散料装车机设计说明书

1 前言1.1 选题背景与意义1.1.1 装车机的发展状况：伴随着经济社会的不断发展，工程机械在现代化基础建设等方面扮演着越来越重要的角色。集机、电、液一体化和信息、激光等高新技术于一身的工程机械产品，正在向着自动化、远程控制和智能化等方向迅速的发展。装车机作为现代工程机械中的一员有着同样的发展趋势。装车机主要用于输送土壤、沙石、煤炭、石灰等散状物料。由于装车机工作速度快、效率高、灵活机动好、操作轻便等优点，因此广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山等建筑工程。轮式装车机行业在我国起步较晚，且制造技术是陆续从美国、德国和日本等发达国家引进的。所以我国轮式国产轮式装车机的技术发展水平与西方发达国家差距十分明显。目前国产轮式装车机也正从水平低、质量差、利润低、的处境向高水平、高质量、中价位、经济实用型过渡。已经从仿制仿造向自主研发过渡，各主要厂家也不断加大技术研发的投入，采用新型的技术路线，在关键部件及系统上实现了高水平的技术自主创新，摆脱目前产品设计中抄袭的困境和无自己特色和优势的发展现状，从低层次混乱竞争的怪圈中脱颖而出，成为装车机行业的领头羊。特别是大型和小型轮胎式装车机，在近年来的发展过程中，受到市场总需求量和客观经济条件的限制。在这种背景下，中型装车机得更新速度越来越快；且各项性能指标不断优化，结构件的强度和刚度不断大幅度提升，以使整机的可靠性得到极大的提高；系统结构得到极大的优化，系统性能极大提高；特别是电子技术及负荷传感技术的不断发展实现了变速箱的自动换挡和液压变量系统的高效利用，效率极大地提高了、能源利用率得到极大的提升、降低了装车机作业时的工作成本；安全性和舒适性得到极大地提高；与此同时噪声和排放大大降低了，环保指标不断地到强化；广泛采用新型材料、新工艺和新技术，特别是机、电、液一体化技术的应用，是产品的寿命和可靠性得到极大的提高；维修得到最大限度的简化，维修时间和保养次数极大地减少，维修空间极大地扩大，电子监视及监控技术得到广泛的应用，故障诊断系统得到进一步的改善，提出了一些解决问题的新方法。1.1.2 选题的目的和意义:本次毕业设计主要先对轮胎式散料装车机的总体进行设计，然后着手个工作部件装置的设计、功能的分析，从而对装车机进行进一步的研究，其中对装车机的工作状况进行了一些简单的探讨，以及对工作装置的液压系统进行简单的设计与讨论。通过整个设计，让自己对装载机有了更深的了解与认识。1.2 设计内容本设计主要包括四部分，第一部分是装车机行走机构的设机，第二部分是装车机取料机构的设计，第三部分是装车机送料部分机构的设计，最后是三个部分的有机连接的支撑部分的设计。图 1 轮胎式散料装车机1.3 设计方案一种装车机械轮胎式散料装车机，由取料、送料、行走机构和车身组成，取料机构为两套曲柄摇杆机构，能实现连续取料动作。行走机构由电机、传动轴和轮胎组成，在传动轴两侧各装有一只电磁离合器，通过对单只或两只电磁离合器的控制，从而实现装车机的左右转弯或进退等动作。1.3.1 设计构思（1）带传动：带传动是一种挠性传动。带传动的基本组成零件为带轮（主动带轮和从动带轮）和传动带。主动带轮通过与传动带之间的摩擦将动力传递给从动轮。带传动具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸震的特点。（2）链传动：链传动是一种挠性传动，它由链条和链轮（小链轮和大链轮）组成。通过链轮轮齿与链条链节的啮合来传递运动和动力。主要用在要求工作可靠，两轴相距较远，低速重载，工作环境恶劣，以及其他不宜采用齿轮传动的场合。（3）齿轮传动：齿轮传动的特点主要有：效率高，结构紧凑，工作可靠、寿命长和传动比稳定等特点。但制造及安装精度高，价格较贵，且不宜用于传动距离较大的场合 1。2 行走机构的设计2.1 行走机构的构思行走机构采用电动机直联摆线针轮减速器，经减速器主轴上的圆锥齿轮和传动轴上的圆锥齿轮齿合，将主电机运动传至传动轴上，在传动轴两端对称布置了两台电磁离合器，离合器外侧紧靠安装有半轴，离合器的摩擦片与联接爪联接，联接爪通过螺钉与半轴联接。当断电时，外摩擦片恢复初始状态两者分离。当通电时，离合器线圈产生磁力吸引磁铁压向摩擦片，产生摩擦力矩，通过离合器上与半轴刚性联接的联接爪将力矩传递给半轴断部的轮毂上的轮胎，实现传力。