthreedimensionalentitydesignsoftwaretotheY0X500modelfluidstrengthcouplerdesignandtheassistancemanufactureprocess;HasindetailgiventhefluidstrengthcouplershapingprocessaswellasutilizesPRO—ENGINEERINGtothefluidstrengthcouplersparepartdesignandtheassemblyprocess,utilizedthePRO—ENGINEERINGgrassinthedesignprocesstodraw,modulesfullyandsooncomponents,assembly,engineeringplataswellasmovementsimulation,basicallyhasrealizedthedesigningenious,convenientquickly,theefficiencyandthereliabilityhigherthemeritwhichcouldnotachieveinthetraditionaldesignprocess.Next,thisarticlealsoelaboratedverymuchaboutthefluidstrengthcoupleraspectcomprehensiveknowledge.Keyword:Thefluidstrengthcouplermodulelimitsthemomentoperationalfactorassemblyconstrainedmotionsimulation参考资料第1章绪论带式输送机主要用于输送煤炭、矿石、沙石、谷物等散装物料。其在连续装卸条件下能实现连续运输，所以生产率较高；另外皮带传送机结构简单，设备费用低；工作平稳可靠、噪音小，输送距离长，输送量大，能源消耗少；同时可在皮带的任意位置加料或卸料，容易实现倾斜输送。其应用范围相当广泛，遍及矿山、冶金、化工、建筑、轻工、港口和车站货场。而拉紧装置是带式传送机不可缺少的重要组成部分，它直接关系到带式传送机的安全运行及使用寿命，对于大运量、长距离等大型带式传送机而言更是如此。到目前为止，在社会生产中有多种皮带拉紧装置得到应用。以往煤矿井下用带式传送机一般均采用固定绞车拉紧或重锤拉紧，很少见到别的类型。由于固定绞车拉紧装置只能定期张紧皮带，而皮带的张紧程度往往与操作者的经验有关，经常出现张紧力过大或者过小，并且直接影响到带式传送机的冲击动负荷，所以固定绞车拉紧装置对于传送机的安全及平稳运行极为不利。因此，我们有必要研制成一种自动型的张紧装置来实现输送机的张紧过程。1.1输送机自动张紧装置的一般概念自动张紧装置属是保证带式输送机正常工作的重要部件，可自动地对输送机张力进行实时控制满足带式输送机正常运行的要求。即改善带式输送机的起、制动性能，提高整机运行的可靠性，在不同的使用条件下，可以保证胶带具有最合理的张力。1.2输送机张紧装置的分类张紧装置可分为固定式张紧装置和自动式张紧装置两大类。(1)固定式张紧装置。固定式张紧装置分重锤式张紧装置和刚性张紧装置。重锤式、水箱式都属于重力张紧装置。重历式张紧装置始终使输送带初拉力保持恒定，在启动制动时会产生上下振，但惯性力很快消失。刚性张紧装置有螺旋张紧、手动或电动张紧装置等几种，它们的张紧力是固定不变的，不能自动调整，在安装后，张紧一次可运行一段时间，但还要收紧一次，以消除蠕变。(2)自动式张紧装置。自动测力张紧装置以张紧力作为反馈信号随时间变化设定拉力，进行比较，并随时调整张紧装置的该向滚筒的位移。如启动时会自动加大张紧力，运输时恢复恒定拉力，对延长输送带寿命十分有利。1.3液压自动张紧装置与其它张紧装置的类比液压式自动张紧装置与机械、电力、气压传动相比，其特点：（1）液压传动装置能在运行过程中进行无级调速,调速范围较大。（2）在同样功率情况下，液压传动装置的体积小、质量轻、惯性小、结构紧凑，且能传递较大的力和转矩。（3）液压传动装置工作较平稳、反映快、冲击小，可以高速启动、制动及换向，操作简单方便。（4）液压传动装置省力，易实现自动化。（5）液压传动易于实现过载保护，可以自动润滑，因此使用寿命较长。（6）液压传动装置可以很简单的实现直线运动和回转运动，其布置也具有很大的灵活性。（7）液压传动装置由于其元件实现了系列化、标准化、通用化，容易设计制造和推广运用。(8)在液压传动装置中，因功率损失等原因所产生的热量可以由流动着的油液带走，因此避免了局部温升现象。

第2章总体设计2.1设计任务参数设定及工况分析设：张紧行程L=2m，活塞杆运动速度=4m/min。DT-Ⅱ型带式输送机的T3=2460.72N,T4=2559.15,每天工作22h，停车2h，全年工作360天，每天停机两次。张紧装置在驱动滚筒之后，所以张紧力F=T3+T4，这个张紧力是只考虑带式输送机在满载正常运行情况下的张紧力。当启动时，所需要的输送带的张紧力=1.5F用公式表示为：F=T3+T4=2460.72+2559.15=10.19kNF其=1.5F=75.29kN2.2设计方案的确定2.2.1液压自动张紧装置的特点液压自动张紧装置的工作过程中，由于张紧力在输送机启动时和正常运行时不同，这就要求液压系统必须能够在两种压力下工作。在带式输送机运料的过程中由于负荷或其它原因引起输送带拉力增大、减小，液压系统就会自动调节张紧力，保证输送带正常工作。2.2.2液压张紧系统工作原理皮带式传送机在启动时和稳定运行时对皮带的张力要求是不同的，启动时所需要的张力大约是稳定运行时所需要的张力的1.5倍。这就需要液压系统能在两级工作压力下工作，一个是启动压力，另一个是稳定运行时压力，前者约为后者的1.5倍。系统工作原理图如下：1.2.溢流阀3.电磁换向阀4.伺服阀5.液压缸6.压力表7.力传感器8.拉紧小车9.压力继电器10.液控单向阀11.蓄能器12.液压泵13.电动机14.单向阀15.过滤器本方案采用一个直动溢流阀2和一个叠加溢流阀并联来实现这个目的。叠加溢流阀由直动溢流阀1和二位二通电磁换向阀3串联而成。当二位二通电磁换向阀3通电时，其阀芯处于右位，二位二通电磁换向阀通导，叠加溢流阀才通导。直动溢流阀2的调定压力较大，是叠加溢流阀的调定压力的1.5倍。系统启动时，二位二通电磁换向阀3不通电，叠加溢流阀不通导，油液只能经由直动溢流阀2溢流；系统启动后稳定运行时，二位二通电磁换向阀3通电，叠加溢流阀通导，油液经由调定压力较低的叠加溢流阀溢流。这样便可实现两级压力控制。系统要求启动迅速，即液压缸要迅速拉紧原来松弛的皮带，这就使得液压缸启动时需要很大的流量。稳定运行时，张紧的皮带使得液压缸活塞杆移动范围很小，这时液压缸需要的流量下降。为解决这个问题，加了一个蓄能器用以补油，既能及时补油，又能在正常稳定工作时保持恒定压力。