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目录1绪论11.1井田概述11.2国内外提升设备发展现状21.2.1 国外现状21.2.2 国内现状31.3选题的目的和意义31.4确定矿井提升方式的原则31.5矿井提升系统41.6立井箕斗的提升能力计算 51.7提升方式的确定71.7.1立井箕斗提升方式71.7.2胶带输送机提升方式71.7.3提升方式的选择72 胶带输送机提升能力计算92.1设计依据92.2带速和带宽92.2.1带速选择原则92.2.2带宽和带速组合方案92.3传动滚筒的圆周驱动力的计算112.3.1主要阻力的计算122.3.2主要特种阻力的计算142.3.3附加特种阻力的计算152.3.4倾斜阻力的计算152.4传动滚筒轴功率及电机功率计算162.5 输送带张力计算172.5.1驱动滚筒功率配比172.5.2各特性点张力计算172.5.3输送带不打滑条件校核172.5.4输送带下垂度校核202.5.5确定传动滚筒合张力212.6逆止力计算212.7拉紧力计算222.8输送带钢绳芯强度计算223胶带输送机主要部件选择计算233.1 传动装置选择233.1.1 拖动方式233.1.2 电动机243.1.3 减速器253.1.4联轴器263.2输送带273.2.1输送带的选择273.2.2输送带的连接283.3滚筒283.3.1传动滚筒283.3.2改向滚筒293.4 滚筒架293.5托辊323.5.1 托辊的作用与类型323.5.2 托辊组选型333.6 逆止器的选择363.7制动器363.7.1制动器的作用363.7.2 制动装置的种类363.7.3 制动装置的选型393.8拉紧装置393.8.1 拉紧装置的作用393.8.2 拉紧装置布置时应遵循的原则393.8.3拉紧装置的选择403.9清扫装置413.10 保护装置423.11供配电与控制433.11.1系统主要设备433.11.2电源44结论45参考文献45致谢48附录A49附录B561绪论1.1井田概述布尔台煤矿是中国神华能源股份有限公司建设的集生产能力、运输提升能力、煤炭洗选加工能力三个世界第一的特大型煤矿。采掘工作面装备一流的采掘设备，运用了自动化记忆割煤技术，布尔台矿井主要的生产系统都采用三维模拟、实时监测瓦斯等有毒有害气体和自动化办公；布尔台矿井实现无轨胶轮的辅助运输；办公网络化；井下人员配置GPS定位；装备水平、技术水平、自动化程度均达到了世界领先水平。综采面数据采集及传输系统：该系统可以使井下综采工作面的煤机、三机、支架等运行参数传至集控室计算机上，方便了调度员对故障的判断并为生产调度提供数据。对综采工作面压力大小、分布情况及周期来压时间、支架初撑力情况、拉架是否及时到位等进行实时监视。 1）生产能力本设计在分析了布尔台矿井内、外部建设条件及市场供需情况的基础上，并结合神东、万利矿区相同条件矿井的开采经验，认为矿井设计生产能力确定为按2000万t/a的能力是适宜的。按2000万t/a的生产能力，考虑1.3的备用系数，则其服务的年限是78年。2）井田地质矿井的煤质优良、销路好，煤层赋存和开采技术条件优越褶皱、断层不发育，局部有小的波状起伏，无岩浆岩侵入，井田中地质构造并不复杂，瓦斯含量不高，可采煤层的层数多，煤层的厚度大，煤层的结构比较简单，煤层的顶底板比较稳定，比较适合大型综采设备的发挥。含煤层大多为侏罗系，可采煤层十层。开拓系统简单，经济效益好，技术装备先进，管理经验丰富，矿井可实现稳产高产。 3）开拓及运输方式布尔台煤矿分为三个水平开采，矿井运用主斜井、副平硐开拓方式。矿井移交时共布置5个井筒，即主斜井、回风斜井、副平硐、回风立井和孙定霍洛进风立井。主斜井：担负全矿井的煤炭提升任务，且为矿井的进风井，同时作为矿井的安全出口。井筒净宽度3.0m，净高度3.0m，净断面积18.5m2，倾角13，初期井筒斜长585m，井筒内装备带宽2.2m钢丝绳芯胶带输送机，敷设有消防洒水管和动力电缆、通信信号、照明电缆等，并设有扶手。副平硐：担负全矿井的辅助运输任务，且为主要进风井，同时作为矿井的安全出口。井筒采用半圆拱断面，净宽3.4米，净高3.3米，净断面20.0m2，倾角5，斜长1506米。井筒内敷设有消防洒水管及通信信号电缆等。回风斜井：主要担负21盘区的回风任务。井筒净宽度3.0米，净高度2.9米，净断面积16.8m2。倾角13，斜长533米。井筒内敷设排水管、台阶和扶手。孙定霍洛进风立井：主要担负矿井一、二、六盘区的进风任务，并作为安全出口，井筒装备梯子间。 孙定霍洛回风立井：主要担负矿井一、二、六盘区的回风任务，井筒直径为6.0米。经方案比较后，采用长距离、大运量胶带输送机运输系统，满足全矿井煤炭运输任务。矿井主要运输系统为：工作面工作面运输顺槽井下主运输大巷主斜井井筒地面洗煤厂。矿井副平硐倾角小，不设提升设备，经可研多方案比较，采用无轨胶轮车不转载连续运输方式，满足全矿井除煤以外的全部运输任务。矿井的辅助运输为：地面副平硐辅助运输大巷工作面辅助运输顺槽采掘工作面。1.2国内外提升设备发展现状1.2.1 国外现状煤炭提升是煤炭生产历程的一个关键环节。煤炭开采受到地质条件、煤层赋存、地貌地形等因素影响，导致煤炭的开采方式丰富多样，因此煤炭的提升方式种类繁多。常见的煤炭提升方式有串车提升、箕斗提升、罐笼提升和胶带输送机连续提升方式。立井常用箕斗或罐笼提升方式，斜井常用箕斗、串车或胶带输送机提升系统。煤炭开采水平迅速发展，装备的生产效率飞速提高，煤矿工人的操作水平显著提高，矿井提升能力日益增多；胶带输送机连续提升方式在煤炭提升中受到了极大地推崇。国外输送机技术的发展方向主要体现在两个方面：1）功能多样性、应用广泛性；2）长运距、大运量和高带速等已成为胶带输送机主要的发展方向之一1。1.2.2 国内现状箕斗提升方式广泛应用于我国煤矿主井提升。应用较多的是固定斗箱底卸式箕斗。过去矿井普遍采用扇形闸门底卸式箕斗，现在新建矿井多采用平板闸门底卸式箕斗。我国使用的立井单绳箕斗为JL或JLY型；多绳箕斗为JDS、JDSY和JDG型。煤矿斜井提升要采用后卸式箕斗，但是矿井主斜井运煤，条件适宜应优先考虑胶带输送机提升方式。煤炭行业黄金十年，我国煤炭开采水平得到了长足发展，主提升设备水平面临着新建大型煤矿和扩产扩建煤矿的双重挑战。胶带输送机有着先天优势，连续无间断的运输方式造就了它的运输能力使得传统的箕斗、罐笼、串车提升无法比拟，运输的距离长，运输结构简单，易于管理等，因此胶带输送机在提升中越来越受到青睐。胶带输送机相关科技水平的极大提升和装备水平长足发展，如驱动方式、重型滚筒生产、托辊生产技术、强力输送带制造技术等，为大型输送机的高、大、长的发展方向提供了强大的科研后盾。随着大型煤矿项目的突飞猛进，越来越多的煤矿应用长距离、高带速和大运量的胶带输送机作为主提升设备。我国掌握了“双排深槽形托辊组”技术，并在深槽型大型输送机技术上取得了很大的成就。1.3选题的目的和意义 矿井提升的设备是矿山重要和关键设备。其任务是用于煤矿、金属矿及非金属矿提升和下放人员、煤炭、矿石、矸石及运输材料和设备，在整个矿井生产中占有重要地位11。提升设备选型设计的合理性，决定着到矿井是否安全和经济，因此在选择提升方式和设备选型时，必须经过谨慎的技术指标的比较，综合经济指标，结合矿井的条件选择最佳的设备组合。本设计需要结合矿井实际条件，选择最佳提升方式。从而使得该矿井生产能力达到最大的优化配置。1.4确定矿井提升方式的原则选择提升设备之前，应先确定合理的提升方式，它对提升设备选型设计，对矿山的基建投资、生产能力、生产效率及吨煤成本都有直接影响。当矿井年产量、井深及开采水平确定之后，就要决定合理的提升方式。提升方式与井筒开拓、井上下运输等环节都有着紧密的关系。在决定合理的提升方式时，原则上要考虑下述因素：1）生产能力大于30万吨/年的大中型矿井，提升的任务量比较大，通常设置主副井两套提升系统，主井选择箕斗用于提升煤炭，副井选择罐笼用于辅助提升12。生产能力小于30万吨/年的小型矿井，根据实际提升量的大小可以选择一套或两套罐笼设备进行提升。根据经济性原则，优先选用一套提升设备。对于特大型矿井（年产量大于180万吨），矿井通常选用两套箕斗设备用于提升煤炭。2) 一般情况下，主井均采用箕斗提升方式。这是因为箕斗提升方式能力大、运转费也较低。另外，在控制上易于自动化。在特殊条件下，例如矿井生产的煤质品种多，且需分别运送，或是保证煤炭有足够的块度，主井提升设备这时只好采用罐笼。3) 矿井主斜井运煤，条件适宜应采用胶带输送机提升。4) 对于小型矿井，以选择单绳缠绕式系统为宜。对于设计产量在0.9Mt/a以上的大型矿井，以采用多绳摩擦系统为宜。对于井筒较浅中型矿井，可以选择单绳缠绕或多绳摩擦系统，也可以主井选择单绳箕斗，副井应用多绳罐笼2。1.5矿井提升系统分类根据矿井井筒倾角和提升容器不同，煤矿矿井提升系统一般分为以下几种： 1)竖井普通罐笼提升系统一个罐笼在井底进行装车，另一个罐笼则位于井口出车平台，进行卸车；两条钢丝绳的两端，分别与罐笼和天轮相连，缠绕在提升机的滚筒上。滚筒旋转带动罐笼在井筒中做循环运动，完成提升运输任务。 2)竖井箕斗提升系统煤车通过翻笼把物料卸进井下的煤仓，由装载机械将物料装进箕斗。同时，另一个箕斗位于卸载曲轨中把煤卸进煤仓里。两个箕斗在提升机的驱动下，在井筒中做循环运动，完成提升运输任务。 3)斜井串车提升系统 与斜井箕斗提升系统相比，斜井串车提升系统投资小和建设快，因此在小型矿井中应用广泛。可以分为单钩串车与双钩串车两种，其中单钩串车提升井筒断面小，投资小，可以用在多水平提升中，但产量较小，电耗大。而双钩串车提升恰恰相反。故前者多用于年产量在21万吨以下，倾角小于25的斜井中。后者多用于年产量在30万吨左右，倾角不大于25的斜井中。 4）斜井箕斗提升系统在倾斜角度大于25的斜井中，如果使用矿车提升煤炭，容易在提升运输过程中造成煤炭的撒漏，所以这种情况一般主井应采用后卸式箕斗提升。斜井箕斗提升与斜井串车提升相比，提升能力大，又容易实现自动化，但是需要设有装载、卸载设备，投资较大，而且开拓工作量也较大，适用于年产量3060万吨以上，倾角在2535的斜井中。 5）斜井胶带输送机提升系统斜井胶带输送机提升生产过程连续，运输量大，并且容易实现自动化，但初期投资较大，一般用于年产量在60万吨以上，倾角不大于18的斜井中。近年来煤炭行业的的繁荣，带动了大型煤矿的迅猛发展，不断有煤矿增产扩建，矿井提升量越来越大，传统的提升方式难以满足提升量的要求，胶带输送机作为提升方式在煤炭提升中越来越受到推崇。大型矿井的主斜井宜采用胶带输送机提升。矿井的提升量需达到7000t/h，串车提升系统和罐笼提升系统难以满足提升量要求，本设计主要考虑箕斗提升和胶带提升。1.6立井箕斗的提升计算 对于箕斗提升提升高度 (1-1)m式中：Hs矿井的深度，m；Hx卸载水平和井口的高度差，m；对于箕斗提升，地面要装设煤仓，煤仓的高度与煤仓的容积、生产环节自动化程度和箕斗的卸载方式等因素有关，一般Hx=1825m，本设计中取m；Hz卸载水平和运输水平之间的高度差，暂取20m4。我国煤矿设计部门在选择提升容器时，一般都采用经济速度法13，常用的经济提升速度为 (1-2)式中：vj经济提升速度，m/s；提升高度，138.5m。一般取中间值进行设计，即 (1-3)m/s按经济提升速度可估算经验提升时间（按五阶段速度图估算） (1-4)s式中：Tj经济提升时间，s；提升加速度，可暂取0.70.75m/s2，对于专门提升物料的容器，可取0.8m/s2； 提升容器爬行阶段附加时间，可暂取10s（对于箕斗）4。提升容器每次终了后的休止时间，50t箕斗的休止时间为50s2。依据矿井的年产量和估算一次提升的循环时间，即可求出一次合理的经济提升量：t式中：An矿井的年生产能力，t/a；c主提升设备的提升的不均衡系数，油井底煤仓时为1.101.15，没有井底煤仓为1.20；提升富裕系数，提升设备需要1.2富裕系数；t提升设备日工作小时数，t=16h；提升设备年工作天数，d。