图 2.1 行走装置示意图当主电机和左侧离合器通电时，通过左半轴和传动轴的刚性连接，使左轮转动；而右侧离合器断电，右轮不转，从而实现了左转弯。若要右转弯，则可使右侧离合器通电来实现。两侧的离合器同时通电时，左右轮可同时转动，从而实现后退或前进运动。为配合行走机构结构的设计，选用 DLM7 湿式多片电磁离合器。该离合器的工作环境为润滑条件良好且无足以腐蚀金属和破坏绝缘的气体及导电尘埃的介质中。2.2 行走机构锥齿轮的设计与校核齿轮的设计主要包括结构的设计和强度的校核。齿轮的结构设计主要包括齿轮类型的选择、精度等级的确定、齿轮材料的选取机齿数的确定等；齿轮的强度校核主要包括接触疲劳强度的校核和弯曲疲劳强度的校核。2.2.1 齿轮型号、精度等级、材料及齿数的确定（1）设计该散料装车机使用寿命为 15 年，每年工作 300 天，每天工作 10 小时，传动比 2i。1.通过对传动的分析，选用 90的标准直齿锥齿轮传动。2.该装车机工作在一般速度下，故选用 7 级精度（GB10095-90） 。3.材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr， （调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢， （调质）硬度为 240HBS，两者材料硬度相差为 40HBS。4.选小齿轮齿数 12z，因 i，所以与其配对的大齿轮齿数为 1=44在 GB12369-90 中规定了大端的压力角 a=20，齿顶高系数 ha=1 ，顶隙系数 c=0.2锥齿轮模数选择 1.6 GB12368-905.由2121cotanzi，计算得 126， 4，计算该对齿轮的当量齿数为： 1coss.5vz，224/610（2）按弯曲疲劳强度计算，由设计计算公式（2.1）进行试算，即 FaS132R0.5YKTmzu(2.1)1.确定式内的各未知参数2.计算载荷系数 KAV= (2.2)使用系数 KA=1.1动载系数 1.3VK；齿间载荷分配系数 1H；齿向载荷分布系数 .5.1.65FHbeK，所以载荷系数 39.26.1.3.计算扭矩1950.81574.PTNmn（2.3）4.锥齿轮传动齿宽系数 R R1/3b(2.4)锥齿轮传动的齿宽系数，通常取 0.25-0.35，最常用的值为 1/35.查取齿形系数由齿形系数表查得 12.7;.5FaFaY。6.查取应力校正系数 12.7;1.68sasaY。7.由式（2.5）计算应力循环系数 8188260360.40.4.hNnjL(2.5)8.弯曲疲劳寿命系数 195FNK； 29FN。9.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数 .4S，由式（2.6）得1220.359.64.820FNEKS(2.6)10.计算大小齿轮的 FaY并加以比较12.750.1873964.8aSFY(2.7)FaS132R40.5YKTmzu23 2870.145.1.齿轮模数 m的大小主要有承载能力所决定，m 圆整并取标准值 6m，由此算得的小齿轮分度圆直径 162dzm。11.直齿锥齿轮的弯曲疲劳强度可近似的按平均分度圆处的圆柱齿轮进行计算，因而可直接沿用式子(10.5)tFaSAf fRKYb(2.8)大齿轮分度圆直径 2642dmzm185713tTF锥距2146Rmz(2.9)8.73b2.452.6481(10.5)()6tFaSAf fRKY 齿跟疲劳强度合适（3）按接触疲劳强度设计由设计计算公式（2.10）进行试算校核，即(2.10)2E131 2HR.9()0.5ZKTdu查表得弹性影响系数 8.E同上查表并计算得： 21 238.9.145872.()9.15()5703d m计算数值与由按弯曲疲劳强度计算所得的 相比较，16,d，所取数值符合要求。179.5132dm由齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 lim10HMpa大齿轮的接触疲劳强度极限 lim250HMpa接触疲劳寿命系数 10.9NK; .N取接触疲劳系数 S，由式（2.11）得 (2.11)1lim2li20.956701.839HNKS(2.12)1235(0.5)HEHRRKTZdu123(0.5)HERRdu2.48.7518914()63H2.2.2 行走机构轴的设计与校核（1）电机转速 1400r/min 减速器传动比 i=10 功率 1.5则 小齿轮转速 V 小齿轮=1400/10=140r/min锥齿轮传动传动比 i2=1：2 则 轴的转速为 70r/min。