首先，电机13启动带动泵12运转给系统加压。当系统压力达到压力继电器9设定的启动压力后，压力继电器9发信号，皮带式传送机启动。皮带式传送机启动后带速达到稳定值时，二位二通电磁换向阀3通电，叠加溢流阀通导，油液经由调定压力较低的叠加溢流阀溢流，同时系统切换到由伺服阀4控制的状态。伺服阀的工作原理：预先确定压力指令信号μr，它与压力传感器的压力反馈信号μi相比较，其偏差量(实际压力与给定压力的差值)经放大器处理后产生电流i输给伺服阀4，控制加载液压缸，这样就形成了伺服阀压力控制回路。液压缸的拉力与指令信号μr一一对应。2.2.3总体设计方案的确定（1）液压回路设计。（2）元件的确定。包括：油缸的选择和计算，液压油的确定，液压泵的选择及计算，电动机的确定，各种阀类的选择。（3）主要部件的设计及计算强度校核第3章各元件的确定3.1油缸的选择和计算由液压缸的行程为2m，最大拉力为75.29kN,参考《液压元件产品样本》，决定选用缸径为100mm，活塞杆直径为55mm，行程为2.2mm，最大拉力为87kN，速比为1.46的HSG系列的油缸。油缸内的压力为：P2=式中——启动拉力，N；D——油缸内径，mm；d——活塞杆直径，mm；——油缸机械效率，一般取=0.95。输送机启动、正常运行的压力分别为：P1油缸的有效工作面积为：油缸工作时所需要的最大流量为：Q=A式中——油缸活塞杆运动速度，m/min；A——油缸有效工作面积，m2。速度=4m/min，则：Q=A=454.810-1=21.92L/min液压缸的结构图如下所示：3.2液压油液的功能和基本要求液压油液是液压系统中传递能量的工作介质，同时还兼有润滑、密封、冷却和防锈等功能。在液压系统中，由于压力、速度及温度在很大范围内变化，为了保证工作状态的稳定，要求所应用的液压油液能适应这种变化，并保持稳定的性能，不致因外界条件的变化而引起很大的改变或破坏，因此对液压油液提出如下基本要求：（1）具有适当的粘度和良好的粘－温特性。粘度要符合实际工作条件，粘度国大，摩擦损失将增加；粘度过小，会造成泄漏。粘度过大或过小都将导致效率的降低。因此为了使液压系统能够稳定的工作，液压油液的粘度随温度的变化要小，也即要具有良好的粘－温特性。（2）具有优良的润滑性。液压油液对液压系统中的各运动部件起润滑作用，以降低摩擦和减少磨损，保证系统能够长时间正常工作。当前，液压系统和元件正朝高压、高速方向发展，液压元件内部摩擦副处于边界润滑状态，这时，液压油液更应具有良好的润滑性。（3）具有良好的化学稳定性。液压油液与空气接触会产生胶质沉淀物质，这些沉淀粘附在滑阀表面或节流缝隙处会堵塞孔、隙等通道，影响元件的动作，从而降低系统的效率。因此，液压油液应具有良好的化学稳定性。（4）剪切安定性好，液压油液通过液压元件和狭窄通道时要经受剧烈的剪切，使一些聚合型增粘剂分子破坏，造成粘度永久性下降，这在高速、高压时尤为严重。为延长液压油液使用寿命，液压油液的剪切安全性要好。（5）抗乳化性好。水可能从不同途径进入液压油液，含水的液压油液在泵和其他元件的剧烈搅拌下极易乳化，致使液压油液变质或生成沉淀物，防碍冷却器的导热，阻滞阀门和管道，降低润滑性且腐蚀金属，所以，液压油液应具有良好的抗乳化性。（6）消泡抗泡性能好。在大气中，矿物油通常能溶解5%至10%的空气，空气混入液压油液后会产生气泡，气泡在液压系统内循环，不仅会使系统的刚性下降，动特性变坏，润滑条件恶化，而且还会产生异常的噪音、振动。此外，气泡还增大了与空气的接触，使氧化加速，所以，液压油液应具有良好的消泡和抗泡能力。（7）防锈性能好，对金属的腐蚀性小。长期与液压油液接触的金属件，在溶解于液压油液中水分和空气的作用下会产生锈蚀，而使精度和表面质量受到破坏。锈蚀而使精度和表面质量受到破坏。锈蚀颗粒在系统中循环，还会使磨损加速和系统发生故障。所以，液压油液应具有良好的防锈性能和不腐蚀金属性能。（8）对密封等材料的相容性。密封材料长期共存于液压油液中会产生溶胀软化或干缩硬化，使密封失效，产生泄漏，系统压力下降，以致工作不正常。所以，液压油液对密封材料应有良好的相容性。液压自动张紧装置是在工作时，其工作环境的温度不高，但有防尘要求，油压缸的最高工作压力为14.46MPa，参考《液压元件产品样本》，综合确定选用20号精密机床液压油。20压力油的运动粘度～23)×10-6m2/s,取=20×10-6m2/s，密度为0.9×103kg/m3则20号液压油的动力粘度为：3.3液压泵的选择及计算GB-G1016型单级齿轮泵属于中高压齿轮泵。采用了固定的双金属侧板和二次密封结构，具有耐冲击、维修方便、工作可靠等优点。广泛用于装卸机、铲运机、推土机等机械液压系统的液压能源。由于液压油在主油路只流经一个单向阀的主油路，其压力损失很小，粗估其压力损失0.49MPa，则油泵的工作压力为：所以油泵的最大工作压力P泵＝14.95MPa油泵泄漏系数Ｋ=1.1～1.3,取Ｋ＝1.1，则油泵的流量为：Q泵≥KQ=1.1×21.92=24L/min根据《液压元件产品样本》选用GB-G1016型单级齿轮泵。其参数为每转排量q=16.4mL/r，驱动功率Ｐ＝10.5kW，额定工作压力P=16MPa。当由n=1460r/min的电动机驱动时，该泵最大流量Ｑ＝16.4×1460=24L/min。油泵效率=0.91。3.4电动机的确定电动机功率为：取泵=0.91，则电动机功率为：当连轴器的效率=0.99时，电动机功率为=6.46／0.99=6.53kW，查手册，选用电动机转数n=1440r/min，功率Ｐ＝7.5kW的Y132M-4型电动机。3.5各种阀类的选择3.５.1电磁换向阀的选择电磁换向阀也叫电磁阀，是液压控制系统和电器控制系统之间的转换元件。它利用通电电磁铁的吸力推动滑阀阀芯移动，改变油流的通断，来实现执行元件的换向、启动、停止。电磁换向阀有滑阀和球阀两种结构，通常所说的电磁换向阀为滑阀结构，而称球阀结构的电磁换向阀为电磁球阀，电磁换向阀可直接用于液压系统，控制主油路的通断和切换；也可用作先导阀来操纵主油路的主阀，如溢流阀、液控阀、调速阀及插装阀等。电磁换向阀的品种很多，按其工作位置数和通路数的多少可分为二位二通、三位四通、三位三通、二位四通等；按其复位和定位形式可分为弹簧复位式、钢球定位式、无复位弹簧式等；按其阀芯切换油路的台肩数可分为两台肩和三台肩式；按其阀体内的沉槽数可分为三槽式和五槽式；按其阀体与电磁铁的连接形式可分为法兰连接和螺纹连接；按其所配电磁铁的结构形式可分为干式和湿式两类，每一类又有交流、直流等形式。由于主油管中的最高工作压力为14.95MPa，当油泵所供液压油经电磁换向阀、溢流阀全部卸荷时，通过电磁换向阀的流量为24L/min，参照《液压元件产品样本》，选用24DO-B10H-T型电磁换向阀，其工作压力为20.58MPa，公称流量为30L/min。下面是电磁换向阀的结构图。