箕斗规格目前没有能满足一次合理经济提升量要求的，因此选用两对名义载重50t的箕斗，暂取箕斗型号JG 50/210A。1.7提升方式的确定 1.7.1立井箕斗提升方式如果布尔台矿井选择立井箕斗提升方式，则需要2对50吨特大型箕斗用于提升煤炭，同时需要配备2套直径为5米的大型提升机作为驱动。然而，迄今为止，50吨的特大型箕斗没有使用先例，并且提升系统繁杂，大型箕斗难以生产，成本高；国内还没有能力生产直径为5米的大型提升机，因此该提升机还需要进口，这个方案投资太大，没有可借鉴的的案例，技术上也难以执行。1.7.2胶带输送机提升方式然而选择胶带输送机作为提升设备，一般一条胶带输送机就能满足提升任务要求，而且胶带输送机提升系统结构不复杂、运量大、易于管理、非常经济。通常，胶带输送机的铺设角度只能达到121614；采用深槽型托辊可以适当提高铺设的倾角，最大倾角就能达到27；胶带的类型也对铺设倾角有很大影响，花纹胶带最大铺设倾角为35，倾角太大时要选用合理方案。1.7.3提升方式的确定由于布尔台井田煤层赋存的条件，经方案比较后，适合采用长距离和大运量的胶带输送机提升系统，满足全矿井煤炭运输任务。本矿井副平硐倾角小，不设提升设备，经可研多方案比较，采用胶轮车不转载连续运输方式，满足全矿井除煤以外的全部运输任务。目前国内外胶带输送机相关技术发展水平和实际应用情况，布尔台煤矿主提升系统胶带输送机如此大型的胶带输送机国内尚无建设先例。这样对胶带输送机主斜井连续提升技术提出新的课题研究。 由于主斜井提升的特殊性，结合布尔台矿主斜井井筒的特点，采用双滚筒多电机驱动方案。井筒断面越大，设备与井巷工程投资越大，建井工期越长，见效越慢。因此设计采用单条胶带输送机承担全矿原煤提升任务。2 胶带输送机提升能力计算2.1设计依据和原始参数1）主井井口标高+1176.00m2）落底标高+1043.50m3）矿井的生产能力20.00Mt/a4）2-1煤北主运输的输送能力为3500t/h，5-1煤北主运输的输送能力为3500t/h5）年工作300d，日工作16h2.2带速和带宽2.2.1带速选择的原则胶带输送机输送能力和带宽、带速息息相关，运输量和带宽大时，优先选择选择高带速。运距长，应选择高带速。输送机的倾角大时，应选择低带速4。带宽的大小决定了巷道断面的大小，巷道断面越大，井巷工程量，投资就越多；然而带速越高井巷工程费用越低，物料单位长度的质量越小，所需胶带强度就越低，减速器的传动比越小2。因此，在设计中必须综合考虑带宽和带速，不仅满足胶带输送机的提升能力和运行的可靠性的要求， 又满足经济性的要求。胶带输送机的设计中，优先要考虑的就是带宽。比较常用标准带宽为5002400mm。2.2.2带宽和带速组合t/h由输送能力，可以利用下式得胶带最小宽度 （2-1）式中：B胶带宽度，；设计运输能力，t/h；物料密度；kg/m3；货载的断面系数，与堆积角有关，槽型胶带，见表2-1，取K0.385；胶带速度，m/s；C倾角系数，查矿山固定设备选型使用手册表3-1-4，=13可得C=0.92。表2-1 货载的断面系数KTab 2-1 cargo section coefficient K货载堆积角1020253035K值槽型0.3160.3850.4220.4580.496平型0.0670.1360.1720.2090.247输送量 （2-2）式中： 输送带上物料最大的横截面积，见图2-1，运行堆积角，=15；其他参数同前。图2-1胶带输送机横截面面积计算示意图Fig 2-1 belt conveyor schematic cross sectional area calculation （2-3） （2-4） （2-5）S=0.1362+0.4148=0.551由输送能力计算了3组带速、带宽的选择方案：表2-2 带速、带宽的选择Tab 2-2 tape speed、selection of the bandwidth方案B/mb/ml3/mS1/m2S2/m2S/m2方案12.0351.750.7500.110.330.44方案22.0451.750.7500.090.390.48方案32.2351.950.8250.140.410.551方案1:带宽为B=2000mm，承载托辊槽角=35，为了满足输送能力带速需大于5.3m/s。带速越高，输送机的制造精度要越高，安装质量要更高，托辊的寿命越短。方案2:带宽为B=2000mm，承载托辊槽角=45，为了满足输送能力带速需大于3.9m/s，槽角越大输送带的寿命越短。方案3:带宽B=2200m m，承载托辊槽角=35，为了满足输送能力带速需大于3.3m/s。经过分析，方案3输送机的槽角、带速相对比较合理。所以本设计选用带宽2.2m，带速为4.7m/s。2.3传动滚筒圆周驱动力的计算滚筒圆周驱动力应为输送机上个阻力总和；圆周驱动力为： （2-6）式中：传动滚筒圆周驱动力，N；主要的阻力，N；主要特种阻力，N； 附加特种阻力，N；输送机的倾斜阻力；N；C附加阻力系数，附加阻力系数C由表2-3查取。表2-3 附加阻力系数Tab 2-3 additional drag coefficientL/m8010015020030040050060070080090010001500200025005000C1.921.781.581.451.311.251.201.171.141.121.101.091.061.051.041.03注：装料系数在0.71.1范围内。2.3.1主要阻力计算输送机主要的阻力包括承载物料，输送带移动和托辊旋转产生的阻力之和，可由式（2-8）计算。可以利用式（2-7）取舍所需项，分别计算承载主要阻力和回程主要阻力。 （2-7）式中 : FH可分别为承载主要阻力和空载主要阻力，N；f模拟摩擦因数，根据工作条件及制造安装水平决定，查表2-4，取f=0.03；L输送机长度，m；g重力加速度，m/s2； 输送机倾角，输送机在运行方向的倾斜角；=13，； 输送带上单位长度物料的质量，kg/m； 上托辊单位长度质量，kg/m； 下托辊单位长度质量，kg/m； 单位长度输送带的质量，kg/m。1）胶带输送机输送带的单位长度质量qBST3150型阻燃输送带，kg/m4。2）胶带输送机输送物料的单位长度质量 （2-9） kg/m 3）托辊单位长度质量：（1）承载托辊单位长度质量： （2-10）（2）回程托辊单位长度质量： （2-11）式中： G1上托辊的转动部分质量，G1=83.5kg；G下托辊的转动部分质量，G=77.7kg。kg/m kg/m kN2.3.2主要特种阻力的计算 1）主要的特种阻力FS1 （2-11）其中 （2-12）式中： 槽形系数，；托辊、输送带间的摩擦因数，；装前倾托辊的输送机的长度，m；托辊的前倾角度，；其它符号同前。2）前倾上托辊摩擦阻力F1 （2-13） kN 3）前倾下托辊摩擦阻力： （2-14）式中： 下托辊槽角；=15。其它符号同前。经计算，F2=1.7kN。F= F1+ F2=3.7kN （2-15）式中：l 导料槽的栏板长度，m；取l=7.5m。 b1 导料槽两栏板之间的宽度，m；取 b1 =1.2m。 1物料和导料拦板之间的摩擦因数，一般取为0.50.7；取2 =0.7。 单位时间输送能力，m3/s所以导料槽栏板的摩擦阻力：kNFS1=3.7+1.7=6.4kN。2.3.3附加特种阻力计算附加特种阻力FS2包括输送带清扫器的摩擦阻力和卸料器摩擦阻力等部分。 FS2=n3Fr+Fa （2-16） （2-17） （2-18）式中：A清扫器和输送带接触面积，m2，查矿山固定设备选型使用手册表2-11得A=0.012m2；P清扫器、输送带之间正压力，N/m2，通常取N/m2，取N/m2；3清扫器、输送带间的摩擦系数，取=0.7；k2刮板系数，取1.5kN/m。NNFS2=5840+3300=7500N=7.5kN2.3.4倾斜阻力计算 倾斜阻力是在倾斜输送机上，物料提升时需要克服的重力。倾斜阻力FSt : （2-19）式中： H井筒高度，138.5m；倾斜阻力，N。其他符号同前。N胶带输送机驱动滚筒所需的圆周力等于所有阻力之和。长距离的输送机的附加阻力，明显小于主的要阻力，采用将主要阻力乘以1个大于1的系数来计算附加阻力。为此引入一个叙述C，对倾角小于18的胶带输送机可以用下式计算驱动滚筒所需的牵引力（圆周力）。驱动圆周力： （2-20）系数C依输送机长度的不同由矿山运输机械表418按插值法得C=1.17；kN。2.4传动滚筒的轴功率及电动机功率计算胶带输送机驱动滚筒上所需的运行功率，与牵引力（圆周力）和输送机的速度息息相关，即运行功率为 （2-21）式中：驱动滚筒所需运行功率，kW；驱动滚筒所需牵引力（圆周力），kN；输送带的速度，4.7m/s。kW电动机的功率 ： （2-22）式中：PA驱动滚筒所需运行功率，3361kW；电动机总功率，kW；k电动机的功率系数，取；kW 该设计传动系统采用双滚筒模式运作，则每台电动机的功率为 kW选用3台电机功率为1600kW，功率配比为2：1的双滚筒驱动。2.5 输送带张力计算 2.5.1驱动滚筒功率配比本设计选用双滚筒分别驱动。传动滚筒的功率配比P：P=2：1，依线路分析各阻力情况，张力分布点如图2-2：图2-2 张力分布点图Fig 2-2 tension distribution points2.5.2各特性点张力计算功率配比2：1时kNkNkN kNkN说明：为简化计算，输送带经过改向滚筒的弯曲阻力F1和改向滚筒轴承阻力Ft之和W可用式W=（K-1）计算式中：改向滚筒趋入点张力，N；K改向滚筒阻力系数；45时，K=1.0290时，K=1.03180时，K=1.04为输送带在改向滚筒上的围包角。依逐点计算法得：kNkN kN =136.1kN kN =812.4kN kNkN2.5.3输送带不打滑条件校核圆周驱动力FU 通过滚筒和胶带的摩擦传递至输送带上（见图2-3）。为保证输送带不发生打滑，则最小张力F2min ：图2-3作用在输送带的张力Fig 2-3 acting on the belt tension 输送带不打滑的条件为： （2-23）式中：输送机满载启动或者制动时产生最大的圆周驱动力，启动时；动载荷系数，本设计取KA=1.3；传动滚筒和输送带之间的摩擦系数，采区空气潮湿取； 输送带围包角，rad；双滚筒驱动取7.7，折合=400； e欧拉系数；其他符号同前。 kNkN 故满足输送带不打滑的条件。 2.5.4输送带的下垂度校核垂度条件，作用于输送带上任意点的张力不得小于。承载段： （2-24） kN回程段： （2-25） kN式中：输送带许用的最大垂度，； 上托辊间距；取m； 下托辊间距；取m。2.5.5传动滚筒的合张力第一滚筒合张力： F1=S14+S14-1=337.7+864.3=1202kN第二滚筒合张力： F2=S14-1+S1=337.7+99.3=437kN2.6逆止力计算倾斜输送机，都需要计算逆止力。运行条件不同，逆转力也是是不同的。最大的逆止力在输送机承载段只有上升段满载，而其他区段为空载的条件下9。所需要的最小的逆止力FL ： N为保证安全，乘了个0.8的系数，逆止力矩： kN.m式中：D传动滚筒的直径，mm；其他符号同前。 逆止器需要的逆止力矩：式中：i传动比，i=25；传动的效率，；1联轴器的效率，取 0.98；2减速器传动效率，三级减速机；其他符号同前。kN.m2.7拉紧力计算拉紧装置的拉紧力式中： 拉紧滚筒趋入点张力（N）；拉紧滚筒奔离点的张力（N）。kN2.8输送带钢绳芯强度计算 据DT型皮带机设计手册，胶带强度需满足强度要求。 式中：m胶带安全系数；m胶带许用安全系数；m0钢绳芯胶带基本安全系数，取；动载荷系数，取1.05；胶带附加弯曲伸长折算系数，本设计取；输送带接头的效率，取0.75；其他符号同前。