隨著對長距離帶式輸送機(jī)的可靠性和經(jīng)濟(jì)性要求的不斷提高，其設(shè)計觀點(diǎn)也在逐步發(fā)展。先進(jìn)的設(shè)計觀點(diǎn)，是以國際標(biāo)準(zhǔn)ISO 5048和德國工業(yè)標(biāo)準(zhǔn)DIN 22101為基礎(chǔ)，設(shè)法減小運(yùn)行阻力，合理確定輸送帶的安全系數(shù)，采用可控起、制動裝置平穩(wěn)起、制動，利用輸送帶粘彈性理論進(jìn)行動態(tài)分析，對輸送機(jī)進(jìn)行工況預(yù)測和優(yōu)化。

　　1 采用高精度托輥和高性能輸送帶減小運(yùn)行阻力 帶式輸送機(jī)的主要阻力是由托輥旋轉(zhuǎn)阻力和輸送帶前進(jìn)阻力組成的。國外的試驗(yàn)研究表明，托輥旋轉(zhuǎn)阻力和輸送帶壓陷阻力占主要阻力的50％～85％，平均值為70％。因此，提高托輥精度和輸送帶性能，可以有效減小運(yùn)行阻力。近10年來，托輥的結(jié)構(gòu)形式推陳出新，特別是采用高性能的專用軸承和高精度的密封圈，有效地降低了托輥的旋轉(zhuǎn)阻力。與此同時，輸送帶的面膠和芯膠材料也不斷更新，使輸送帶既有一定的成槽性，也有一定的膠面硬度和耐磨性，有效地減小了輸送帶的壓陷阻力，按照現(xiàn)行標(biāo)準(zhǔn)，主要阻力采用模擬摩擦系數(shù)，廠值進(jìn)行估算。
　　DIN標(biāo)準(zhǔn)和ISO標(biāo)準(zhǔn)建議，在通常工況下，f取0.017～0.020；按國內(nèi)設(shè)計經(jīng)驗(yàn)，f通常取0.020～0.025。研究表明，按現(xiàn)行標(biāo)準(zhǔn)推薦的模擬摩擦系數(shù)f值計算的主要阻力，在多數(shù)情況下偏大，較大程度地影響了輸送機(jī)的經(jīng)濟(jì)性。
　　修訂的DIN 22101—1998(草案)提出了比較精確的主要阻力計算方法。即： FHo=(FRo+Fgo)／q。 式中 FHo— 上分支主要阻力 FRo— 上分支托輥的旋轉(zhuǎn)阻力 FEo —上分支輸送帶的壓陷阻力 qo— 系數(shù)，取0.5≤qo≤0.85，平均值為 q0=0.7 Fhu=(FRu+FEu。)／qu。 式中 FHu— 下分支主要阻力 FRu— 下分支托輥的旋轉(zhuǎn)阻力 FEu — 下分支輸送帶的壓陷阻力 qu — 系數(shù)，取qu=0.9 新標(biāo)準(zhǔn)中主要阻力的計算，是以上下分支托輥的旋轉(zhuǎn)阻力和輸送帶的壓陷阻力為基礎(chǔ)的。對于長距離帶式輸送機(jī)，主要阻力對整機(jī)影響很大，應(yīng)預(yù)先測定所用托輥的旋轉(zhuǎn)阻力和輸送帶的壓陷阻力，才能比較準(zhǔn)確地計算輸送機(jī)的主要阻力。在托輥旋轉(zhuǎn)阻力和輸送帶壓陷阻力未知的情況下，新標(biāo)準(zhǔn)給出了模擬摩擦系數(shù)，f的參考值。通常工況下，f=0.010～0.020；惡劣工況下，f=0.020～0.040。 需要說明的是，標(biāo)準(zhǔn)中推薦的f值，適用于上托輥間距1.0～1.5m、下托輥間距2.5～3.5m的情況。減小托輥間距，f值可以減小，但阻力總值 通常會增大，一般是不可取的。對于長距離帶式輸送機(jī)，國外通常采取增大托輥間距的方法，降低阻力總值。上分支托輥間距可增大為2.5～5.0m，下分支托輥間距可增大為5～10m。但是，這種設(shè)計要有充分的動態(tài)分析作為基礎(chǔ)，以確保輸送機(jī)運(yùn)行可靠。

　　2 合理確定輸送帶的安全系數(shù) 輸送帶的安全系數(shù)，對帶式輸送機(jī)的經(jīng)濟(jì)性和可靠性影響很大，也是眾多學(xué)者研究的重點(diǎn)?，F(xiàn)行標(biāo)準(zhǔn)以輸送帶的額定破斷強(qiáng)度為基礎(chǔ)，綜合考慮疲勞強(qiáng)度的大幅降低、由彎曲和伸長導(dǎo)致的強(qiáng)度下降、接頭強(qiáng)度損失、起制動工況下動態(tài)張力的增加等因素，給出輸送帶的安全系數(shù)。