轴的功率 123.AP两锥齿轮传动效率为 0.94摆线针轮减速器工作效率为 0.92123.A.5094.初始数据为 ; V=70 r/min1.3APKW（2） 据公式 d 计算/T式中 D-计算剖面处轴的直径，mT-轴传递的额定转矩，N.mT=9550000P/NP-轴传递的额定功率，kwN-轴的转速，r/min-轴的许用转应力 Mpa计算的 d=65.3，圆整后取 66对于直径小于 100mm 的轴：由一个键槽时，轴颈增大 5%-7%，由两个键槽时应增大 10%-15%d =66x1.15=75.9mm圆整后取 76mm（3）轴的结构设计第一段轴上安装电磁离合器，电磁离合器的直径为 76mm，该轴段的长度为110mm；第二段由于同时承受径向力和轴向力，所以采用圆锥棍子轴承，根据工作要求并兼顾第一轴段的直径，选择 基本游隙组为 0 组，标准精度级的圆锥辊子轴承30317，其尺寸为 dxDxT=85mmx180mmx44.5mm,故第二段轴直径为 86mm 由于其右端安装有齿轮。第三段安装齿轮，直径 93mm 长度 80m；第四段属于轴肩，h0.07d 所以选择此段直径 100mm，长度 24mm；第五段是按机构要求产生的轴段，直径可与安装齿轮段相等，此处取 93mm 长度由结构决定；第六段与第二段作用相同，安装圆锥辊子轴承，所以直径也为 86mm，由于没有套筒只有箱体的一部分，所以长度选择 52mm；第七段与第一段相同作用形式，同样装有电磁离合器选择直径为 76mm 的电磁离合器，直径为 100mm。图 2.2 行走装置轴从左到右第一至第七2.3 键的设计2.3.1 键的选择键的选择包括类型和尺寸选择两个方面。键连接的结构特点，使用要求和工作条件决定了键类型的选取；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。键的截面尺寸（键宽 b 键高 h）和长度 L 为其主要尺寸。键的截面尺寸 bxh 按轴的直径 d 由标准中选定。键的长度 L 一般由轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度；而导向键则按轮毂的长度及其滑动距离而定。一般轮毂的长度为 ，其L)25.1(/中 d 为轴的直径。由于此处键主要用于传递转矩，所以选用普通平键。键的强度设计准则：强度校核后，如果强度不够时，可采用双肩。这时应考虑键的合理布置。两个平键最好周向相隔 布置。考虑到两键上载荷分配的不均匀性在018强度校核中只按 1.5 个键计算。如果轮毂允许适当加长，也可相应地增加键的长度，以提高单键连接的承载能力。但由于传递转矩时键上载荷沿其长度方向分布不均，故键的长度不宜过大。当键的长度大于 2.25d 时，其多余的长度可认为并不承受载荷，故一般采用的键长不能超过（1.6-1.8）d。2已知：齿轮和轴的材料都是 45 号钢，用键构成静连接。齿轮的精度为 7 级，安装齿轮处的轴径 d=76mm,齿轮轮毂的宽度为 90mm,需传递的转矩为 2500N.m，有轻微冲击载荷。解：1.选择键连接的类型和尺寸因 8 级精度以上的齿轮有定心要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端所以选用圆头普通平键（A 型）根据 d=76mm,查表 6-1 得键的截面尺寸为：宽度 b=22mm，高度 h=14mm.根据轮毂宽度并参考键长系列，取键长 L=80mm。 2.校核键连接的强度因键、轴和轮毂的材料都是钢，查表 6-2 得许用应力 ,取MPap130键的工作长度 l=L-b=(80-22)mm=58mm,键与轮毂键槽的接触高度MPap120k=0.5h=0.5x14mm=7mm。由公式（ 6-1）得 PaPaMakldT pp 12004.162758021033 可见连接的强度不够。考虑到相差较大，因此改用双键，相隔 布置。双键的工8作长度 l=1.5x58mm=87mm。由式 6-1 可得合适MPaPakldTpp 1203.170872510233 3 取料机构的设计3.1 取料机构的构思采用一对曲柄摇杆机构实现取料运动，圆盘相当于曲柄是主动部件，连杆作为取料臂，连杆一端与圆盘铰接，另一端与摇杆铰接，摇杆一端则与机架铰接，当两台对称布置的电机启动时，经减速器和圆锥齿轮两个主动圆盘相向回转，两个取料臂的运动轨迹是一个倒腰形封闭曲线，此时物料被拨到车上，然后经输送机构传送到物料车，当一个取料臂取料时另一个则处于返回行程，因此装置可进行连续取料动作，克服了间断送料而浪费时间的缺陷。