选用的是ST3150型阻燃输送带，其拉断强度是3150N/mm，带宽2200mm，输送带强度计算，以最大静张力校核。满足强度要求。 式中：阻燃带纵向拉断强度，3150N/mm；输送带宽度，2200mm；输送带运行所受到的最大的静张力，8.9105N；其他符号同前。输送带的最大张力kN绳芯最小纵向拉伸强度： 式中：静安全系数，本设计取7。N/mm所选的输送带，满足强度的要求。3胶带输送机主要部件选择计算3.1 传动装置选择3.1.1 拖动方式 1）常用拖动方式 大型胶带输送机的驱动装置主要有：直流电机驱动装置、交流变频调速驱动装置、可控硅电动机调速驱动装置、鼠笼式感应电动机驱动、绕线电机转子回路串接电阻的软起动驱动装置、液体粘性传动调速装置、CST可控驱动系统等7种。 2）拖动方式的选择 对于布尔台煤矿主提升胶带输送机采用变频调速拖动方式具有以下特殊意义。（1）CST系统属于机械调速方式，按照设计的带速运行，功耗大，托辊和滚筒磨损严重。 （2）布尔台矿产量这么大的特大型胶带输送机，国内外尚无先例，无可借鉴的经验。在调试和运行时可能出现一些不确定性故障和危险。所以，该设备在初期阶段，需要限制速度，掌握相关技术和运行稳定后才可以适当提高带，这个过程CST系统无法完成的。 （3）输送机的变频器布置于主斜井井口房供配电室内，变频器可以经电缆连接驱动电机，可以完成输送机变频驱动的方案。 因此，根据可行性研究报告，布尔台煤矿主提升胶带输送机的驱动装置确定采用减速器+中压变频调速拖动方式。该方案属于电气类传动，系统采用电机YKK5602-4，功率1600kW，配用进口减速器i=25，两套。采用AB公司的PowerFlexTM7000中压变频器，该变频器使用6.5kV，800A/1500A的对称门极换流晶闸管（SGCT），变频所用逆变开关数量比常规中压变频器的器件数量少，安全可靠。它能在四象限输出正旋的电压电流波形，不必配备变频电机。适合本设计的PowerFlexTM7000中压变频器，有18脉冲整流器和PWM整流器两种，均能满足IEEE-519-1992谐波标准，其中后者结构简单，对于6kV电网，不需整流变压器，但价格高10%。由于中压变频器输出为6kV，本方案中配置电动机的额定电压应为6kV。基于电网为10kV，18脉冲整流器只需将其中的整流变压器一次侧改为10kV，而PWM整流器需增加10kV/6 kV变压器。综合考虑，PWM整流器比18脉冲整流器的设备投资约多140万。据此，本方案采用18脉冲整流器。主斜井胶带输送机通过PowerFlexTM7000中压变频器进行软启动、调速和软制动，同时运行中电机效率高，有一定的节能效果。3.1.2 电动机电动机的额定转速根据生产要求而选定，因为功率不变时，电动机的转速越低，尺寸越大，效率越低，而价格越贵。本设计中电动机采用YKK系列笼型铸铝转子电机，绝缘等级为F级。电机型号为YKK5603-4，同步转速1500r/min，防护等级为IP54，额定转速为1480r/min，功率因数0.88，额定功率为1600kW，供电电压660V，电源频率为50Hz，能够在满负荷、电压变化在5%额定电压、频率变化在1%额定频率条件下无故障工作。图3-1 传动装置布置图Fig 3-1 arrangement of transmission device3.1.3 减速器 大型胶带输送机所选用的减速器主要是SEW和弗兰德。由于电机功率为 1600kW，减速器减速比为25，配套选用的大型减速器齿轮箱传递扭矩很大，工作时必须设置强制润滑系统和冷却装置才能正常运行1。减速器选则计算：a 计算速比 传动滚筒轴转速r/min 电机转速n1=1480r/min 减速比 本设计i取25。 b计算功率PnSFPa=1.41600=2240kW 式中：Pn减速器的计算功率，kW；SF服务系数，取1.251.4（胶带输送机），取1.3；Pa传动滚筒的轴功率，kW。选取减速器型号为MC3P09。图3-2 MC3P09减速器展开简图Fig 3-2 MC3P09reducer diagram 3.1.4联轴器的选择联轴器是机械传动中常用的部件。通过对各种联轴器的选择比较，本设计中联轴器采用蛇形弹簧联轴器。其具有下述特点：装有弹性元件，允许被联接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移，而且具有缓冲减振的作用。传递转矩的能力很大，结构更为简单，安装、制造方便，耐久性好，适用于轴向窜动较大、正反转变化较多和起动频繁的环境。蛇形弹簧联轴器除了具有较好的减震效果以外，还具有拆装方便的显著优点。因此布尔台矿主提升胶带输送机选择蛇形弹簧联轴器1。（1） 系统扭矩计算， 系统扭矩式中： 电机功率，kW ； kW ；联轴器的实际转速，r/min ；r/min2） 工况系数胶带输送机选择电动机驱动的方式，工况系数取KSF=1， 3） 所需联轴器最小扭矩M: kN.mkN.m4）确定联轴器型号 综合分析后确定联轴器规格如下： 低速轴选择1220T10型联轴器，其额定扭矩336kN.m； 高速轴采用1130T10型联轴器，其额定扭矩19.9kN.m。3.2输送带3.2.1输送带的选择输送带不仅是承载机构，而且是牵引构件，在承受为克服输送带的运行阻力所必需的牵引力的同时，它的张力还要满足滚筒摩擦传动的需要。不仅仅需要满足强度要求，满足挠性和弹性的要求。钢丝绳芯输送带有普通型与加强型。普通型由纵向排列的钢丝绳作为带芯，外包中间胶和覆盖胶制成。加强型又称防撕裂型，在纵向钢丝绳与覆盖胶之间，加了12层由合成纤维线绳或钢丝绳横向排列组成的横向加强层，增强了胶带的防撕裂性。图3-2 钢丝绳芯体横断面Fig 3-2 Rope core cross section钢丝绳芯胶带的强度高，抗冲击，伸缩率小和耐弯曲性能好；带体柔软，成槽性良好。故可长距离、高速度、大运量的铺设和运行。本设计采用ST3150阻燃抗撕裂型钢丝绳芯输送带。 3.2.2输送带的连接1)机械接头机械接头对带芯有损伤，接头效率只有25%60%，寿命短，并且接头对滚筒表面存在损害。但钢丝绳芯输送带一般不采用机械接头方式。2)硫化接头 硫化接头能承受的拉力大，对滚筒无损害，使用寿命长，接头效率达60%95%，但接头工艺复杂。因此，本设计输送带的联接采用硫化联接。3.3滚筒3.3.1传动滚筒 1）传动滚筒的结构确定传动滚筒是传递力和力矩的重要部件，它是依靠滚筒和输送带间的摩擦力牵引输送带运行的部件7。 由于到所需传动力矩较大，选择人字形沟槽铸胶重型滚筒。 2）传动滚筒的直径确定传动滚筒直径选择应满足以下三个计算条件： （1）滚筒最大面压要求的最小滚筒的直径 根据张力和面压计算的最小滚筒直径：式中： 输送带的最大张力，kgf；Fmax=90722.8kgf Pf滚筒最大面压，N/m2；大型胶带输送机驱动滚筒面压不宜大于12kgf/cm2，取Pf=10kgf/cm2 p输送带钢丝绳的间距，mm；带强为ST3150时 p=15mm。 d输送带钢丝绳的直径，mm；带强为 ST3150时d=8.1mm。 B输送带的宽度，cm；B=220cm。 因此：cm （2）输送带钢丝绳挠曲疲劳要求的最小滚筒直径 D150d=1508.1=1215mm （3）防止输送带覆盖胶龟裂考虑的最小滚筒直径 D35(d/2+S1)式中：S1上盖胶厚度；带强为 ST3150时，S1=8mm；其他符号同前。mm因此，取驱动滚筒的直径为D=1400mm。同时传动滚筒所承受的最大径向力为1227.7kN，普通传动滚筒难以承受如此大径向力，所以本设计选择重型滚筒，其图号为10ZB1438。选择的传动滚筒其他参数：mm，kN，kg.m2，重量kg。3.3.2改向滚筒带式输送机采用改向滚筒或改向托辊组来改变输送带的运动方向。改向滚筒可用于输送带、或的方向改变。一般布置在尾部的改向滚筒或垂直重锤式的张紧滚筒使输送带改向，垂直重锤张紧装置上方滚筒改向，而改向以下一般用于增加输送带与传动滚筒间的围包角。改向滚筒直径有2501400mm等规格。选用时可与传动滚筒直径匹配，改向时其直径可比传动滚筒直径小一档，改向或时可随改向角减小而适当取小12挡。本设计采用4个直1400mm改向滚筒,改向180，5个直径1000mm改向滚筒，改向45。3.4 滚筒架机架是支承滚筒和承受输送带的张力的装置。机架共有四种结构。可满足带宽5001400、倾角、围包角多形式典型布置。而且能和漏斗配合使用。各种机架结构见图3.33.5 ；01，02机架适用在带宽5001400mm；03，04机架适于带宽8001400mm。图3-3 01机 架Fig 3-3 01 machine frame图3-4 03 号机架Fig 3-4 03 rack Fig图3-5 04机 架Fig 3-5 04 machine frame本系列机架适用于输送带强度范围；CC-56棉帆布38层，NN-100300尼龙带及EP-100300聚酯带36层；钢绳芯带ST3500以下。中间架用来安装托辊。支腿有I型、H型两种。中间架与中间架支腿用螺栓来联接，方便运输和安装15。槽形托辊轴的两端加工成矩形，这样就可以把单个滚筒放进机架中，即可以定位又可以起到固定轴的作用。因为皮带运输机的滚筒很多，损坏的也经常，当辊子需要维修时，就可以快速取下，以便于维修和更换，对运输很小，提高工作效率等。这就是快速拆装等优点。中间架作为输送机架的一部分，其结构如图3-5，输送机架的选型即决定了中间架的类型。输送机的机架随输送机类型的不同而不同，有落地式与吊挂式，而落地式又有钢架落地式和绳架落地式，吊挂式有钢架调挂式和绳架吊挂式等种类。本皮带运输机选择钢架落地机架。该种机架机身机构简单，节省钢材，安装、拆卸方便，不易跑偏。卸载滚筒架用于安装头部探头的改向滚筒（卸料）的机架。主要采用H型钢组焊而成。为了运输方便，机架由两片组成，现场安装时用螺栓联接，输送机调试运行正常后再焊接。图3-5 中间机架图4-13 03号机架 图4-14 中间机架 Fig 3-5 intermediate chassis3.5托辊3.5.1 托辊的作用与类型 1）托辊作用 托辊主要是支承输送带和输送带上部的物料的，有效的减小胶带下垂度，保证输送机的安全工作。还可以防止物料撒漏。2）托辊的类型 托辊组可分为承载托辊组和回程托辊组两大类，主要包括槽形托辊（结构如图3-6），平行托辊，V形托辊，缓冲托辊（结构如图3-7）和调心托辊（结构如图3-8）等。图 3-6 槽形托辊结构Fig 3-6 trough idlers图3-7 缓冲托辊结构图4-7缓冲托辊Fig 3-7 buffer roller图3-8调心托辊Fig 3-8 buffer roller3）托辊间距选择 托辊间距的布置应遵循输送带在托辊中间所产生的挠度要尽可能小的原则1。输送带在托辊间的挠度值一般不超过托辊间距的2.5。在装载处的承载托辊间距应小一些，一般的间距为300600mm，回程托辊间距可取25003000mm7，或取为承载托辊间距的两倍。布尔台矿胶带输送机上托辊间距1.5m，下托辊间距3m。 3.5.2 托辊组选型 1） 托辊选型的主要原则辊径选择时应确保辊子转速 n600r/min；托辊轴承选择时应保证托辊选择表中的额定承载能力不可小于托辊载荷计算值，即 pp，pp，式中： p 托辊选择表中的额定承载能力； p值与设计约定的辊子轴承寿命是一一对应的关系，轴承寿命一般约定取高于30000小时或者50000小时选择托辊轴承。 p 辊子静载荷值。 p辊子动载荷值。3)辊子载荷计算a 静载荷计算 承载校核 ：式中：承载托辊的静载荷，N； 承载托辊间距，1.2m； e棍子载荷系数，查运输机械设计选用手册下册表1-35，三节辊子取；kg/sN 回程的校核式中:e托辊辊子载荷系数，一节辊子时取=110；空载托辊中心距离，m；其它符号同前。Nb 动载荷承载托辊的动载荷：式中：承载托辊的动载荷，N；冲击系数，据DT型带式输送机设计手册表3-15，取1.09；运行系数，据DT型带式输送机设计手册表3-14，取1.1；工况系数，据DT型带式输送机设计手册表3-16，取1.1。