1-推杆2-阀体3-阀芯4-弹簧座5-盖板它有两个工作油口（即近油口P和出油口A）和两个工作位置：当电磁铁断电时，复位弹簧将阀芯推向左边的位置。当电磁铁通电时，则将阀芯推向右边的初始位置。图中所示的初始位置为P、A相通，换向位置为P、A不通，是常开型的滑阀机能，3.5.2溢流阀的选择溢流阀是使系统中多余流体通过该溢流阀溢出，从而维持其进口压力近于恒定的压力控制阀。在液压系统中，溢流阀可作定压阀，用以维持系统压力，实现远程调压火多极调压；作安全阀，防止液压系统过载；作制动阀，对执行机构进行缓冲、制动；作背压阀，给系统加载或提供背压；它还可与电磁阀组成电磁溢流阀，控制系统卸荷。按结构类型和工作原理，溢流阀可分为直动式溢流阀和先导式溢流阀。直动式溢流阀是作用在阀芯上的主油路液压力与调压弹簧力直接相平衡的溢流阀，下图为直动式溢流阀的原理图1-调压手轮2-缩紧螺母3-阀体4-阀芯直动式溢流阀图形符号在直动式溢流阀中，当液压作用力低于调定弹簧力时，阀口关闭，阀芯在弹簧力的作用下压紧在阀座上，溢流口无液体溢出；当液压作用力超过弹簧力时，阀芯开启，液体溢流，弹簧力随着开口量的增加而增加，直至与液压作用力相平衡。当阀芯重力、摩擦力和液动力忽略不计时，直动式溢流阀在稳态状态下的力平衡方程为：P=K(X0+X)/A（3—1）式中P——进口压力即系统压力（Pa）；A——阀芯的有效承压面积（m2）；K——弹簧钢度（N/m）；X0——弹簧预压缩量（m）；X——阀开口量（m）。由式（3—1）可以看出，只要在设计时保证XX0，即可使P=K(X0+X)/AKX0/A=常数。这就表明，当溢流量变化时，直动式溢流阀的进口压力是近于恒定的。两个溢流阀的工作压力分别为14.67MPa和9.44MPa，当压力油全部通过溢流阀卸荷时，其流量为24L/min,查《液压元件产品样本》由此确定选用YE-L10H型溢流阀，其工作压力为6.86～20.78MPa，公称流量为40L/min。在液压系统中，将连个溢流阀分别调整到Ｐ＝14.67MPa和P=9.44MPa的工作压力即可。3.5.3压力继电器的选择压力继电器是当压力信号达到给定值时，电气开关动作，从而发出电信号的液电信号转换元件。主要用于泵的加载或卸荷控制、执行元件的顺序动作以及系统的安全保护和连锁等。当有液压力达到压力继电器的调定压力时，即发出电信号，以控制电磁铁、电磁离合器、继电器等电气元件动作，使油路卸压、换压，执行机构实现顺序动作，或关闭电动机，使系统停止工作，起到安全保护作用等。主要性能有（1）压力继电器由压力-位移转移部件和微动开关两部分组成。按结构类型和工作原理，压力继电器可分为柱塞式、弹簧管式、膜片式和波纹管式4种。其中柱塞式压力继电器最常用，按其结构有单柱塞式和双柱塞式之分，而单柱塞式又有柱塞、差动柱塞和柱塞-杠杆3种。按所发出电信号的功能，压力继电器有单触点和双触点之分。（2）对压力继电器的性能要求是：a.调压范围大。压力继电器的调压范围是指其能够发出电信号的最低工作压力和最高工作压力的范围。b.灵敏度。即压力继电器接通和断开时的压力差相对于调定c.重复精度高。所谓重复精度，即使压力继电器多次接通或断开时，系统压力之间的最大差值相对于调定压力的百分比。d.瞬态特性好，接通和继开时间短。下图为PF型差动柱塞式压力继电器。在柱塞直径相等的情况下，差动柱塞式压力继电器的弹簧刚度小，因而重复精度和灵敏都较高1——引线孔2——微动开关3——橡胶开关4——阀体5——阀芯6——调压弹簧7——调压螺钉压力继电器图像符号由液压系统原理图可知，压力继电器的工作压力为10.78MPa，根据《液压元件产品样本》选用PF-L8H型压力继电器，其工作电压为220V，工作压力为10.78MPa。3.5.4压力表的选择压力表所测量的系统工作压力分别为14.67MPa和10.78MPa，为此选用测量范围为16MPa的Y－60型压力表。3.5.5滤油器的选择滤油器是一种利用多孔的过滤介质分离悬浮在工作介质中的污染微粒的装置。当工作介质被各种杂质污染时，液压元件和系统的可靠性将下降，寿命缩短。混杂在工作介质中的颗粒污染物，促使液压元件磨损，并造成液压滑阀阀芯的卡死，以及节流缝隙和其他小截面油道的堵赛等事故。另外，悬浮在工作油液中的污染微粒对一些具有分配窗口作用的刃边起磨料作用，从而使遮盖度逐渐减少，造成操作失灵。油液的污染还促使液压元件腐蚀及油液本身的恶化变质。所以保持介质的清洁度是很重要的。对滤油器的基本要求是：a.能满足液压系统要求的过滤精度。b.能满足液压系统对压力和流量的要求。c.滤油器的滤芯结构材料应具有一定的强度，并在一定的工作温度下有稳定的性能，有足够的耐久性。d.滤油器的结构材料应与使用的介质有相容性。根据实际要求，由于液压系统的工作压力较大，要求过滤质量较高，故选用烧结式过滤器。其结构图如下：3.5.6蓄能器的选择蓄能器是储存和释放压力装置。在液压系统中的功能是储存能量、吸收脉冲压力、缓和冲击压力等。其用途有多种，主要有：（1）作辅助动力源有些液压系统中的执行元件是间歇动作，工作时间很短。有些液压系统中的执行元件随不是间歇动作，但在一个工作循环内速度差别很大。对于这些系统，应用蓄能器后，就可以减少液压泵排量，降低电机功率，节约能源。（2）作补偿泄漏和保持恒压用对于执行元件长时间不动，而要保持恒定压力的系统，可用蓄能器来补偿泄漏，从而使压力恒定。（3）作应急动力源某些液压系统，当液压泵发生故障或突然断电时，利用蓄能器作应急动力源，提供所需油量，使执行元件继续完成必要的动作，是液压缸的活塞杆缩回到缸内，以保证安全。（4）作热膨胀补偿器用在某些温度变化幅度很大的封闭式液压系统，当系统受热温度上升时，管路和液压油都发生体积膨胀。由于大多数液体的体积膨胀系数大于管子材料的膨胀系数，膨胀了的液体体积使整个系统压力升高。有时可能超过安区极限压力带来危险。在这种情况下，装一个适当容量的蓄能器，就可以吸收系统液体体积的增加，把系统压力限制在安全范围内。当系统受冷温度下降时，液体体积收缩，蓄能器可反过来向系统共给所需的液体。（5）作液体补充装置用在封闭的液压系统中，蓄能器可以有效的作为一个液体补充装置。当液压缸的活塞杆被外力驱动内缩时，油液从活塞腔经节流阀挤向液压缸活塞杆腔。由于活塞两端面积不相等，活塞下移时，多余的油液流入蓄能器并建立一定的压力。当外负载从活塞杆上去掉后，蓄能器放出他所储存的能量而使活塞杆外伸。（6）消除液压脉动，降低噪声采用柱塞泵或齿轮泵的液压系统，有压力和流量的脉动。若在系统中装设蓄能器，则可将脉动降低到最小限度，从而使对振动敏感的仪表及元件损坏事故大为减少，噪声也显著降低。根据实际工作环境，选用非隔离式蓄能器。非隔离式蓄能器是由一个封闭的壳体组成，壳体底部有个油口，顶部有个充气气阀。气体通过充气阀进入壳体上部，液体通过油口进入壳体下部，气体在上，与液压体直接接触。3.5.7伺服阀的选择电液伺服阀简称伺服阀，它是一种接受模量电控信号，输出随电控制信号大小及极性变化、且快速响应的模拟量流量或压力的液压控制阀。