图 3.1 曲柄摇杆机构原理图驱动圆盘的电机与减速器的连接采用的是直连型摆线针轮减速器。摆线针轮减速器的工作原理如下：它采用的是行星传动的原理，作为驱动和减速装置广泛应用于各个行业。其优点是：具备高的效率和强度比，单级减速就能实现高的减速比，若采用多级减速，则能实现更高的减速要求，且体积小结构简单，由于输入轴和输出轴的同轴度高，所以机型获得了足够小的尺寸空间。因它的齿数较多所以传动平稳，噪音低，因此延长了其寿命。除此之外它有设计合理，装拆方便，易于维修等优点。图 3.2 摆线针轮减速器结构图1.机体 2.输出轴 3.输出转换机构 4、8.针轮 5、9.摆线轮 6、10.偏心套 7 输入轴3.2 取料机构锥齿轮的设计与校核3.2.1 齿轮型号、精度等级的选择、齿数及材料的确定设计该散料装车机使用寿命为 15 年，每年工作 300 天，每天工作 10 小时，传动比 ，根据这些条件设计并校核该对齿轮。2i1.根据传动的需要，选用 的标准直齿锥齿轮传动。902.该装车机工作转速不高，故选用 7 级精度（GB10095-90） 。3.材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr， （调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为45 钢， （调质） ，硬度为 240HBS，两者材料硬度相差为 40HBS。4.选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 。12z235z在 GB12369-90 中规定了大端的压力角 a=20，齿顶高系数 ha=1 ，顶隙系数 c=0.锥齿轮模数选择 1.6 GB12368-905.由 ，计算得 ， ，计算该对齿轮的2121cotan.6zi13258当量齿数为： ，11cos2s.9vz235863.2.2 按齿根弯曲疲劳强度计算由设计计算公式（3.1）得(3.1)FaS132R40.5YKTmzu1.确定公式内的各计算数值2.计算载荷系数 K (3.2)AV=由实用系数表，查得使用系数 ；1查得动载系数 ；1.3V齿间载荷分配系数 ；HK齿向载荷分布系数 ，.51.65FHbe所以载荷系数 。1.36243.计算扭矩(3.3)19501.3572(.)PTNmn4.锥齿轮传动齿宽系数 R/bR取锥齿轮传动的齿宽系数值为 1/35.查取齿形系数查表得齿形系数 。12.7;.8FaFaY6.查取应力校正系数12.57;.3sasaY7.计算应力循环系数 81882601031.60.6hNnjL8.查得弯曲疲劳寿命系数 ；195FNK2.9FN9.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数 ， .4S1220.359.64.820FNEKS(3.4)10.计算大小齿轮的 FaY并加以比较 12.750.1873964.8.9FaSFY(3.5)大齿轮的数值大。 FaS132R40.5YKTmzu23 2.70.1496.5105.6齿轮模数 m主要取决于它的弯曲疲劳强度，由计算结果,m 圆整并取标准值7，由此算得的小齿轮分度圆直径 17154dmzm。11.直齿锥齿轮的弯曲疲劳强度的计算公式如下(0.5)tFaSAf fRKYb(3.6)大齿轮分度圆直径 273245dmzm118tTF(3.7)锥距 2145.Rz8.3b2.1452.1735(10.5)()86tFaSAf fRKYm 齿跟疲劳强度合适3.2.3 按接触疲劳强度计算由接触疲劳强度计算公式（3.8）进行校核，即(3.8)2E131 2HR.9()0.5ZKTdu查表得弹性影响系数 8.21 238.9.14572.