N 回程托辊的动载荷 N布尔台煤矿主提升胶带输送机选定承载带面为深槽角前倾托辊，结构如图，回程带面为 V 型前倾托辊，上托辊辊径194mm，轴径d=40mm，长度为750mm，下托辊辊径194mm，轴径d=40mm，轴承的长度是1100mm，型号为，额定动载荷Cr=40500N，额定静载荷Cor=24000N，大于所计算的和，满足要求。3.6 逆止器逆止器是倾斜上运胶带输送机上的必备安全设施之一1。按照其工作的原理可以分为带式逆止器、DSN低速逆止器、滚珠逆止器，按照布置位置可以分为：高速轴逆止器、低速轴逆止器。大型输送机上主要应用DSN低速轴逆止器。1） 带式逆止器带式逆止器适用于倾角18向上运输的胶带输送机，当倾斜输送机停车时，在负载重力作用下，输送带逆转时将制动胶带带入滚筒和输送带之间，将滚筒楔住，输送带即被制动。带式逆止器结构简单、造价便宜。其缺点是制动时输送带要先逆转一段距离，造成机尾受载处堵塞溢料。头部滚筒直径越大，逆转距离就越长，因此对功率大的输送机不宜采用。其结构简图如图3-9所示。图3-9 带式式逆止器Fig 3-9 belt type non-return device 2） 滚柱式逆止器滚柱逆止器也用于向上运输的的胶带输送机上，在胶带输送机工作时，滚柱在切口的最宽处，不会妨碍星轮的运转；当输送机停车时，在负载重力的作用下，输送带带动星轮反转，滚柱处在固定圈与星轮切口的狭窄处，滚柱被楔住，输送带被制动。这种制动器制动迅速，平稳可靠，并且已系列化生产，可参考DT型系列标准，按减速器选配。所允许的扭矩一般不超过20kN.m。但因其是安装于减速器输出轴上，故适用于输送机的电机容量小的场合，功率范围为1050kW。其结构简图如图3-10。 图3-10 滚柱逆止器Fig 3-10 roller non-return device3.11 DSN型逆止器Fig 3-11 DSN non-return device布尔台煤矿主提升大倾角胶带输送机上选择的DSN型逆止器是一种安装在低速轴上的大型防逆转装置。与其他同等力矩逆止装置相同的具有重量轻、传力可靠、结构紧凑、解脱容易、安装方便、安装精度要求不高等要点。大型提升运输设备通常选用这个类型的逆止器作为保护装置。逆止器放在低速端，所需要的逆止力矩为340kN,本设计选择DSN710型逆止器，其额定逆止力矩为710kNm；逆止器的安全系数，满足安全规程规定。 为增强输送机安全性，选择两台逆止器，分别布置两个不同的驱动滚筒上，一旦其中一台逆止器失效时，另一台发挥逆止作用。3.7制动器3.7.1制动器作用对倾斜胶带输送机，当倾角大于4的时候，当满载停车时会发生上运物料时带的逆转和下运物料时带的顺滑现象，从而引起物料的堆积、飞车等事故，所以应设置制动装置；制动器是用于机器或机构减速使其停止的装置，有时也能用作调节或限制机构的运行速度，它是保证机构或机器安全工作的重要部件。3.7.2 制动装置类型胶带输送机制动器的种类繁多，根据输送机的技术性能和具体使用条件（如功率大小，安装倾角等），可选用不同形式的制动器。常用的制动器为盘形制动器和液压推杆制动器。1）液压推杆制动器液压推杆制动器对于向上或向下输送的胶带输送机均可使用，安装在高速轴上，动作迅速可靠，胶带输送机一般都装配有此种制动器，其结构如图3-11。图3-12 液压推杆制动器Fig 3-12 Hydraulic brake push rod 2)盘型制动器盘型制动器利用液压油通过油缸推动闸瓦沿轴向压向制动盘，使其产生磨擦而制动。每套制动器有四个油缸，由一套液压系统统一控制。这种制动器多用在大功率和长距离强力胶带输送机及钢绳牵引胶带输送机可安装于高速轴上。这种制动器的特点是制动力矩大，散热性能好，油压可以调整，可实现无极调节。3.7.3 制动装置的选型设计胶带输送机制动器的选型设计要考虑以下内容： 1）胶带输送机运行的情况，充分考虑负载转矩，并要有一定的富裕。 2）需要明确制动器的目的，根据任务来选择制动器的类型，选取的制动器的制动转矩要有足够的富裕，对于安全性要求高的输送机需要配备双重的制动器8。 3）制动器应能保证良好的散热功能，防止对人身、机械及环境造成危害。 当输送机停车出现逆转的情况时，输送机必须设置逆止和制动装置。布尔台煤矿主斜井提升的胶带输送机制动器的制动力矩要求非常大，本设计选择盘闸制动器。该制动器特点是制动力矩大，非常适合大型胶带输送机，散热性能也非常好，油压能调整，制动力矩可实现无级调节。选择制动器型号为：型，制动盘的直径为2.5m，额定制动力矩kN.m。 制动器的安全系数，也满足安全规程规定。 3.8拉紧装置3.8.1 拉紧装置的作用 它是保证输送带在滚筒的绕出端有足够大的张力，防止输送带发生打滑；从而保证输送带张力不低于某一定值，满足垂度的要求，防止撒料和增大运动的阻力等。3.8.2 布置拉紧装置的原则 胶带输送机拉紧装置的合理布置，对胶带输送机的运行以及拉紧装置的选取影响很大，通常拉紧装置的布置应按照以下原则： 1）为降低拉紧装置成本，应使其张紧力最小，一般张紧装置尽可能布置在输送带的张力最小的地方6。 2）长距离水平输送机以及坡度小于5的胶带输送机，拉紧装置通常安装在驱动滚筒的空载段7。 3）距离短的输送机和坡度大于6的胶带输送机的拉紧装置通常布置在输送机尾部，并尽量将输送机的局部滚筒用作张紧滚筒10。 4）拉紧装置的布置需要兼顾胶带输送机的布置形式，使得拉紧装置安装方便、维护容易。 3.8.3 拉紧装置的选择 自控液压拉紧装置是根据我国胶带输送机的特点，吸收世界工业发达国家的先进技术，考虑胶带输送机在起动和正常运行时对拉力的需要不同，经合理的输送带张力模型分析研究而设计的。该机特点如下： 1）起动拉力和正常运行拉力可根据胶带输送机张力的需要任意调节。完全可以实现起动拉力为正常运行时1.31.5倍的要求。电液系统调定后，拉紧装置即按预定程序自动的工作，保证输送带在理想状态下运行。因此，配置此拉紧装置的胶带输送机可以减小输送带厚度。 2）装置响应速读快。胶带输送机起动时，处于非稳定状态，此时拉紧装置通过油缸的快速伸缩，及时补偿输送带弹性振荡，有效实现胶带输送机的动态张紧，从而减小了胶带输送机启动时的冲击动负荷，使起动平稳可靠，同时也有效地避免了拉紧装置对输送带的过张紧现象。 3）有断带时及时提供断带检测信号，以控制胶带输送机自动停机和输送带打滑时自动增加拉力等功能。 4）结构紧凑且安装空间小。 5）可与集控装置连接，实现对该拉紧装置的远距离控制。 本设备为全油缸式液压拉紧装置，结构紧凑、重量轻，操作简单，是胶带输送机拉紧的理想设备。 ZLY型自控液压拉紧装置结构特点是在DYL型液压拉紧装置基础上增加绞车而组成的拉紧装置系统。因此，它有DYL型液压拉紧装置的一切优点。 ZLY型自控液压拉紧装置的拉紧行程长，适用于长距离的胶带输送机，故本设计选用该种拉紧装置。所需拉紧力F210.7kN 表3-1 ZYL自控液压拉紧装置参数Tab3-1 ZYL automatic hydraulic tension device specification parameter对拉紧小车的最大拉力(kN) ZLY-01系列 ZLY-02系列 ZLY-03系列 80 100 130 160 200 250 320 400 450 500 拉力调节范围(kN) 35 75 40100 65 130 75 160 95 200 115 260 145 320 180 400 200 450 225 500 最大拉紧行程 /m36 18 18 本设计选取ZLY-03-400自控液压拉紧装置，功率为11.5kW，最大可承受400kN的拉紧力，其最大行程为18m。3.9清扫装置由于输送的原煤，含有水分及粘土。经比较本设计选择硬质合金清扫器，本胶带机是长距离，大功率胶带输送机，为了保证胶带输送机的安全运行，延长输送带的寿命，必须对胶带加强维护，因此对本胶带机设计了二级高分子刀片清扫器、空段清扫器、翻转清扫装置等，当清扫装置运行时，可能导致粘附在胶带上的泥沙浆随着皮带运行与下托辊组进行摩擦，使隧洞内充满灰尘。图3-8 重锤清扫器Fig 3-8 hammer sweeper运行单位安装并配合水冲洗。以便隧洞内灰尘大大降低。又因水冲洗后使机头造成泥沙浆的污染，污水排放又成一难题，可增设沉沙池，以减少污染，并考虑胶带在除水时，引至沉沙池排出。图3-9 回程清扫器示意图Fig 3-9 return sweeper本设计机头清扫装置选用重锤清扫器，机尾清扫装置选择回程清扫器。3.10 保护装置为了使该机系统全程监控和集中控制性能及其安全生产运行，需配备以下安全装置：1) 防跑偏在头部落料点、尾部接料点各设一对智能性跑偏开关，当胶带输送机发生跑偏时，它就会发出跑偏报警信号，使输送带停机，防止因过量跑偏而发生生产事故。2)紧急事故开关紧急停机用拉绳开关，成对的安装于胶带输送机机架的两侧，当胶带输送机发生故障时，工作人员就能在输送机的任意位置拉动开关，使输送机自锁，同时报警，使输送机停机。3) 溜槽堵塞装置作用是检查输送带机头部和尾部的漏斗和溜槽内堵塞故障。如发生相应故障时，该装置即刻报警和发出停机的信号，使输送机迅速停机，防止生产事故发生。4) 纵向撕裂开关尾部接料点前一组托辊处设A型、B型胶带纵向防撕裂装置各1套，安在输送机尾部的受料点承载胶带下，可以实时监控输送带的纵向撕裂故障，实时发出停机信号，使损失最小化。5)其他安全设施接近头部处设一组打滑检测装置，中部转载处设一组张力传感器，CST输出轴处设一组速度传感器，拉紧装置处设二组行程限位开关。3.11供配电与控制设备选型情况和传动方案比较，主斜井胶带输送机，采用交流电机配带中压变频装置拖动。为满足矿井自动化要求，主斜井驱动机房的电控设备， 采用PLC控制数字调节中压变频系统。依据矿井供电设计，在主斜井驱动机房，设置主井10kV变电所，为主斜井胶带输送机和原煤仓上设备等提供电源。3.11.1系统主要设备1）高压配电设备，选用KYN28A12型中置式成套开关柜。各高压柜采用微机保护，配用PM2000电力监控模块。进线回路配智能综合电力监测仪。为主斜井胶带输送机整流变压器、主井10kV变电所电力变压器和原煤仓上设备等提供电源。2）整流变压器选用国产18脉冲整流变压器3400kVA，10kV/32.1kV，高压分接范围022.5%，两台，为18脉冲整流中压变频调速装置提供电源。3）中压变频调速装置，选用PowerFlexTM7000系列变频器(18脉冲整流)B型柜，6kV，1600kW，该变频器采用计算机调节。4）主井变电所电力变压器，选用S11M500/10，250kVA，10/0.69kV， 连接组别D，yn11，高压分接范围022.5%，两台，1用1备。5）UPS电源柜：在线式UPS电源5kVA，30min，进线AC380V/出线AC220V，及配电开关，为CST控制柜、PLC、计算机和输送机控制保护装置等提供电源。6）低压配电设备，选用GCS抽屉柜，除为主斜井胶带输送机及其辅助设备、控制及照明、等提供电源外，为主斜井空气加热室、回风斜井通风机、原煤仓上设备等提供双回电源，为副平硐空气加热室、生产指挥中心动力、矿灯房等提供主供电源。7）胶带输送机控制设备：采用ControlLogix系列PLC。a 以控制网冗余光纤与井下控制网连接；b 以总线方式连接的PM3000电力监控模块和FLEX I/O，组成局域设备网，以实现设备状态、参数采集和输出控制；c 通过ControlNet通讯接口与中压变频柜等连接；d 通过RS485通信与胶带输送机的保护装置和智能电力监测仪等连接；e PLC配置有以态网通讯模板，通过工业以态网交换机，分别与上级监控计算机和矿井生产调度网络连接。通过矿井调度网络，相关人员能及时了解主运输胶带输送机运行情况；f PLC除对主井变电所、主井胶带输送机及附属设备控制外，同时作为主运输胶带输送机系统（从工作面到原煤仓）和井下控制网的控制中枢，以控制网冗余光纤连接其他胶带输送机/井下变电所等控制分站，实现集中监测控制及闭琐。