根据输出液压模拟量基本功能为流量或压力，电液伺服阀可以分为电液流量伺服阀和电液压力伺服阀两大类，并分别被简称为流量伺服阀和压力伺服阀。电液伺服阀已经被广泛的运用于电液位置、速度、加速度、力伺服系统中，以及伺服震动发生器中。与电液比例伺服阀相比较，电液伺服阀具有快速的动态响应及良好的静态特性，如：分辨率高、线性度好等等。它是一种高性能、高精度的电液控制部件，是电液伺服系统的关键部件。它的性能及正确使用，直接关系到整个系统的控制精度和响应特性，也直接影响系统的工作可靠性和寿命。电液伺服阀的结构组成包括：电液伺服阀通常由力矩或力马达、液压放大器和反馈或平衡机构等。（1）力矩马达和力马达力矩马达是一种具有旋转运动的电气-机械转换器，而力马达则是一种具有直线运动的电气-机械转换器。在电液伺服阀中，力矩马达和力马达的作用是将电气控制信号转换成转角形式或直线形式位移形式的机械运动，用以作为液压放大器的输出信号。力矩马达和力马达都是利用电磁原理工作。永久磁铁或激磁线圈产生固定磁通，直流电气控制信号通过控制线圈产生控制磁通，两个磁通在工作气隙处的相互作用，使电气-机械转换器的运动部分-衔铁或控制线圈产生一个与电气控制信号大小成比例并能反应电气控制信号极性的力矩或力，该力矩或力与弹簧支承的恢复力矩或力平衡，产生转角形式的机械运动或直线位移形式的机械运动。（2）液压放大器液压放大器是作为放大器的液压元件。在电液伺服阀中，液压放大器以小功率力矩马达或力马达所输出的转角或直线位移形式的信号作为输入，对大功率的液压油流进行调节和分配，实现控制功率的转换和放大作用。根据输出控制功率大小及特性要求的不同，伺服阀的液压放大器可以由一级、两级或三级组成。在伺服阀按液压放大器级数进行分类时，相应的伺服阀分别被称为单级伺服阀、两级伺服阀、三级伺服阀。伺服阀中，液压放大器的最后一级，称为输出级或功率级；两级伺服阀的第一级液压放大器和三级伺服阀的第一、二级液压放大器，称为前置级、先导级或控制级。两级伺服阀及三级伺服阀的功率级通常采用三通或四通滑阀式液压放大器，其特点是：工作可靠、抗污染性好。通用型流量伺服阀一般采用零重叠的三凸肩或四凸肩四通滑阀式液压放大器，其负载刚性好，零位泄漏小，效率高。（3）反馈或平衡机构伺服阀输出级所采用的反馈或平衡机构是为了使伺服阀的输出流量或输出压力获得与输出电气控制信号成比例的特性。平衡机构通常采用圆柱螺旋弹簧或片弹簧，也可直接采用力矩马达和力马达的弹性支承。它们常用于无反馈形式的单级伺服阀或弹簧对中式两级伺服阀中。两级伺服阀采用的反馈有以下形式:机械力反馈，简称力反馈。直接机械位置反馈，简称直接反馈。电气反馈，简称点反馈。压力反馈，用于压力伺服阀。负载流量反馈，简称流量反馈。根据具体环境要求选取QDY系列的电液伺服阀。QDY系列的电液伺服阀具有零点稳定、灵敏度高、零漂小、频带宽、抗污染能力强、长期工作可靠等优点。适用于位置控制、速度控制、加速度控制、力控制、压力控制、同步控制等自动控制系统中。根据《》其伺服阀型号为QDY6。3.5.8液控单向阀的选择液控单向阀是允许液流向一个方向流动，反向开启则必需通过液压控制来实现的单向阀。液控单向阀可用作二通开关阀；也可用于保压阀或立式液压缸的支承阀；用两个液控单向阀还可以组成"液压锁"。（1）工作原理当液空单向阀正向流动时，液流由A腔流向B腔；若从控制油口K通入控制油，使控制活塞将锥阀芯顶开，则可实现液控单向阀的反向开启，此时，液流可以从B腔流向A腔。工作原理图如下：工作原理图实现反向开启的条件是：式中——反向开启时的控制油压力（Pa）；——A腔压力（Pa）；——B腔压力（Pa）；——控制活塞摩擦阻力（N）；——锥阀芯摩擦阻力（N）；——弹簧力（N）；G——阀芯重力（N）；——控制活塞面积（m2）；A——阀座口面积（m2）。如果忽略控制活塞和锥阀芯的摩擦阻力，原式可简化为：如果将Ａ口接油箱，即Pa=0，上式又可变为这表明，液控单向阀反向开启时的控制压力主要取决于B腔压力和阀座口与控制活塞的面积比A/Ak。另外，与A腔压力PA也有关系。（2）性能要求液控单向阀除应具有单向阀的基本功能外，还要满足以下要求：a.控制活塞泄漏量小。b.反向开启时控制压力低。c.反向压力损失小。根据流量和压力，参考《液压设计手册》选用型号为DFY-L10H的液控单向阀。3.6其它元件的选择3.6.1滑轮的选择滑轮一般用来导向和支承，以改变绳索及其传递拉力的方向或平衡绳索分支的拉力。承受载荷不大的小尺寸滑轮一般制成实体滑轮，常用用铸铁。承受载荷大的滑轮一般采用球铁或铸铁、铸成带筋和孔或轮辐的结构。大型滑轮一般用型钢和钢板的焊接结构受力不大的滑轮直接装于芯轴；受力较大的滑轮则装在滑轮轴承或滚动轴承上，后者一般用在转速较高，载荷大的工况。由于张紧装置的受力不大，故选择滑轮直接装于芯轴。如下图所示：3.6.2钢丝绳的选取钢丝绳根据用途可分为圆股点接触钢芯钢丝绳、圆股线接触钢芯钢丝绳、圆股点接触钢丝绳、圆股线接触钢丝绳、圆股多层股不扭转钢丝绳、三角股钢丝绳等多种。根据实际情况选用圆股点接触钢丝绳即可满足要求。3.6.3液压泵站的选择与安装（1）液压泵站的用途液压泵站是液压系统的动力源，可按机械设备工况需要提供一定压力、流量和清洁度的工作介质。它由泵组、邮箱组件、控温组件、滤油器组件及蓄能器组件等组合而成。（2）液压泵站的种类及特点液压泵站按泵组布置方式分为整体型和分离型两类。整体型泵站又有上置式、非上置式、柜式之分。（3）液压泵站的设计液压泵站的用途主要是供油，因此设计时应考虑：泵的容量不宜选的太富裕，以免能量损失太大和油液的发热。尽量采用蓄能器来改善泵输出功率的平滑性，减少输出压力的脉动值和泵、电机的装机容量。大容量的液压泵源，采用多泵联供油，特别是一个循环周期中大流量负荷所占时间较短的系统，更应如此。大容量、短期满流量的系统，以及伺服系统，尽量采用恒压变量泵。采用定量泵时，泵出口处的溢流阀应采用节能型溢流阀或远控卸荷阀。液压泵的吸油管路应尽量短而直，减少断面突变，以利改善泵的自吸性能，降低泵的噪声。吸油管路通径应大于泵吸油口口径。滤油器应设置在系统的回油管路上，应尽量避免设置在吸油管路上。吸油管路的设计应考虑防止在正常工作条件与温度条件下，由吸油管路的热膨胀或机械干扰引起泵与驱动电机不对正的后果。⑨当泵的排量大于6.3mL/r，工作压力大于8MPa时，泵的吸油管路上应设置弹性补偿装置；泵的出口管道应采用高压软管；泵与驱动电机的底板应设置弹性减震垫。⑩泵装置中的零件拆卸引起的漏油或渗油污染环境时，要设置接油盘。（4）液压泵站的安装与使用液压泵站安装要点：安装时要检查液压泵、电机、标准型联轴器的规格、型号是否符合图样要求。要检查液压泵站、电动机、支架、底座各元件间结合面上有无锈蚀、凸出斑点和涂漆层，如有必须加以清除。安装时，各结合面应涂一层防锈油。卧式安装时，允差在电机与底座的接触面之间放置钢质垫片，垫片数量不得超过3片，总厚度不大于0.8mm。