例如，DIN 22101—1982標(biāo)準(zhǔn)建議，鋼繩芯輸送帶的動態(tài)安全系數(shù)為4.8～6.0，穩(wěn)態(tài)安全系數(shù)為6.7～9.5。其實(shí)，這種以輸送帶額定破斷強(qiáng)度為基礎(chǔ)的安全系數(shù)表示法很不直觀，且在概念上容易引起誤導(dǎo)。實(shí)際工程要求輸送帶的疲勞強(qiáng)度，在滿足工況最大張力的基礎(chǔ)上，具有適當(dāng)?shù)陌踩禂?shù)。20年前的研究認(rèn)為，鋼繩芯輸送帶在脈動循環(huán)10 000次以后的疲勞強(qiáng)度，是其額定破斷強(qiáng)度的36％，在此基礎(chǔ)上，標(biāo)準(zhǔn)給出了上述安全系數(shù)值。
　　近十幾年來，國外對輸送帶疲勞強(qiáng)度的試驗(yàn)研究表明，通過改進(jìn)鋼繩芯輸送帶的制造工藝和接頭工藝，對于St 6000以下的鋼繩芯輸送帶，其疲勞強(qiáng)度提高45％～55％。這樣，可使DIN標(biāo)準(zhǔn)中推薦的動態(tài)安全系數(shù)減小到3.8～4.8，穩(wěn)態(tài)安全系數(shù)減小到5.4～7.6。DIN 22101—1998(草案)標(biāo)準(zhǔn)，引入了輸送帶疲勞強(qiáng)度的概念，在此基礎(chǔ)上，提出了與接頭有關(guān)的輸送帶安全系數(shù)So和與壽命及工況有關(guān)的輸送帶安全系數(shù)S1。 輸送帶疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)：S=S0Sl 則 KN,min=Kt／Kt,rel=KK,maxS/Kt,rel 式中 KN,min——輸送帶最小額定破斷強(qiáng)度 Kt--—具有安全系數(shù)的輸送帶疲勞強(qiáng)度 Kt,rel——輸送帶疲勞強(qiáng)度與額定破斷強(qiáng)度的比值，一般取0.45～0.55 Kk,max——槽形輸送帶最大邊緣張力 最小安全系數(shù)：Smin=(S0Sl)min=1.0×1.5=1.5 最大安全系數(shù)：Smax=(S0S1)min=1.2×1.9=2.28 當(dāng)Kt,rel=0.45時，KN,min=KN,min×(3.33～5.1) 當(dāng)Kt,rel=0.55時，KN,min=KN,min×(2.72～4.15) 輸送帶最大張力通常發(fā)生在起制動工況下，采用軟起制動裝置，可以有效緩解動態(tài)張力的作用。動態(tài)張力可以通過動態(tài)分析比較準(zhǔn)確地計算，也可以用穩(wěn)態(tài)最大張力乘以起動系數(shù)Ka來粗略估算。采用軟起制動裝置時，起動系數(shù)Ka可取1.1～1.3。

　　3 采用合理的可控起制動或軟起制動裝置減小動力作用 按現(xiàn)行標(biāo)準(zhǔn)，帶式輸送機(jī)的起制動加速度應(yīng)為0.1～0.3m/s2。實(shí)際工程表明，這個數(shù)值已不適應(yīng)長距離、線路復(fù)雜的帶式輸送機(jī)。通過動態(tài)分析可知，長距離、線路復(fù)雜的帶式輸送機(jī)，最好采用具有可控起制動功能的驅(qū)動裝置，控制輸送機(jī)按理想的起、制動速度曲線起動和制動，以減小輸送帶及承載部件的動態(tài)載荷；對于普通長距離帶式輸送機(jī)，可以采用軟起制動驅(qū)動裝置。   

　　3.1 理想的可控起動速度曲線 理想的起動速度曲線，應(yīng)使帶式輸送機(jī)平穩(wěn)起動，且在整個起動過程中加速度的最大值較小，沒有加速度突變，以最大限度地減小起動慣性力和起動沖擊作用。 實(shí)際工程應(yīng)用的比較理想的可控起動速度曲線有以下2種。

　　(1) 澳大利亞專家Harrison提出的起動速度曲線(見圖1)： v/(t)=v/(1—cosπt/2) 0≤t≤T 式中: v——設(shè)計帶速 T——起動時間 起動開始時，加速度為0，速度平穩(wěn)增加；到T/2時，加速度達(dá)到最大值，速度達(dá)到v/2；然后，加速度逐漸對稱地降低，速度繼續(xù)增加；達(dá)到設(shè)計帶速時，加速度降到0，完成起動過程。除起點(diǎn)和終點(diǎn)外，加速度曲線的一階導(dǎo)數(shù)是連續(xù)的。