8）胶带输送机保护：采用PROMOS型胶带输送机进行综合保护装置。具有二级跑偏、胶带打滑、拉绳、超速、溜槽堵塞检测器和防闭塞装置、纵向撕裂、料流检测、自动报警灭火洒水、烟雾、温度、输送带张紧力下降保护、输送带接头监测、断带等监测保护装置以及输送机语音系统，对主斜井胶带输送机、给煤机等设置的传感器的状态进行采样和监测，通过系统控制功能，将故障信号传输给PLC。9）监控计算机：采用高性能P4系列工控计算机，具有主井变电所、主斜井胶带输送机信号显示、系统保护、控制系统状态、高低压电源回路等实时显示以及报表打印功能，能及时预测和分析处理事故，为输送机的安全提供保障。3.11.2电源主井变电所10kV电源直接引自矿井110kV变电所。 结论本设计对布尔台矿主斜井提升大型胶带输送机设计进行了深入的研究，介绍了大运量、高强度胶带输送机的设计理论，论述了煤矿主提升系统广泛应用大型胶带输送机。本设计是关于布尔台矿主提升方式及设备的选型设计，首先对井田基本情况和国内外提升设备发展现状和趋势进行了概述，通过对提升能力分析计算，结合各提升方式的优缺点，本设计着重分析了箕斗提升和胶带输送机提升的可行性，最终确定了胶带输送机连续提升作为布尔台矿主斜井提升方式。对提升设备进行运行分析，选择其配套装置。进行提升设备总体布置。经过严谨的计算与校核，确定了带宽和带速，选取了符合强度要求的的胶带型号；通过计算各特性点的张力和圆周驱动力的计算，确定了电动机功率和型号，论述采用变频调速拖动方式对布尔台矿的大型胶带输送机顺利投入使用的必要性和重要性。经过合理的分析，选取了变频驱动的拖动方式，由于功率较大本设计采用三电机双驱动；普通滚筒的强度难以满足强度要求本设计选择了重型滚筒；依据承载能力选取了托辊，张紧力较大故选择了自控液压拉紧装置，同时根据逆止力的大小选择了逆止器和制动器等部件，最后绘制提升设备总体布置图和各部分的结构图。毕业设计让我受益终身，我学会了如何撰写开题报告，了解了做毕业设计的步骤，对以后的学习与工作有非常大的帮助，同时我也更加熟练了CAD等绘图软件的操作。选型结果如表4-1。表4-1布尔台矿主提升设备选型主要技术参数Tab 4-1 Boolean sets the mine lifting equipment selection of main technical parameters序号项目规格备注1皮带机名称主斜井钢丝绳芯胶带输送机2输送机长度（m）6153电机功率（kW）316004输送量（t/h）70005输送机宽度（mm）22006运行速度（m/s）3.77拉紧装置胶带自控液压拉紧装置 ZLY-03-4008逆止装置DSN7102台9来料点机尾供料前部可提升10制动器SHI25225002台11最大倾角13上运12传动方式减速器+中压变频器驱动13电动机YKK5603-43台14变频器PowerFlexTM70002台参考文献1白霄，清水营矿主提升胶带输送机设计相关问题研究D.西安:西安科技大学，20092韩猛，蒋圣波.矿井提升系统的特点分析及其选型J.现代矿业，20123李世忠，刘海滨.布尔台矿主斜井胶带输送机技术方案探讨J.煤矿机械，20134于利民，仵自连.矿山固定设备选型使用手册M.北京：煤炭工与出版社.20075中国煤炭教育协会职业教育教材编审委员会.矿山固定机械与运输设备M.北京：煤炭工与出版社.20096庄严.矿山运输与提升M. 中国矿业大学出版社,2009.27赵道军，长运距、大倾角、高强度胶带输送机的研究D.西安：西安理工大学，20098赵建强，大倾角皮带机驱动装置与制动装置的选型研究J.科技信息，20109毛君，孟凡英，栾丽君.煤矿固定机械及运输设备M.北京：煤炭工业出版社,2008.310运输机械设计选用手册编辑委员会，运输机械设计选用手册M.北京：化学工业出版社.199111 李炳文，王启广.矿山机械M.徐州：中国矿业大学出版社,2007.112张莹，浅议矿井提升系统J.河南科技，200413张万山，苏猛，矿井提升设备的经济提升容量分析J.辽宁工程技术大学学报，200914郭建山，大倾角皮带机传动滚筒与拉紧装置的选型研究J.科技信息，201115高英，胶带输送机数据库的建立与设计选型软件开发J.太原：太原科技大学硕士论文，200916Thomson BSc,Development of the cable belt conveyor,Overland Conveyor Co, Inc.Presented at MINExpo NV, Eng. September 27, 2004 致谢毕业设计，作为毕业前的一次综合性训练，是对我们所学理论知识的一次总结、检验和完善。在设计过程中，我遇到了很多自己无法解决问题，孟老师为我指点迷津，答疑解惑，使我豁然开朗、按时完成毕业设计。孟老师渊博的学识、敏锐的思维、民主而严谨的作风使我受益匪浅，终生难忘。在此我衷心的感谢孟老师的精心指导以及学院领导的关怀和支持。在设计中遇到问题我还会和同学讨论，探讨解决问题的方法和思路，感谢我的同学和朋友对我的关心和帮助。附录A钢丝绳带式输送机的发展 托马森 （英）摘 要早期带式输送机的发展被认为是与钢绞线带式系统相同的需求而发展起来的，其本质就是各种设计原理与槽形带式输送机突出部分的优缺点进行比较，而这一部分的发展恰恰表明，在传送系统中最可能也最有用的发展，就是对其外形轮廓的改进，这些使得在一些大型钢绞线设计建造中，考虑安装长达52千米的螺纹槽系统（2个）。钢丝绳带式输送机发展 在1795年时，最初的带式输送机不便于操作，而且仅涉及一些简单的外形，直到1850年后，随着世界范围内的谷物货量大量增加，促使传送带技术有了较大的改进。 第一种形式的传送机是在一个槽形及其内运行的水平传送带，其工作原理是引进导轮系统用滚动摩擦来替代滑动摩擦，以便减少传送中的摩擦损失。随着需求的不断增长以及大量的集中装卸货物的需要，使得在这一时期最普遍的货物带式输送机。草型带式输送机以及钢绞线带式输送机都获得较大发展。 在1860年后期，大量使用带有锥形或蝶形滚动导轮的槽形带式传送机，直到1890年才过时被淘汰。1865年倾向于将直线集中器或跨轮引入到传送机发明设计中，这使得托马斯.罗宾在1896年获得该产品的专利权，被认为是历史上第一台槽形带式输送机。从那时起，许多重大改进在跨轮传送带和操作结构等一些细节方面。但在1900年早期，所有的槽形带式输送机都具有相同的外型，在外型上并没有改进。 同最初的机器相比，钢绞线带式输送机真正意义上获得较大成功的发展是在1952年，而在1859年，最早期的设计形式之一，如图一所示。图中包括两条平行无较差的皮带制成胶质的传送带，被按一定距离贴附在弯曲的金属表面上，使得这种帆布式槽形带式输送机正常运行，也有许多相似的输送带类型，但它们承受从动带被刚性的贴附在主动带上，这些基本相同的缺点这也导致许多缺点例如：主动带并不能完全与草图设计吻合，或者是润滑剂承受重压，最终从主动带脱落等。图一 钢绞线传动带系统成功地克服了这些缺点，并且这一技术被大范围的用在传送机长距离的应用中。现在一种单臂长54米的螺纹槽系统已经被考虑在设计中。 钢绞线传送带系统设计原理的基本不同在于采用一种圆形的金属线形式的主动带，而不是传统的将从动带附着在主动带上。第一步改变致力于克服通过三角皮带轮式运行中的水平传送带被钢绞线替代所产生的困难。第二步改变是着眼于钢绞线传送带系统本身可以进行操作，这与早期设计的目标恰恰相反。主动带主要依附于从动带上，这些钢绞线被放置在传送带表面压制好的滑轨上，它或许是紧依靠摩擦力是钢绞线传送带在主动带上向后滑行，然而同所有带式输送机依靠摩擦力在传送带上运载货物相比，钢绞线时仅需满足在传送带和主动钢绞线间的摩擦力应大于在传送带和货物之间的摩擦力，这应使得传送带制动器仅仅牢固在主动钢绞线上。 钢绞线带式输送机也可用于特殊形式的表面，在斜面传送机整体系统中等级是21，一些特殊形式的可达28，在传动钢绞线上不存在打滑脱落的现象。 钢绞线带式输送机伴随着发动机进一步发展而发展的，当发动机功率达到300千瓦时（被认为是最杰出的设计）；由此而开始建造长达3000米，功率8000千瓦的传送机。钢绞线传送给与槽形传送机除在工作方式上不同，其它一些末端的输出单元是相似的，也联合从动带与主动带，一个典型的例子是上部的卸货装置，如图六所示：图六明显地，除传动单元终端设备之外的其他设备要比传统的槽形带式输送机复杂得多，并且占据更多的空间，特别是在考虑张力等作用下更是如此，这并不是真正意义上的传动装置，而是仅对其功率额定值进行比较，当它满负载时，需能控制运处的钢绞线传送机正常工作。传动钢绞线的张力模数保持在相对低的水平是为了获得较低的初始扭矩，并且当每个传动钢绞线拉紧时，张力系统需要占据较大的空间，并且更复杂，如图七所示：图七后期的钢绞线带式输送机设计理念与传统的非常相似的，在传送机中也存在摩擦，并且垂直找平装置是一系列的悬垂链，但如果应用于不同的领域，应考虑各种不同的性能，且考虑降低传送机的摩擦损失，可以通过减少动件的数量和重量，这种损失正常值为30%，而额定的摩擦损失取决于工作中的传送带与货物之间的损失，而采用滑轮装置可大大减少这种损失，理论上测量能答曰降低10%的损失，做一基本比较，这一事实很令人吃惊。关于摩擦损失已经证实往往很难克服，并且所有的观测数据和设计标准，显示出不同的测试结果，另外摩擦损失取决于各种因素，此外，输送机摩擦将随着安装和维护的温度，寿命和标准变化。在一些大型设备安装中，比较部分摩擦值至少在一个基本设计中能看到如下不同之处：传统型钢绞线型回转件数量10076 可动件数量10064摩擦损失 10067 钢绞线带式输送机的垂直找平系统与槽形机设计和计算原理是相同的，必须进行反复测试确保悬垂链脱落这样的事情不会发生。钢绞线传送带被定义为横向坚固纵向轻柔的带式输送机，而从动带依附于两条平行主动带的侧翼或边缘部分。减速齿轮箱和活动单元来对主动钢绞线进行控制，以及对不同钢绞线拉伸张力的差别超界调整。此外，每一根主动钢绞线在工作中允许承受不同的拉伸力。 钢绞线传送带独特的特点是体现在传送带上，最初是一种加强橡胶传送带，被铸造在以450毫米为间隔的弹簧搭接片上，这些搭接片伸出起搭架轮之外，如图二所示，并且机械的附着在金属制动器上，橡胶传送带与主动钢绞线相连，这可以被一种铸造结构所代替，如图三所示，一些较小的交叉搭接片以间隔100毫米的距离完全铸造在传动带和制动器上，以便使主动钢绞线仅仅固定在传动带边缘。最近，已经对此作进一步改进，如图四，当货物在其上移动时，制动器仅仅控制主动钢绞线，这也使得当发生超重时，增加传送带的稳定性。另外可以采用更好的交叉搭接片。 图二 图三图四 长期集中使用传送机，最终得更换传送带，这是很正常的，或者是由于表面的摩擦损失造成的,或许是机械性的损坏，但主要取决各个部分的寿命，例如影响橡胶、化合物寿命的因素有热障、光照和氧化等，因此必须发展特种橡胶化合物来增加其寿命。 主动钢绞线的特点使它可以近似的被那些金属线大小、抗疲劳性和内部的润滑性符合钢绞性设计特点的金属线所代替。有一些叙对变电镀，同向顺捻每一根细金属线或金属绳，通常这些金属性能应达到直径60毫米，并且断面负荷达到260吨，随着钢绞线带式系统的张力的增加应特别注意尽量减少金属线接头的数量，当主动钢绞线承重100吨时，每一部分都是如此。图五 顺着传送带每间隔5到10米有一个直径大约300毫米的三角皮带轮，显然这些皮带轮应具有坚固的齿轮结构，但实际上这些皮带轮被设计为表面可替换的橡胶值得滑轮，这些滑轮成对出现在交接臂上，传送带本身能平衡每一个滑轮上的负载，如图五所示，在所有的传动机设计中都应基本的考虑避免钢绞线脱轨情况发生，应谨慎的设计悬垂链，众所周知，悬垂链本身就能避免滑落，在设计中，钢绞线带式系统应用同样，但是若有效的防止滑落发生却极有可能增加负载条件和限制初始扭矩。 