根据《液压设计手册》选用TND360-2型液压泵站，它是沈阳液压件厂生产的主要配套与数控机床。第4章管路的设计4.1吸油管的设计吸油管内油的流量Ｑ＝24L/min，吸油管道的推荐管道流速=1～2m/s，取=1m/s，则吸油管内径为：由于吸油管承压力很小，用钢管作为吸油管的管材，其壁厚为1mm即可，这样吸油管外径为。因此，选用外径为25mm，壁厚1.2mm的冷拔钢管。4.2压油管的设计压油管的管道流速≦3～6m/s，压油管内油流量Q=24L/min，则压油管的内径为：压油管的壁厚公式为：式中——壁厚，mm；d——管道内径，mm；——管道压力，MPa；——需用应力，MPa。对于钢管有：式中——抗拉强度，MPa；n——安全系数，取n＝3.5～6。当Pg<17.5MPa时，n＝6。钢管材料选15号钢，＝372.4MPa，则：＝=62.07MPa则壁厚为：。压油管外径＝2＋d＝12.54mm。由《液压设计手册》查出压油管选用外径为14mm，壁厚为1.8mm。4.3回油管的设计回油管的管道流速≦1.5～2.5m/s，取＝2m/s，回油管内油的油量为Q=24L/min，则回油管的内径为：回油管不承受油压，因此取壁厚=1mm，回油管外径=2+d=16.04+2=18.04mm。由《液压设计手册》查出回油管选用外径为18mm，壁厚为0.8mm。4.4液压系统中的压力损失验算雷诺数的计算公式为：压力油管的内径为d=10.4mm，管道中液压油流速＝5m/s，液压油的运动粘度V＝10×，所以其雷诺数为：＝因为＝5200>2320，所以主油路中的液压油的流动状态是紊流。紊流状态下，液体流经直管的压力损失的计算公式为：式中——油速，m/s；d——油管内径，cm；L——直管的总长度，cm;——压力油的密度，kg/m3；——摩擦阻力系数。的计算公式为：=0.3164则：=003726×0.9=0.075MPa局部压力损失公式为：式中——局部阻力系数。管道入口处的局部阻力（=0.5）为：管道出口处的局部阻力（=1）为：管道分支处的局部阻力（=0.2）为：管道转弯处的局部阻力（，=1.12）为：由于有四处直角弯管，系统的管路压力损失为直管压力损失和各局部压力损失之和，即：单向阀的开启压力为0.343MPa，所以总的压力损失为：

第5章主要部件的设计计算及强度校核5.1油缸支座的设计及强度校核从前面的计算可知，由缸对带式输送机施加的最大拉力=75.29kN，为此决定选用铸造结构，材料为HT30-54。这个零件处于工作状态时最危险的地方在支座孔处（图5-1）。图5-1支座孔示意图以下计算这危险面的强度。HT30-54灰铸铁的力学性能如下，主要壁厚15～30mm时，=300MPa。由于支座的受力周期与输送带张紧力的循环周期相同，每天11小时，因此这种受力的变化可视为静载荷，但由于灰铸铁是脆性材料，根据一般的机械制造中的规定，安全系数选用n=3。由此得：由此说明这个截面的抗拉强度符合要求。挤压强度的校核：HT30-54具有较大的抗拉强度，其抗压强度是抗拉强度的3.7倍，支座在孔截面的抗压截面积，是抗拉截面积的1/2，因此在抗拉应力的安全系数和抗压力的安全系数相同情况下，其抗压强度也是足够。地角螺钉丝孔mm所能承受的挤压应力计算如下：由于零件是由脆性材料铸造的，其＝1100MPa，取安全系数n=3，则许用应力为：同时随挤压力的有4个孔的内表面，每个孔内表面的挤压力为：式中F——零件受到的压力，F=75.29kN；d——受挤压的孔内直径，d=28mm；h——孔的深度，h=18mm；m——承受挤压力的表面数目，m=4。由此：由此说明其挤压强度满足设计要求。5.2液压缸活塞杆上的耳环的设计及强度设计对活塞杆上的耳环的技术要求为能承受F=75.29kN的拉力，具有体积小，质量轻等特点。根据实际情况设计一个叉型耳环以实现液压缸活塞杆与张紧钢丝绳之间的连接。叉型耳环的材料为45号钢，耳环的内螺纹按国家标准GB1068-67规定，选用M42×2mm螺纹，叉型耳环。45号钢的力学性能为：抗拉强度：屈服强度：耳环的受拉力作用的危险截面的面积S为：当F=75.299kN时，有：取安全系数n=3，许用应力为：由此说明这个截面的抗拉强度满足要求。第6章经济分析带式输送机在国民经济的众多的机械产品中是一种寿命周期较长的产品，并在诸多行业发挥重要的作用。这种产品市场的发展是不需论辩的，其每年市场增用量都在上升。从外观上看，作为一种产品，带式输送机又被众多的行业和人认为技术含量较低，因而，无论是该产品的制造商还是业主们都把它的价格作为市场竞争的最重筹码。近年来，带式输送机价格大战此起彼伏：行业内企业都经历了残酷价格之争的考验。胶带机价格=①材料+②人工费+③设计费+④材料处理费+⑤项目运作投入。按DIⅡ标准《产品质量分等规定》、《通用技术条件》等，胶带机的吨成本（不含胶带）应为8200元~9200元，这个价格不包括：有特殊要求的产品；驱动装置及其他部分复杂的产品；需要新设计的产品；考虑固定费用和管理费用及税金之后，其吨价格应为9840元至11040元。这个价位基本上适应了当前市场。随着科技的日益提高，材料的不断改进，工人技术的提高，产品的生产效率大幅的提高，带式输送机的生产成本也随之而降。再加上市场对它的需求也日益增加，它的应用前景、效益将更为乐观。张紧装置在这整个输送机所占的资金比例占80%以上，所以，在张紧部分的设计更要考虑到经济性，下面的例子充分表明了液压张紧在资金上的节省。例如输送机运距长为1.3Km，提升高度为311m，运输量为200t/h,带速为2.5m/s，装了这套液压装置后，省去了洞室和降低了一级带强，节约资金如下表所示。名称带强（Nmm-1）轴功率（kW）安区系数洞室（m3）输送带长m节约资金万元液压张紧2000306.137.970344040.92固定张紧2500320.67.5516034320则1.节省所送带4层，按50元/m2计，共节省36.12万元。2.洞室按300元/计，可节省改装4.8万元。3.电费因容量减少14.53KW，平均每天工作按10小时计，每年按300天工作日计，电费按0.25元/（kWh）计，每年节约1.089万元。