()80.960.63d m计算数值和由按弯曲疲劳强度计算所得的 1,54md相比较，180.954dm，所取数值符合要求按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 li160HMpa大齿轮的接触疲劳强度极限 lim250HMpa查得接触疲劳寿命系数 ;1.9NK.N取接触疲劳系数 ，由式（2-10）得S(3.9)1lim2li20.5670.9831HNS2315(0.5)HEHRRKTZdu231.2.14575899().63H3.3 取料机构轴的设计3.3.1 确定轴的最小直径根据公式 d 计算 (3.10)3/5T式中 D-计算剖面处轴的直径，mmT-轴传递的额定转矩，N.mmT=9550000P/NP-轴传递的额定功率，kwN-轴的转速，r/min-轴的许用转应力 Mpa计算的 d=49.86 圆整后取 50对于直径小于 100mm 的轴：由一个键槽时，轴颈增大 5%-7%，由两个键槽时应增大 10%-15%d =50x1.1=55(mm)3.3.2 轴的结构设计因第一段轴上要安装圆盘，所以最小直径取 55mm，长度取为 29mm；第二段轴上装端盖，直径需扩大 7mm，直径为 62mm，长度由端盖确定其值是30mm因第三段受径向力和轴向力的联合作用，根据其受力特点选择 0 基本游隙组，标准精度的圆锥滚子轴承，代号为 30314，其尺寸为 d*D*T=70mm*150mm*38mm,故第二段轴直径为 70mm 因它的右端安装有齿轮，且该齿轮需要用套筒定位，所以取第三段长为 61mm；第四段安装齿轮，齿轮结构决定轴径的长度分别是 78mm 长度 75mm； 第五段是轴肩因没有配合所以精度要求较低，h0.07d 所以选择此段直径86mm，长度 10mm；第六段是按机构要求产生的轴段，直径可与安装齿轮段相等，此处取 78mm 长度由结构决定，为 150mm；第七段与第三段作用相同，安装圆锥辊子轴承，所以直径也为 70mm，长度选择40mm.图 3.3 取料传动轴3.3.3 轴上载荷该轴所受的力矩如下图所示:图 3.4 轴的力距图大齿轮的直径 245dm轴传递的功率 1.3APKW传递的扭矩为 7.TN(3.11)257/2418AtTFNd(3.12)tan60cos.3r通过对力矩图的分析知截面 c 是轴的危险截面。计算截面 c 处的 MH,MV,M 的值。水平面支反力 ；1504NHF2139NH垂直面支反力 6;0VV水平面弯矩垂直面弯矩 28793.HMm1248.;61.mMNm总弯矩 12;97.N(3.13)2231()6.caTW前已经选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表查得 。160Pa因此轴安全4 送料机构的设计输送机构采用链传动和带传动的配合，链传动用于驱动传动滚筒，传动滚筒通过带驱动改向滚筒实现送料运动，其中辊子起支撑带的作用，其结构如下所示图图 4.1 带传动的示意4.1 带传动的设计和计算因散料的输送高度为 2800mm，要求带应传递较大的摩擦力，所以要选用 V 带传动1.确定计算功率 PAca式中：Pca 为计算功率，KW ； K A 为工况系数 ；P 为所需传递的额定功率查表 8-7 得 =1.2 P=4KW A由公式 P= =4.8 KWAca42.12.选择 V 带的带型根据 =4.8KW, =1440r/min 由图 8-10 得选用 A 型带ca1n3.确定带轮的基准直径 d 并验算带速 V(1)初选小带轮的基准直径 ，由表 8-6 和表 8-8 得小带轮直径 =100mm1 1d(2)验算带速 V 按下式验算带的速度= =7.536m/s1061nd06/14因为 5m/sv30m/s，故带速合适。（3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a） ，计算大带轮的基准直径 2d=i =3.4x100=340mm2d1根据表 8-8 =355mm2d4.确定 V 带的中心距 a 和基准长度 dL（1）根据式（8-20） ，初定中心距 =500mm 0(2)由式（8-22）计算带所需的基准长度 0212104)()(2addaLd = 5)3()(52=1749mm由表 8-2 选带的基准长度 mLd180（3）按式（8-23）计算实际中心距 a mad 526)2174905(200 5.验算小带轮上的包角 1 0001201 9154263.7)34(8.57)(8 ada6.计算带的根数 Z (1)计算单根 V 带的额定功率 r由 和 查表 8-4a 得md10in/140nkw32.10根据 ，i=3.4，和 A 型带，查表 8-4b 得i/4rn 7.0查表 8-5 得 ，查表 8-2 得 于是925.a 9LkwLr 36.1.25.)17.3()(0 （2）计算 V 带的根数 Z 所以取 4 根带53.6.184rca7.