钢绞线带式输送机在设计最主要不同在于将从动传送带于主动钢绞线分开较好的设计方案，应将它们和在一起，而分开它们是方便于在设计上给与更多的灵活性，并且能够引起传统带式输送机没有涉及的理念，且能更广泛的应用在许多领域，传送带可以是直得，也可以是弯曲的，如图八所示，它可以允许达到320的角度仍保持主动带的基本特征，但得结合两个环形从动带，这一特征的30 被用于钢绞线传动带的安装调试。其他的设计原理广泛应用于前面提到的，当住主动系统里传送带较足时的操作，这一独特的特征，使得主动单元也可以同某些电子设备相连，但得将其防止在无尘干净的环境中，这种灵活性也使得从动装置可以放置在传送机的任一点，也可以将货物直接通过主动钢绞线传递，钢绞线带式输送机的其他部分（拉力系统）涉及的独特性，毫无疑问，它将比槽形带式输送机更复杂占据更多的空间。图八 存在许多原因但其最根本原因在于每一条主动钢绞线和从动带常须承担设备的拉力牵引。从动带上的拉力微不足道的，它必须满足主动带上的张力作用，尤其是在一个长的平面输送机，拉里几乎都由主动单元承受这种传送机，在初始指令期间主动钢绞线的拉伸运动可以替代，在整台传送机开动前，这种效应被储存在从动带拉力系统中，当然当传送机停止运行时，将被释放。在一个长达15000米的传送机可以被拉伸80米，同槽形带式输送机相比，钢绞线传送机占据如此大的空间最主要时期必须满足主动钢绞线和长期拉伸和相对高的弹性拉伸作用。固定的拉伸范围大约是1，在它首次运行几百小时后，这已被制造商消除在制造阶段，但传统做法还是在钢绞线接头处留有足够的空间，以便于引入额外的钢绞线时的需要模数的选择可以控制弹力，减少弹力，减少所占空间，同时有效的弹性可以保证获得较低的终止扭矩。 从锻件方面的信息可以看出钢绞线带式系统同槽形带式系统有许多方面完全相同，但也存在一些不同之处 。大多数的传送机是较短的且低功率的，毫无疑问，槽形带式输送机带动许多传送机的发展，然而在一些长距离或者起吊升起来运输货物的领域，细胶线带式输送机展示其特殊优点，且其独特的设计时它来这些领域成为唯一选择。 若想准确的定义出钢绞线传送带的应用领域是有些困难的，几乎三分之一被应用于没有太大的竞争的领域，每一种情况下，它们被选择是由于某一些方面的特征，基本上钢绞线传送带一般不适合那些短的普通传送机应用的领域，这主要取决于终端设备的大小，另外终端设备的花费包括传送机的每一部分，在钢绞线传送系统的中，一般不给予考虑动力需求的花费，在摘要中，当前的钢绞线传送带的竞争领域似乎是： 供率低于750千瓦的斜面输送机，或者是长度少于3000米的水平输送机，并不是钢绞线传送带的竞争的主要领域。 当这些参量进一步提高时，钢绞线带式输送机选择的首要产品成为更有竞争力。在水平输送机中，摩擦损失的能量是相当大的，这边增加了钢绞线传送带的运行费用，此外在其他方面并没有什么本质区别。 在钢绞线带式系统中较有意义的发展是对当前锻件的改进，未来几年这应是首要的花费，在运行费用方面，这包括对主动钢绞线的每一根金属线的股线都要加强，最初的试验结果展示其抗老化、 其寿命是传统金属绳的3倍，钢绞线带式系统最近的发展表明，其完全可以同长距离的绳索运输相竞争。虽然现在还没有被考虑，当前在澳大利亚西部的Worsley Alumina Ptr:Ltd公司正在建造一个有两个螺纹槽系统，长达52000米钢绞线带式输送机系统。 Worsley Alumina Ptr:Ltd位于西澳大利亚附近，设备的整体部分由量太钢绞线带式输送机串联组成，并且经由陆路运输将吕土岩从矿山运到精制厂。 在凉台传送机交叉处，货物表皮左旋50，通过花道进入第二个传送机，在两台输送机间，主动传送机的角度和张力单元系统都应相互协调、适应。传送机必须标准化且几乎各部件零件均可互换。长度 31000米 21000米标高 72米 14米货物 铝土岩密度 1520kb/m3额定功率2040m.t.p.h年产量（吨） 9.06106带宽 900毫米运行速度 6.35m/s主动带 57千米（直径）间距 4.75米功率 5300kw 3600kw如果条件许可，钢绞线传送机将能获得进一步发展，可以将传送带的长度扩展到更长。作者非常感谢得到Worsley Alumna Pty.Ltd公司的帮助和相关的资料。本文涉及：1传送带输送机的标高来自Hetzel and Albright John Wiley & sons2带式输送机的抗阻力数据来自H.P.Lachman .附录BDEVELOPMENT OF THE CABLE BELT CONVEYORlan Main Thomson BSc (Eng.)Abstract The early development of belt Conveying is discussed showing how the Cable belt system developed from the same requirements. The various design concepts are compared with those of the troughed belt conveyor highlighting the areas of advantage and disadvantage. The areas of conveying where the Cable Belt system is most useful and the likely developments are outlined. These and other developments have led to many major conveyor installations including a 2 flight 52 km system being constructed to the Cable Belt design. Development of the Cable Belt Conveyor The origin of the belt conveyor is not easy to clearly identify but there are references to simple forms as early as 1795. However it was not until the dramatic increase in the world trading of grain after 1850 that major improvements were made. The first form of conveyor was a flat belt running in a trough which was quickly improved by the introduction of straight idlers to replace sliding friction by rolling friction. The need to increase the capacity and centralise the material load led to the appearance at the same time of both of the most common forms of heavy duty belt conveyors, the troughed belt conveyor and the Cable Belt conveyor. In the late 1860s the use in troughed belt conveyors of straight rollers with conical or dished ends was obsolete until the early 1890s. The introduction in 1865 of inclined straight concentrator idlers led to the conveyor in the Thomas Robins Jnr. patent of 1896, which is regarded as the first troughed belt conveyor. Since that date whilst there have been many important improvements in the detail of the idler, belt and drive construction, the basic concept of the troughed belt conveyor is the same as outlined in the work completed in the early 1900s. The Cable Belt conveyor principle whilst of earlier origin was not developed in a truly successful form until 1952. One of the earliest forms was that developed in 1859 and shown in the sketch fig. 1. This consisted of two parallel endless leather or rubber belts to which were attached at intervals curved meta1 spreaders supporting a canvas trough. There were many other similar conveyors but they all suffered from the same basic defect that the carrying belt was rigidly attached to the driving belts. This led to the disadvantages that the drive belts do not stretch alike and that the spreader bars are stressed and eventually break free from the drive belts. The Cable Belt system successfully overcame these defects and since its introduction has generally been accepted in the conveyor field for Long distance applications. A substantial proportion of the single flight conveyors over 5 km long that have been installed are now of the Cable Belt design. The fundamental design differences made in the Cable Belt system were to use a round drive belt in the form of a wire rope, and not to attach the carrying belt to the drive belts. The first of these changes was aimed at getting over the difficulty of training to run in parallel a pair of flat belts by substituting positively located round cables running in grooved pulleys. Fig 1 Early Belt Conveyor The second change