DTⅡ型皮帶機設計

DTⅡ型皮帶機設計,dt,皮帶機,設計 湖南工學院 設計說明書 DTⅡ型皮帶機設計 l 姓 名: 唐 龍 l 班 級: J025 l 系 部: 機械工程系 l 指導老師: 劉 吉 兆 2005年5月 目 錄 一.設計任務 二.設計計算 1、驅動單元計算原則……………………………………………5 2、滾筒的設計計算…………………………………………………14 3、托輥的計算……………………………………………………20 4、拉緊裝置的計算………………………………………………29 5、中間架的計算…………………………………………………33 6、機架的結構計算………………………………………………35 7、頭部漏斗的設計計算…………………………………………37 8、導料槽的設計計算……………………………………………40 9、犁式卸料器的計算………………………………………………………43 三:設計資料查詢……………………………………………………………47 四:設計體會…………………………………………………………………48 一、設計任務 1、原始數(shù)據(jù)及工作條件： 1.1 輸送物料:無煙煤 1.2 額定能力: 額定輸送能力:Q=1500t/h; 1.3 輸送機主要參數(shù): 帶寬:B=1400mm;帶速:V=2.5m/s;水平機長:L=92m;導料槽長:L=10m 提升高度:H=22.155m;傾角:δ=13.6°； 容重：ρ=0.985t/m3 1.4 工作環(huán)境： 室內(nèi)布置，每小時啟動次數(shù)不少于5次。 2 設計要求 2.1. 設計要求 2.1.1 保證規(guī)定的生產(chǎn)率和高質量的皮帶機的同時，力求成本低，皮帶機的壽命長。 2.1.2 設計的皮帶機必須保證操作安全、方便。 2.1.3 皮帶機零件必須具有良好的工藝性，即：制造裝配容易。便于管理。 2.1.4 保證搬運、安裝、緊固到皮帶機上，并且方便可靠。 2.1.5 保證皮帶機強度的前提下，應注意外形美觀，各部分比例協(xié)調。 2.2 設計圖紙 總裝圖一張， 局部裝配圖三張， 驅動裝置圖一張及部分零件圖（其中至少有一張以上零號的計算機繪圖）。 2.3： 設計說明書（要求不少于一萬字，二十頁以上） 2.3.1 資料數(shù)據(jù)充分，并標明數(shù)據(jù)出處。 2.3.2 計算過程詳細，完全。 2.3.3 公式的字母應標明，有時還應標注公式的出處。 2.3.4 內(nèi)容條理清楚，按步驟書寫。 2.3.5 說明書要求用計算機打印出來。 二.設計計算書 1驅動單元計算原則 1.1整機最大驅動功率 (kw) 式中：N——電機功率 （kw） Smax——膠帶最大帶強 （N） μ——傳動滾筒與膠帶之間的摩擦系數(shù) α——傳動滾筒的圍包角 V——帶速 （m/s） η總——傳動單元總效率 η=0.9 一、 式中各參數(shù)的選取 1、 膠帶最大張力 對于編織芯帶：Smax=ST.B.Z/n (N) 對于鋼繩芯帶：Smax=ST.B/n （N） 式中：ST——輸送帶破斷強度 N/mm.層 B——輸送帶寬 (mm) n——輸送帶接頭的安全系數(shù) a) 輸送帶的扯斷強度、輸送帶的寬度及輸送帶芯層層數(shù) 芯層材料 膠帶型號 膠帶扯斷強度 N/mm·層 每層厚度 mm 適用帶寬 適用層數(shù) 棉帆布 CC-56 56 1.5 500～1400 3～6 尼布 NN-150 150 1.1 650～1600 3～6 NN-200 200 1.2 650～1800 3～6 NN-250 250 1.3 650～2200 3～6 尼布 NN-300 300 1.4 650～2200 3～6 聚酯 EP-200 200 1.3 650～2200 3～6 b) 膠帶帶寬與許用層數(shù)的匹配 帶寬 許用層數(shù) 膠帶型號 500 650 800 1000 1200 1400 CC-56 3～4 4～5 4～6 5～8 5～8 6～8 NN-150 3～4 3～5 4～6 5～6 5～6 NN-200 3～4 3～5 3～6 4～6 4～6 EP-200 NN-250 3 3～4 3～6 4～6 4～6 EP-300 NN-300 3 3～4 3～6 4～6 4～6 c) 鋼繩芯輸送帶帶寬與帶強的匹配 帶強N/mm 帶寬mm 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3150 