计算单根 V 带的最小初拉力 min0)(F由表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 q=0.1kg/m ,所以 NqvFac 4.15632.7108.64925.)0()5.2(0)( 2min0 应使带的初拉力 min0)(F8.计算压轴力 p压轴力的最小值为 NaP 12954sin.1642sin)(2)(1m0min 4.2 链传动的设计电机的额定功率 P=2.4kw，主动链轮的转速为 100r/min ，传动比为 3.4 载荷平稳，中心线水平布置。1.选择链轮齿数取小链轮齿数 ，大齿轮的齿数为19 654.3192zi2.确定计算功率由表 9-7 查得 ，单排链，则计算功率为5.1z kwca 648.3.20A3.选择链条型号和节距根据 及 查表 9-11，可选 20A-1。查表 9-1，链条节距为kwca648.3min/1rnp=31.75mm 。4.计算链节数和中心距初选中心距 。mmpa 5.187.9275.31)0()530( 取 。相应的链长节数为1 6.10.3)26(75.32)(20210 azzpL取链长节数 节6查表 9-7 得到中心距计算系数 ,则链传动的最大中心距为245.01f mzLpfa 96)519(0673)(2211 5.计算链速 v，确定润滑方式 .106.106pznv由 v=1m/s 和链号 20A-1，查图 9-14 可知应采用滴油润滑。6.计算压轴力 pF有效圆周力为: NvPe 2401.10链轮水平布置时的压轴力系数 ,则压轴力为15.FPN27605.eFP4.3 改向滚筒的设计4.3.1 受料段到辊子的距离输送机正常成槽的地方是物料落到输送机构的受料点，托辊棍子之间的距离要比第一托辊到传动滚筒的距离远，选择第一托辊棍子到滚筒的距离为 700mm，普通托辊棍子之间距离为 900mm。回程托辊间距为 3200mm。由于在装车机机架的两侧有两个取料传动箱，为了使车体的机构得到简化和性能得到极大地提高，采用的电动滚筒为内装性，滚筒直径为 320mm。4.3.2 计算标准本设计对输送能力、输送带上物料的横截面积、运行功率和张力的计算，均采用国家标准 GB/T 17119-1997idt ISO 5048:1989应该注意的是，因为准确物料特性的缺乏特别是不同带速下的运行堆积角等相关资料，几乎不可能对输送能力进行精确的计算;许多可变因素将影响传动滚筒上的驱动力，与此同时也使确定所需准确功率的工作十分操作。所以该标准所提供的计算方法，其精度是有限的，但可满足大多数情况的要求。1 原始数据及工作条件输送机构的设计计算，根据下列原始数据及工作条件资料。(1)物料的类型及所需的输送能力;水泥、细沙、泥煤、焦炭(2)受料点数目 1 个位置在传动滚筒机头;(3)工作环境:露天、干燥、潮湿、环境温度 和空气灰尘要小025(4)物料性质:包括粒度及粒度组成、堆积密度、动或静堆积角。(5)输送机布置形式采用向上运输，输送机长度 6192mm、提升高度 2810mm 最大倾角 30。2.输送能力和输送带宽度为保证物料在正常的输送过程中不至于洒落，输送带上允许的最大物料横截面积 S 按式 计算12s(4.1)133()co/6lbltg(4.2)2sin式中 b输送机可用宽度，按以下原则取值：B2m 时，b=0.98B-0.05m;B2m 时，b=B-0.25m;l3-中间辊长度，m;一棍或二辊的托辊组，物料的运行堆积角，根据式子计算的S=0.025m2散状物料的输送能力(4.3)VISvkm(4.4)3.6.Q式中 =输送能力：VIv =输送带速度k =倾斜系数（倾斜输送机面积折减系数）倾角 30时为 0.61=被输送散料物料的堆积密度 k 可按式 k=S 1(1+k1)/S 计算k1-上部截面 S1的减小系数计算得 Q=97m3/h3 传动滚筒轴功率传动滚筒轴功率 (4.5)10UAFvP(4.6)1234(.7)AnPkLvQHkP式中 -输送带及托辊转动部分运动功率，kw；1nkLv-物料水平运输功率，kw2Q0.00273QH-物料垂直提升功率，kw-输送机水平投影长度，5.5mnH-瀚送机受料点与卸料点间的高差，m;当输送机设有卸料车时应加上卸料车提升