was the point that allowed the Cable Belt system to operate successfully in contrast to the other earlier attempts. The carrying belt merely rests on the drive cables, these cables sitting within shoes which are moulded on the be1t surfaces. It may seem that depending on friction alone the Cable Belt is liable to have the belt slip backwards on the drive cables. However as all belt conveyors depend on friction between the belt and the material carried to allow them to operate at all, the only requirement is that the friction between the belt and the drive cables should be greater than between the belt and the material. This was achieved by shaping the belt shoes to grip the drive cables. It has been possible using Cable Belt belting with specially formed surfaces to run on slope conveyor systems where the overall grade is 21 and with particular sections of 28, without experiencing slipping of the belt on the drive cables. Whilst the Cable Belt conveyor was developed at a time when the powers available of up to 300 kW were regarded as outstanding the basic concept is still retained even when now, single conveyors of 30000 metre length and 8000 kW power are being built. The terminal units are similar to those in a conventional troughed conveyor except that they also serve to separate and rejoin the carrying belt and drive cables. A typical example of a head discharge unit is shown in fig. 6.Obviously the terminals other than the drive unit are more complex than in a conventional troughed conveyor and take up more space particularly in the case of the tensioning arrangements. This is not true of the drive as for a comparable power rating it is compact and has the advantage that it can be located remote from the Cable Belt conveyor belt line. Fig 6 Head Discharge Unit As the modulus of elasticity of the drive cables is kept relatively low in order to allow the use of very low starting torques and each drive cable is tensioned, the tension system does require substantial take-up space and is more complex as is illustrated in fig. 7. Fig 7 Typical Tensioning Arrangement The concepts behind the design of the Cable Belt conveyor are very similar to a conventional conveyor in that there is conveyor friction and the vertical alignment is a series of catenaries but of course the factors used vary considerably because of the different characteristics. The conveyor friction losses are considerably reduced principally because of the significantly lower number and weight of moving parts in a comparable system. This reduction is normally in the order of 30%. In addition the friction losses due to the working of belt and material as they pass over the idlers are significantly less. it has been determined empirically that there is in the order of a 10% reduction in the friction losses. The establishing of the facts, even on a comparative basis, with regard to conveyor friction has proved difficult as all the data is empirical and the various design standards can show markedly different results. In addition conveyor friction will vary with temperature, age and standards of installation and maintenance. However in a recent major installation it has been possible to compare the friction values, at least on a design basis and as can be seen below these bear out the differences. ConventionalCable BeltNumber of Rotating Parts10076Weight of Moving Parts10064Friction Losses10067 In determining the vertical alignment of the Cable Belt system whilst the formulae and calculation are the same, great care must be exercised as it is not possible to allow lift off in catenaries to occur. Fig 2 Early Cable Belt Belting Fig 3 Intermediate Cable Belt Belting Fig 4 Modern Cable Belt Belting The Cable Belt is best defined as a belt conveyor with a laterally rigid but longitudinally flexible carrying belt which is supported at or near its edges on two parallel endless looms of drive cable, these cables in turn being supported at intervals by grooved pul1eys. The integral reduction gear and drive unit drives both drive cab1es and incorporates a differential to equalise tensions in the cables. In addition each of the drive cable circuits is separately tensioned to allow for the differential stretch of these during operation. The unique feature of the Cable Belt system is the belt. Originally this was a fabric reinforced rubber belt which had moulded into it spring steel straps at 450 mm intervals. These straps protruded beyond the edges of the bell as illustrated in fig. 2, and had mechanically attached to them a metal shoe with rubber Lining where it gripped the drive cable. This was superseded by a one piece moulded construction shown in fig. 3 where smaller cross section straps at intervals of 100 mm were moulded entirely within the belt and the shoes to grip the drive cables were continuous mouldings along the edge of the belt. Fig 5 Typical 4 Pulley Line Stand Recently a further change was made, illustrated in fig. 4 whereby the shoes which grip the drive cable on the material carrying run have been