结论通过这次毕业设计，让我对以往学习过的液压知识有了更深刻的理解。课本学的只是一些理论上的知识，而现在我所设计的液压张紧装置，我所学到的不仅仅是它的理论知识，更重要的是它对我的实践上的培养。几个月的毕业设计，让我在液压的学习上走向了一个更深入的层次，从各种液压阀的利用上，到管路的设计上，有了更深刻的认识。特别是在设计的合理性上，有了一个质的飞跃。这次毕业设计是我从学生走向工作岗位的一个重要过渡阶段，我深深的感谢这次毕业设计。致谢这次毕业设计已经圆满结束了，这是对我大学四年来所学知识的一个系统的总结以及锻炼，这对我今后的学习、工作将大有帮助，不仅让我系统的温习了一下自己所学的知识，让我更加深刻的理解，还使我学到了很多以前未曾重视、未曾掌握的知识，从而在今后的学习和工作中更熟练的应用到实际当中。这次毕业设计是在于信伟老师、刘讯涛老师以及机械学院其他老师的精心指导下顺利完成的。此外还得到了班级同学的大力帮助，使我的毕业设计更加完善。在此特别感谢感谢于老师、刘老师及机械学院的所有领导和老师对我的指导和帮助。参考文献1李民，宋建军.燃料设备运行与检修.水利电力出版社，19832夏炽宇.胶带运输机在电厂中应用情况与技术要求，19913中国矿业学院.矿山运输机械.煤炭工业出版社，19874于学谦.矿山运输机械.中国矿业大学出版社，20045杨复兴.胶带输送机结构、原理与计算.煤炭工业出版社，19836张钺.新型带式输送机设计手册.冶金工业出版社，20037周广林.机械工程基础.黑龙江人民出版社，20008徐灏.机械设计手册.第四卷.机械工业出版社，19929任嘉卉.公差配合.机械工业出版社，199310甘永力.几何量公差与检测.上海科学技术出版社，200311梁德本，叶玉驹.机械制图手册.第2版.机械工业出版社，200012成大先.机械设计手册.单行本（减速器、电机与电器）.化学工业出版社，199613张永忠，苏斯华.矿山机械制造工艺学.中国矿业大学出版社，198914王荣祥，李捷，任效乾.矿山工程设备技术.冶金工业出版社，200515濮良贵，纪名刚.机械设计.第七版.高等教育出版社，200416苏发，李文双，于信伟.机械制造工程学.黑龙江科学技术出版社，200417徐灏.机械设计手册.第三卷.机械工业出版社，199218机械工业部北京起重运输研究所.DIN西德工业标准.机械工业出版社，198319机械工业部北京起重运输研究所.ISO工业标准.机械工业出版社，198320宋伟刚.带式输送机的动力学模型.连续输送技术，199521范存德.液压技术手册.辽宁科学技术出版社，2004

专题带式输送机胶带跑偏的原因与治理带式输送机由于具有结构简单，造价低廉，并且维护方便，可以实现不同距离运送物料的要求等特点，因此，被广泛应用在矿山、冶金、电力、港口、煤炭等部门，是生产工程中最常用的一种输送机械。但带式输送机在工作过程中会出现不同情况的问题，其中以胶带在运行中跑偏最为常见。所谓胶带跑偏，就是带式输送机在运转过程中胶带中心线脱离输送机的中心线而偏向一边的现象称之为胶带跑偏。胶带跑偏可能造成物料撒落和浪费，使胶带的边缘与机架相互磨损，使胶带过早损坏，从而大大降低胶带的使用寿命。胶带又是输送机的重要组成部分，其用量大价格较高，在整个输送机的成本中占了很大的比重大约为50%。当胶带跑偏严重时胶带将脱离托辊掉下来，或者发生胶带划破等严重事故，使带式输送机不能正常工作。由于生产过程的连续性和设备之间的联锁性，如果其中一条带式输送机发生故障，就会影响其他设备的正常运转，造成整个生产过程的瓦解，因此，分析和研究带式输送机输送胶带跑偏的机理和原因，找出减小和消除胶带跑偏现象的方法，在实际生产过程中具有重要意义。1.带式输送机胶带的跑偏机理在带式输送机中，由于输送机胶带既是牵引构件，靠它来传递运动和动力，又是承载件，用来支承物料载荷。而在带传动中，传动带只是牵引构件，用来传递运动和动力。在实际工作中，根据不同的工作条件，可以选用不同质地的传送带，常用的传送带类型有：钢丝芯带、强力尼龙芯带、橡胶帆布带等。此处以平皮带为例加以分析，图1为平带传动原理图。传送带不工作时，由于传送带张紧在两滚筒上，故传送带两边的拉力应相等，都等于初拉力F0。当传送带以顺时针方向转动工作时，紧边拉力为F1，松边拉力为F2。则传送带工作时的有效拉力Fe为Fe=F1-F2。如果近似地认为传送带工作时的总长度保持不变，则传送带的紧边拉力的增量，应等于传送带松边的减少量，即F0=(F1+F2)/2。由上两式可得F1=F0+Fe/2，F2=F0-Fe/2。将柔韧体摩擦的欧拉公式F1=F2efa代入上式得Fe0=2F0(efa-1)/(efa+1)。式中：F0——输送带的初拉力；F1——输送带的紧边拉力；F2——输送带的松边拉力；f——输送带与带轮之间的摩擦系数；a——带在带轮上的包角；Fe0——带所能传递的最大有效拉力。由此可知：输送带的最大牵引力是与初拉力F0成正比的；最大牵引力随着包角A的增大而增大；最大牵引力随着摩擦系数的增大而增大。通常带式输送机胶带的宽度较宽，这是由带式输送机的工作所决定的。因此，带式输送机的牵引力和初拉力在带宽上的分布比较复杂，如果载荷在带宽上分布不均匀，就会使输送带跑偏。因此，在其他参数一定的情况下，输送胶带是否跑偏，主要由输送机的牵引力或初拉力在带宽上的分布状况决定。所有使力在输送胶带带宽方向上发生偏载的因素，都是使输送胶带跑偏的原因。2带式输送机胶带跑偏的原因造成胶带跑偏的原因很多，但其根本原因就是使胶带的受力沿带宽方向分布不均造成的，根据生产现场的实际情况，找出胶带跑偏的主要原因有以下几个方面。(1)输送带自身的质量或制造质量问题。如：边缘成波纹状，带厚不均匀，或有小缺口等弊病。(2)输送机的安装方面存在问题。如：输送机头、尾部滚筒、托辊的轴线不平行；所有滚筒和托辊的轴线与输送机机架的中心线不垂直；各落料点不在胶带中心，使胶带承载面上受力不均。(3)在粘接胶带接口时，由于胶带接头不正，即接口与胶带中心线不垂直造成胶带受力不均而导致跑偏现象的发生。(4)托辊转动不灵活，托辊太稀或连续缺托辊，使胶带两侧受力不等。(5)清扫器不能充分发挥作用，造成物料粘结在托辊和改向滚筒上，使其形成了锥形或凸凹形状，从而胶带受到侧向水平分力，发生跑偏。3防止胶带跑偏的主要措施根据以上列举的影响胶带跑偏的众多因素，可以采取适当的措施加以防止。(1)边缘成波纹状，带厚不均匀等胶带自身制造过程中出现的问题，对于使用者来说，只有在选购胶带时，选择质量好的产品。(2)提高安装质量，把胶带跑偏控制在一定的范围。带式输送机安装的质量标准如下：头尾机架中心线对输送机纵向中心线不重合度不应超过3mm。头尾机架(包括拉紧架)安装轴承座的2个平面应在同一平面内，其偏差不应大于1mm。中间架支腿不垂直度或对建筑物地面的不垂直度不应超过0.3%。中间架在铅垂面内的不直度应小于1%。中间架接头处，左右、高低的偏移均不超过1mm。中间架间距的偏差不应超过±1.5mm，相对标高差不应超过间距的0.2%。托辊横向中心与带式输送机纵向中心线的不重合度不应超过3mm；托辊架的轴线应与输送机中心线垂直，有凹凸弧的胶带应根据设计要求缓慢变向。带式输送机的传动轴中心线与机架的中心线应垂直，使传动滚筒宽度的中心与机架的中心线重合，减速机的轴线与传动轴线平行，同时，所有轴线和滚筒都应找正，根据带式输送机的宽窄，轴的水平误差可以在0.5至1.5mm。(3)对于胶带接口不正的问题，除了加强人员的技术培训外，改善胶带的粘接工艺，由过去的冷粘方式改为采用热硫化胶阶梯斜角形接头方式。