　　(2)美國專家Nordell提出的起動速度曲線 (見圖2)： 起動開始時，加速度為0，速度平穩(wěn)增加；到T/2時，加速度線性增加到最大值，其值比圖1中的加速度值大27％，速度達(dá)到v/2；然后，加速度逐漸對稱地降低，速度繼續(xù)增加；達(dá)到設(shè)計帶速時，加速度降到0，完成起動過程。加速度的一階導(dǎo)數(shù)在0、T/2、T時刻是不連續(xù)的，但加速度導(dǎo)數(shù)的峰值只是圖1的81％。 上述2種起動控制方式，都能獲得理想的起動效果。由于輸送機(jī)在起動之前，輸送帶處于松弛狀態(tài)，為避免輸送帶的沖擊，將輸送帶拉緊后起動，可進(jìn)一步改善起動峰值張力作用。因此，需要在起動開始階段加入一個時間延遲段，如圖3所示，延遲段的速度一般取為設(shè)計帶速的10％。 起動時間T是非常重要的設(shè)計參數(shù)，可根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗(yàn)，通過控制最大起動加速度或平均加速度，初步確定起動時間，再根據(jù)動態(tài)分析結(jié)果進(jìn)行優(yōu)化。一般情況下，特長距離帶式輸送機(jī)的起動加速度不大于0.05m／s2，中長距離帶式輸送機(jī)的起動加速度不大于0.1 m／s2。 為避免輸送機(jī)在起動過程中發(fā)生共振等動力學(xué)現(xiàn)象，起動時間了應(yīng)滿足下列條件： T≥5L/Vw 即起動時間廠大于下分支輸送帶縱向應(yīng)力波由機(jī)頭傳到機(jī)尾所需時間的5倍。 式中: L——輸送機(jī)總長，m Vw——輸送帶縱向應(yīng)力波傳遞速度，m/s E——輸送帶彈性模量，N/mm B——帶寬，mm qB——單位長度輸送帶質(zhì)量，kg/m qRu——下分支單位機(jī)長托輥旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量，kg／m 目前，工程上應(yīng)用較多、具有可控起制動功能的驅(qū)動裝置主要有交流變頻調(diào)速驅(qū)動裝置和CST可控起制動驅(qū)動裝置。
　　3.2 交流變頻調(diào)速驅(qū)動裝置 交流電機(jī)變頻調(diào)速，具有調(diào)速范圍寬、精度高等特點(diǎn)，易于實(shí)現(xiàn)起制動速度曲線的自動跟蹤，能夠提供理想的可控起制動性能。其起動系數(shù)可以控制在1.05～1.1，起動加速度可以控制在0～0.05m／s2，適用于長距離、線路復(fù)雜的帶式輸送機(jī)，可以控制輸送機(jī)按設(shè)定的“S”形速度曲線起動和制動，以滿足整機(jī)動態(tài)穩(wěn)定性及可靠性的要求。變頻調(diào)速驅(qū)動裝置還可以提供低速驗(yàn)帶速度。由于變頻調(diào)速需解決電氣方面的一系列問題，造價較高，使應(yīng)用受到一定程度的限制。
　　3.3 CST可控起制動驅(qū)動裝置 CST可控起制動裝置，是美國Dodge公司開發(fā)的帶式輸送機(jī)專用可控起制動裝置。從結(jié)構(gòu)形式上看，CST是1臺輸出級帶有液粘離合器的定軸加行星齒輪傳動的減速器，液粘離合器聯(lián)接在行星傳動的內(nèi)齒圈上，使CST具有差動調(diào)節(jié)輸出力矩和輸出轉(zhuǎn)速的功能。CST可控起制動裝置是長距離、大運(yùn)量、線路復(fù)雜的帶式輸送機(jī)的理想驅(qū)動裝置，具有設(shè)定起制動速度曲線自動跟蹤控制功能、過載保護(hù)功能、多機(jī)平衡功能和低速驗(yàn)帶功能。起動系數(shù)可以控制在1.05～1.1，起動加速度可以控制在0～0.05m/s2，控制精度為2％。CST可控起制動裝置的不利之處在于增加了液壓系統(tǒng)的維護(hù)工作；對于傾斜帶式輸送機(jī)，必須設(shè)置較大的低速軸制動器和逆止器。