moved inwards. This increases the stability of the belt when subjected to overloading and in addition allows the use of smaller cross section straps.Fig 8 Angle Station It is normal that on a typical long centre conveyor the eventual replacement of the belt is not for reasons of abrasion of the surface or mechanical damage, but due to the various ageing processes that affect rubber compounds such as heat, sunlight, and ozone. As a result it has been necessary to develop special synthetic rubber compounds that are inherently resistant to ageing. The specification of the drive cables whilst similar superficially to a normal wire rope are specially made to a Cable Belt specification with design criteria laid down for individual wire size, fatigue life and internal lubrication. They are of galvanised construction, Langs Lay with either a fibre or wire rope core. Currently they are used in sizes up to 60 mm diameter and breaking loads of 260 tonnes. As this is the tension reinforcing member of the Cable Belt system great attention is paid to reducing the number of splices and drive cables of up to 100 tonnes weight for each section have been used. Along the line of the conveyor it is supported at intervals of between 5 and 10 metres by grooved pulleys approximately 300 mm in diameter. Previously these pulleys were of a hardened steel construction but the current design is for a pulley with a replacement rubber lined tread. These pulleys are mounted in pairs on articulated arms which allow the conveyor to self align and equalise the loads on each pulley as can be seen in fig. 5. Whilst this condition is normally avoided in all conveyor design, it is essential, to prevent derailment of the drive cables, to design catenaries correctly and conservatively. As is well known the normal catenary formulae are approximations which allow a factor of safety against lift off. In designing the Cable Belt system the same formulae and factors are used, but effectively the protection against lift off is increased by determining worst possible loading conditions and limiting the starting torques. This situation is helped in that the conveyor friction is such and modulus of the drive cables is selected to ensure that there is virtually no additional breakaway torque required even to start a long flat overland Cable Belt system. The major difference in designing a Cable Belt conveyor lies in the separation of the carrying belt and the drive cables. Whilst good design practice requires that they should be kept together, the ability to separate them does give considerable flexibility in design and allows the introduction of concepts unknown in the conventional belt conveyor. The most widely used of these is in the many circumstances where a straight line route or one incorporating curves is not feasible, and the unit known as an angle station is employed. As can be seen from fig. 9 this allows any angle up to 320 to be accommodated and still retain the feature of a single drive but incorporate two separate carrying belt circuits. This feature is used in about 30% of the Cable Belt installations. The other concept that is widely used is as mentioned earlier, the ability to place the drive unit remote from the belt line. This feature, which is unique, allows the drive unit and its associated electrical equipment to be located in a position with easy access for maintenance but away from the dust and dirt associated with a conveyor discharge or return belt line. This flexibility also allows the drive unit to be placed at any point in the conveyor, including if necessary on the material carrying run of the drive cables. The other part of the Cable Belt design that is unique is the tensioning system and there is no doubt that this is more complex and takes greater space than would be required in a troughed belt conveyor. There are several reasons for this but the principal reason is the necessity to provide equipment to separately tension each drive cable and the carrying belt. Whilst the tension in the carrying belt is nominal it is still necessary to cater for the drive cable tension movement, particularly in long flat conveyors which, of necessity, are tensioned at or near the drive unit. In such conveyors the tension movement of the drive cables is substantial during the start sequence. Before the whole conveyor is moving the effect is that it is necessary to store in the carrying belt tension system a length of belt equivalent to the elastic stretch of the drive cables. This of course is released when the conveyor stops. In a typical 15000 metre long conveyor this stretch can be up to 80 metres. The main reason for taking up a greater space than a troughed belt conveyor is the necessity to cater for both the permanent stretch and the relatively high elastic stretch of the drive cables. The permanent stretch of about 1% which occurs in the first few hundred hours of running could be eliminated during manufacture but it conveniently provides the necessary space for splicing of the cable as well as gen