因为，斜角形接头的接触面积随截断角度的减小而增大，且斜角接头在运转时所受应力不会集中在同一横截面上，因此不易发生接头开裂现象，同时易于对合准确，并能较好地保证接头处中心线和胶带中心线保持一致，使其内部受力均匀，防止运行中跑偏。(4)在管道卸料点处增加一缓冲调整板，该装置不但可以对卸料点进行调整，还可以有效地将输送的物料均匀堆卸在胶带上，防止物料下落时对胶带产生不均匀的侧向力而导致胶带跑偏。(5)对于输送机由于托辊出现问题而导致胶带跑偏的，除了及时更换、安装、修理损坏的托辊外，还可以用以下措施进行纠正。即侧托辊向输送带运行方向前倾防跑偏法。这种方法就是将两个册托辊均向输送带运行方向前倾一个角度，这个角度一般取2度到3度。在输送机的任意部位安装一对跑偏监视器和一套调整部分，调整部分由纵梁支座、固定纵梁、移动纵梁、托辊组、驱动机构和电动机组成。驱动机构的右边与电动机连接，左边与移动纵梁连接，跑偏监视器安装在调整部分的前面，固定纵梁装在输送带的一侧，移动纵梁有支座装在机架的另一侧，移动纵梁的支座上的限位销与移动纵梁上的纵向导槽滑动配合，托辊组的两端分别挂在固定纵梁和移动纵梁上。当输送带因某种原因偏向一侧超过100m时，该侧的跑偏监控器发出报警信号，同时驱动调整部分纵向移动，从而改变托辊与输送带的交角，对输送带产生横向推力将输送带调整到允许的范围内运动。ISO标准都规定前倾角小于3度，并给出由此而产生的附加阻力。受力分析如下图：受力分析图附加阻力F1为：式中——摩擦系数；N1——输送带对托辊的正压力；——输送带单位质量；——物料单位质量；B——带宽；b1——前倾托辊与输送带接触长度。垂直于输送带运行方向的分力Fa1为：式中——前倾角，——槽角。同理可知Fa2。当输送带向一侧跑偏时，则纠正偏力为：在轴向纠偏力的作用力下，输送带向中间移动，直至达到平衡。由于输送带的轴向纠偏力是两侧力的差值，数值较小。为了定心可靠，应将所有上托辊前倾2度到3度；也可以间隔几组不前倾的托辊放一组前倾托辊，阻力可减少许多，但纠正可靠性差一些。(6)对于清扫装置不能发挥充分的作用，要求维修人员要对清扫器进行定期的维护，保证清扫器与胶带始终保持良好的接触，使胶带表面的物料能够及时清理；在胶带回程要每隔30m安装一套清扫器，保证回程非工作面的清洁；另外，还在头尾部的增面滚筒处安装清扫器，可以随时清理增面滚筒上的粘煤，使胶带不受到侧向水平分力，避免胶带发生跑偏。(7)加强设备的改造，特别对使用尾部车式拉紧装置的带式输送机，我们自行对其进行重新设计安装，增强其自动纠偏性能，避免胶带从尾部滚筒处发生跑偏，具体的方案如下：从力学分析及实践经验上来看，通过调整尾部拉紧滚筒轴心线与胶带纵向中心线间的夹角来纠正尾部胶带跑偏，效果最为明显。所以采取的第一个措施就是：改变目前拉紧装置钢丝绳曳拉方式和拉紧小车的受力情况，使其达到自动纠编的作用。其自动纠偏机理为：在胶带跑正的情况下，A，B段钢丝绳与拉紧小车架构成了等腰三角形结构，且A，B段钢丝绳受力相当。假如尾部胶带向左侧跑偏，胶带中心线就会偏移拉紧滚筒长度上的中心线，拉紧小车因受胶带相对偏斜力的反作用，而相应产生顺时针角偏斜趋势，而由A，B段钢丝绳及小车架构成的等腰三角形就会遭到破坏，A段钢丝绳(因增长的趋势)成为紧边，B段钢丝绳(因缩短的趋势)成为松边，重锤力G在A段绳上分力大于B段，即G1>G2，即产生一对令拉紧小车逆时针偏转的力偶。因此，在重锤与胶带拉力的共同作用下，小车就会产生逆时针角偏转，并向正中的趋势发展，皮带随之跑正，A，B段钢丝绳受力相当，如图2所示。另外改进前，拉紧装置行走轮外缘面为圆柱型，与道轨配合为4条线接触，其内部滚动轴承选用为调心球轴承，这就决定了拉紧装置的导向性和运行稳定性较差。为提高拉紧小车在拉紧行程内具有良好的导向性与可靠性及弥补行走道轨安装中少量的误差，其行走轮外缘面改为内八字双曲面结构，道轨踏面改为与之适应的正三角形，内部轴承形式为向心球轴承。改进后行走轮与道轨配合为4个点接触，这样就不但保证了拉紧小车具备了一定左右、偏转运动方向上的自由度，而且减小了拉紧装置在纠偏时的摩擦阻力，增加了其灵活性。4使用中如何调整胶带跑偏在实际使用中，由于影响胶带跑偏的因素很多，随着各种情况的变化，仍可能会出现输送胶带的跑偏。胶带跑偏的规律是：当滚筒旋转轴线与胶带运行方向垂直时，胶带向紧边跑，即胶带向滚筒直径增大的方向跑；当滚筒或托辊旋转轴线与胶带运行方向不垂直时，胶带向滚筒或托辊先接触的那边跑。掌握好了这个规律，工作中出现胶带跑偏现象时，应首先分析其原因，找出主要原因后，再动手调整，不要盲目行事。调整胶带跑偏的工作应在空载运转时进行，一般从输送机头部卸载滚筒开始，沿着胶带运行方向先调整回程段，后调整承载段，切忌多人同时动手，每调整一次以后都要让胶带运行几圈后才能决定是否需要再调整。在滚筒处跑偏，可以调整滚筒，在其他地方跑偏，就调整托辊。调整托辊应在一侧，切勿两侧同时调，调整换向滚筒和托辊时的一般原则如图3所示。在换向滚筒处胶带往哪边跑即调紧哪边，如图3a所示；在托辊处胶带往哪边跑就在哪边将托辊朝胶带运动方向偏转一个角度，但一次不能调得太多，要根据胶带运动情况适当调整，如图3b所示。5结束语以上综述了有关胶带跑偏的机理、产生的原因、防止跑偏的措施以及使用者如何调整胶带跑偏，在以后的生产实践中如能对这一问题引起足够的重视，并能认真地在日常的维护中做好胶带跑偏工作，则对提高带式输送机的设备完好率和使用寿命都会产生明显的影响。参考文献1机械工业部北京起重运输研究所.ISO工业标准.机械工业出版社，19832宋伟刚.带式输送机的动力学模型.连续输送技术，19953杨复兴.胶带输送机结构、原理与计算.煤炭工业出版社，19834张钺.新型带式输送机设计手册.冶金工业出版社，2003

附录一浇铸钛和金的显微结构和机械性能摘要：通过感应熔化的方法而获得的Ti21523合金，研究热处理和冷却凝固率对其显微结构和机械性能的影响和作用。结果表明：通过增加冷却凝固率，可以使Ti21523合金的显微结构从单一化特征及大尺寸的粒状结构变成了具有优良性能的小尺寸粒状结构。通过采用不同的方法和对不同时期的合金进行处理，合金相位逐渐在粒状晶体的内部和粒状晶体的边界上沉淀。由于沉淀物晶相的改变，合金承受拉力的性能和伸长率同时被改良。在σb=1.406Gpa、δ=4.5%时，将会获得一种具有良好性能的合金,在临界区域里使用这种合金会让我们收到满意的效果。关键字浇铸Ti21523合金；冷却凝固率；机械性能1介绍钛合金以其优良的机械性能，在飞机、航空航天和其它领域中，受到了人们的关注和认可，尤其是在较高特殊作用力的环境之下。在降低航天器的质量并改进的它的运输适宜性上，该合金受到了关注。为了满足以上两种情况，一种被叫做贝它钛的重要钛合金逐渐得到发展和优化。由于其具有高抗力、弹性系数和伸长率等良好的综合性能，合金Ti215V23Cr23Sn23Al(Ti21523)已经变成了潜在的选择材料被用于在那些贝它类型合金之中。