　　 3.4 鼠籠電機(jī)加調(diào)速型液力偶合器的軟起動驅(qū)動裝置 調(diào)速型液力偶合器的充油量是可調(diào)的。電機(jī)空載起動后，偶合器通過穩(wěn)定地增加充油量，輸出恒轉(zhuǎn)矩加速特性，使帶式輸送機(jī)在設(shè)定的起動力矩下平穩(wěn)起動，起動系數(shù)可達(dá)1.1～1.3。鼠籠電機(jī)加調(diào)速型液力偶合器的驅(qū)動方式，是比較理想的軟起動裝置，常用于開環(huán)控制，等加速起制動，多機(jī)驅(qū)動時易于調(diào)整功率平衡，適于大中型和線路簡單的長距離帶式輸送機(jī)。其缺點(diǎn)是體積大，需附加油液冷卻裝置，占地面積較大。
　　3.5 繞線電機(jī)轉(zhuǎn)子回路串接電阻的軟起動驅(qū)動裝置 繞線式電動機(jī)，通過轉(zhuǎn)子回路串接電阻，可以軟化電機(jī)輸出特性。在起動過程中，通過切換電阻，既可以保證設(shè)定的起動力矩，又可以限制起動電流。繞線電機(jī)轉(zhuǎn)子回路串接電阻的驅(qū)動方式，通常采用開環(huán)控制，通過“二進(jìn)制”切換電阻的方法，可在有限的電阻級數(shù)下，獲得較多的起動加速級，使帶式輸送機(jī)等加速、較平穩(wěn)起動。采用繞線電機(jī)轉(zhuǎn)子回路串接電阻的驅(qū)動方式，可以方便地分別設(shè)定帶式輸送機(jī)的空載、滿載起動特性和滿載制動特性，獲得比較理想的起制動效果。這種驅(qū)動方式，適用于大型、多機(jī)驅(qū)動系統(tǒng)的帶式輸送機(jī)。其缺點(diǎn)是繞線電機(jī)及電阻難于進(jìn)行防爆處理，不適于煤礦井下使用。
　　4 利用動態(tài)分析方法對大型帶式輸送機(jī)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計 現(xiàn)行標(biāo)準(zhǔn)，對帶式輸送機(jī)起動和制動過程中的動力計算，是把輸送帶作為剛體，采用剛體動力學(xué)方法進(jìn)行的。近十幾年的研究和工程實(shí)踐表明，剛體動力學(xué)分析的結(jié)果，只能滿足短距離、小運(yùn)量帶式輸送機(jī)工程設(shè)計精度的要求。對于長距離、大運(yùn)量、布置復(fù)雜的帶式輸送機(jī)，其動力學(xué)特性更為復(fù)雜且重要，采用剛體動力學(xué)方法進(jìn)行分析，其精度已不能滿足實(shí)際工程的需要。因此，對于大型帶式輸送機(jī)，必須采用較為精確的動力學(xué)分析方法。目前，國際上普遍采用輸送帶粘彈性動力學(xué)方法，對大型帶式輸送機(jī)的動力狀態(tài)進(jìn)行分析。 所謂帶式輸送機(jī)的動態(tài)分析，是將輸送帶按粘彈性體的力學(xué)性質(zhì)，綜合計人驅(qū)動裝置的起制動特性、各運(yùn)動體的質(zhì)量分布、線路各區(qū)段的坡度變化、各種運(yùn)動阻力、輸送帶的初始張力、輸送帶的撓度變化、拉緊裝置的形式和位置及張緊力等因素的作用，建立輸送機(jī)動力學(xué)數(shù)學(xué)模型，求得輸送機(jī)在起動和制動過程中，輸送帶上的不同點(diǎn)隨時間的推移所發(fā)生的速度、加速度和張力的變化。預(yù)報按傳統(tǒng)的靜態(tài)設(shè)計方法設(shè)計的輸送機(jī)可能出現(xiàn)的動態(tài)危險和不安全之處，對該設(shè)計提出改進(jìn)和調(diào)整措施，確定優(yōu)化的設(shè)計和控制參數(shù)。 利用動態(tài)分析，可以找出大型帶式輸送機(jī)在起動和制動過程中可能出現(xiàn)的動態(tài)危險，如輸送帶的動態(tài)峰值張力、可能出現(xiàn)的危險工況下輸送帶的低張力、拉緊重錘的位移超出設(shè)計行程等。對于這些危險情況，應(yīng)該采取技術(shù)改進(jìn)措施，進(jìn)行調(diào)整，如調(diào)整或改換驅(qū)動裝置及其起制動特性、在適當(dāng)?shù)奈恢眉友b制動裝置、改變拉緊裝置的形式或位置等。通過這些改進(jìn)措施，使輸送機(jī)得以優(yōu)化。 帶式輸送機(jī)的動態(tài)分析非常復(fù)雜，且不易掌握，需要專門的分析軟件。由于國內(nèi)這方面研究尚處起步階段，建議向?qū)＜易稍兓蛭杏匈Y格的專門機(jī)構(gòu)進(jìn)行。
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