从以上的论述中我们可以知道，Ti21523合金在室温有较好的可使用性，同时也适用于寒冷的工作环境之下。不幸地是，由于合金的高处理成本以及诸如低可塑性和高刚度等缺点，使其在制造复杂的联合体和薄壁件时存在许多问题，成为影响其在航空航天业中广泛应用的关键所在。为了降低其合成成本并达到其易于重新塑造的弹性，精密铸造技术被引入到了这个领域中。但是由于铸造出来的合金其贝它晶粒较大且机械性能很低，故此Ti21523合金的使用受到了极大的限制。由于热处理对Ti21523合金的力有影响，因此Ti21523合金还是可以改善其伸长率并提高它的机械性能的。关于热处理对Ti21523合金的影响的研究首先在美国和前苏联开展。他们指出：在热处理之后，在阿尔法晶相的内部和边界上均出现了矩阵式的沉淀物，阿尔法相的出现与分布戏剧性地改善了合金的机械性能。这篇文章的目地就是要找出在不同的冷却凝固率和热处理条件下钛合金的机械性能和微观结构的变化，以找到一个科学合理的方法来测量和进一步提高合金的机械性能。2实验实验的原料来自海棉状的钛,矾和铝的合金，高纯净的铝块，铬粉和锡块。然后他们在一起在感应炉里被融化，依照合金名义上的组成成份，其组成成份有15%V、3%Al、3%Cr、3%Sn，其余的全部是Ti。装料的总重量是18千克。我们设置旋转式喷灌器工作转速为200转/分，分布的温度大约是1750℃。为了研究合金不同的冷却凝固率对于其机械性能和微观结构的影响，熔化的合金离心后被浇注到一个长235mm，宽100mm，厚度分别为50mm、25mm、10mm的一系列金属模具内。用于分析合金的微观结构和机械性能的样品就来自于其中。热处理的试样在800℃下被加热20分钟，然后水冷。其他用空气冷却的试样也是如此。合金的显微结构被放在高倍显微镜下和TEM机上进行研究。拉伸试验后的物理断面也被放在SEM机下进行研究。它的机械特性是在Instron1186电子拉伸机上进行测试的。3结果及讨论3.1冷却凝固率对合金微观结构的影响合金在冷却凝固后的微观结构如图1所示.带有少许气体和热力孔的等轴β晶粒在合金晶粒的内部和边界上均有分布。带有黑色的第二幅图被认为是一个不平衡的冷却凝固结构。随着冷却凝固率的不断增加，晶粒的尺寸变得越来越小。越靠近模型的内表面晶粒的尺寸越小，越小的铸造尺寸结果也是如此。这是因为在模型的内表面以及较小的铸造尺寸时，激冷作用对合金的晶粒尺寸并没有多少不同之处3.2冷却凝固率对合金机械性能的影响下表1列出了不同的冷却凝固率对合金延展性的影响。随着冷却凝固率的增加，合金承受的拉力也随之增加，与此同时，合金的延伸率也逐渐升高。延展率的增加主要归因于较小的晶粒尺寸。比较较薄的部分而言，中等厚度及较厚区域在延展性方面并没有太大的不同之处。3.3热处理后的合金微观结构在正常情况下，通过空冷和小冷的合金单β是可以区分开的。经过不同时期和不同方法的处理之后，针状的α相出现在了晶粒的内部以及边界上，良好的拉伸和延伸率的结合是可以通过恰当地热处理来达到的。图2的（a）和（b）中展示了TEM假想的在450℃到650℃时加热8小时后的合金显微结构。随着温度的逐渐升高，针状的α相变得粗糙。α相与其基体之间存在着互不相干的相互关系。图2（c）中显示出α相析出于晶粒的边界上，α相与晶粒边界所成的角度估计30°。α相之所以很容易在晶粒的边界上析出的原因可以归结为较低的成核能量以及不完全处理后在晶粒的边界上所产生的元素相互排斥作用。在晶粒的边界上大量的析出α相将导致合金的脆性。图3（a）和（b）中展示出了TEM机假想的在450℃下加热6小时和24小时时的合金相图。随着加热时间的增加，α相变得越来越粗糙。同时，α相也会部分的增加。图3（）中展示出了TEM机假想的双期处理后的合金的对比。双期处理后的α相变得更加粗糙，在α相的析出物上有很长一段的距离。3.4热处理后合金的机械性能图4（a）中表示了在不同的加热温度下加热8小时后合金机械性能的变化。随着加热温度的逐渐增加，伸长率和屈服强度下降而伸展率增加。导致合金机械性能变化的主要原因是晶粒的大小，数量以及基体上的α相。随着加热温度的不断增加，α相变得越来越粗糙，从而导致了该相越来越容易析出并附着在原有的晶粒上。在进行机械性能测试的过程中，α相最终导致了合金的低强度和高的延展性。当加热温度为450℃时，等于1.406GPa,当加热温度为650℃时，等于905MPa。对比于强度而言，合金延展率的变化有不同的倾向，延展率从4.5%（450℃）变为14.4%（650℃）。图4（b）中展示出了在450℃下加热不同时间后合金机械性能的变化。随着加热时间的不断增加，合金的伸长率和屈服强度稍有增加而延伸率却下降了。随着加热时间的继续增加，析出物的距离变得特别小，从而很难再析出，以致于导致了在测试的过程中，金属的强度升高而延伸率下降。图5显示出了在450℃和650℃下加热8小时后的合金破碎形态。结果显示出破碎是在内部出现的表现出涟漪的特性。虽然破碎是内部的微粒，但是相对较小的微粒尺寸也许是高延展性的最好解释，合金二期加热后，强度增加而延展性下降，下降到了386兆帕。延展率提高到3.5个百分点，二期处理之后，析出物之间较长的距离是导致合金低强度和高延展性的主要原因。3.5热处理后冷却凝固率对合金机械性能的影响图6显示出了热处理之后合金中等厚度和较厚部分的机械性能，试样在800摄氏度下完全处理20分钟之后在不同的温度下加热8小时。随着加热温度的逐渐增加，中等厚度和较厚区域合金的拉伸力下降而延展率升高，总的来说，合金中部的伸长率和延展率都比较厚部分的高，但是当温度厚度部分高于510摄氏度时加热8小时后，合金中等厚度部分的伸长率和延展率却都比较厚部分的低。这个不期望的后果可以由晶粒从边界向晶粒内部逐渐混合，从而导致了内部应力起作用而获得解释σs=σi+kLd-1/2(1)其中σi是断层混乱运动中磨擦力的反作用力。kL是一个常量，d是晶粒直径。晶粒内部应力可以由Ashby的Orowan公式来描述。τ=Gb/2π(D-l)lnl/r0(2)其中G是剪切模量，b是伯格斯向量，r0=4b,D是析出物之间的距离，L是析出物的厚度。当考虑到拉伸屈服作用力的时候，我们便可以推断出多晶材料时：=1/2σ晶粒边界应力和内部应力的混合作用关系式可以表示为：σs=σi+kLb-1/2+Gb/π(D-l)lnl/r0(3)增加晶粒的尺寸将会导致屈服强度的下降，但同样可以导致在晶粒内部的析出物的密度变大，从而使析出物之间的距离减小，比较较小尺寸的晶粒而言，较大尺寸的晶粒在晶粒内部的析出物在对伸长率的影响与作用上占有优势。当在510摄氏度下加热8小时后，大尺寸晶粒的伸长率在晶体内部的析出物中要远远超过小尺寸的晶粒。4结论（1）凝固后的合金的微观结构是由各方等大的β晶粒和在晶体边界和内部的一些气泡和热力孔所组成。随着冷却凝固的增加，合金的晶粒尺寸变小，伸长率和屈服强度增加。同时，合金的延展率升高。（2）随着加热温度的升高和加热时间的增加，针状的相变得粗糙。同时，相的碎片数量也随之增加