800 √ √ √ √ √ √ √ √ 1000 √ √ √ √ √ √ √ √ 1200 √ √ √ √ √ √ √ √ 1400 √ √ √ √ √ √ √ √ d) 輸送帶安全系數(shù) 棉帆布帶：n=8～9 尼 龍 帶：n=10～12 鋼繩芯帶：n=7～9 5、帶速與帶寬的匹配 帶速 V 帶寬B 0.8 1.0 1.25 1.6 2.0 2.5 3.15 4 5 6.5 500 √ √ √ √ √ √ 650 √ √ √ √ √ √ 800 √ √ √ √ √ √ √ 1000 √ √ √ √ √ √ √ √ 1200 √ √ √ √ √ √ √ √ 1400 √ √ √ √ √ √ √ √ 二、 減速器 根據(jù)帶式輸送機連續(xù)工況、沖擊載荷類型、尖峰負荷情況以及制造質量等按DBY、DCY選用手冊予選減速器，然后進行機械強度、熱功率及臨界轉速校核。 機械強度、熱功率校核可參考《圓錐圓柱齒輪減速器選用圖冊》（ZBJ19026-90）中的校核方法。 臨界轉速校核 按《機械設計手冊》（中）（化學工業(yè)出版社）P785， 軸的臨界轉速校核： n＜0.75nC1 式中：n——減速器輸入軸轉速 r/min nC1——允許轉速 r/min nC1的計算參考表8-377中的有關計算。 三、原始數(shù)據(jù)及工作條件： 1.1 輸送物料:無煙煤 1.2 額定能力: 額定輸送能力:Q=1500t/h; 1.3 輸送機主要參數(shù): 帶寬:B=1400mm;帶速:V=2.5m/s;水平機長:L=92m;導料槽長:L=10m 提升高度:H=22.155m;傾角:δ=13.6°； 容重：ρ=0.985t/m3 1.4 工作環(huán)境： 室內(nèi)布置，每小時啟動次數(shù)不少于5次。 2、園周力和運行功率計算 2.1 各種參數(shù)的確定： 2.1.1 由GB/T17119-97取系數(shù)C=1.836 2.1.2 模擬摩擦系數(shù)f=0.025 2.1.3 承載分支每米托輥旋轉部分質量qRO 承載輥子旋轉部分質量q’R0=8.21kg 承載分支托輥間距a0=1.2m 承載輥子輥徑為φ133,軸承為4G305 2.1.4 回程分支每米托輥旋轉部分質量qRU 回程輥子旋轉部分質量q’RU=21.83kg q’RU=11.64kg 回程分支托輥間距aU=3.0m 回程輥子軸徑為φ133,軸承為4G305 2.1.5 每米輸送物料的質量qG 2.1.6 每米輸送帶質量qB 選輸送帶EP200，上膠4.5mm, 下膠1.5mm,5層 qB=18.76kg/m 2.2 各種阻力的計算 2.2.1 主要特種阻力FS1 a) 承載分支托輥前傾阻力：Fε1=CrμOLe1(qB+qG)gCosδSinε =0.45×0.4×92×(18.76+166.667)×9.81×Sin2° =1052N 式中：Cr=0.45 μO=0.4 Le1=92m ε=2° b) 回程段分支托輥前傾阻力：Fε2=μOLe2qBgCosλCosδSinε =0.4×30.7×18.76×9.81×Cos10°×Sin2°=78N 式中：λ=10° Le2==30.7m Fε=承載分支托輥前傾阻力+回程段分支托輥前傾阻力=1052+78=1130N c) 輸送物料與導料擋板間的摩擦阻力Fgl Fgl= 由上得：FS1=Fε+ Fgl=1130+3387.5=4517.5N 2.2.2 附加特種阻力：FS2 a) 輸送帶清掃器的摩擦阻力Fr(按單個清掃器計算) 合金刀片清掃器阻力： Fr合=Aρμ3=0.014×7×104×0.6=588N 式中：A=1.4×0.01=0.014m2 ρ=7×104N/m2 μ3=0.6 b) 空段清掃器的摩擦阻力Fr空(按單個清掃器計算) Fr空=mgμ3=30.9×9.81×0.6=182N 式中：m=30.9kg （單個空段清掃器自重） 本機組共2組合金清掃器，2組空段清掃器，故： 得：FS2=2Fr合+2Fr空=2×588+2×182=1540N(兩個合金清掃器和兩個空段清掃器) 2.3 園周力FU FU=CfLg[qR0+qRU+(2qB+qG)]+qGHg+FS1+FS2 =1.836×0.025×92×9.81×[20.525+7.2156+ (2×18.76+166.667)]+166.667×22.155×9.81+4517.5+1540 =51889N 式中：H=22.155m 2.4 輸送機所需的運行功率 2.4.1 傳動滾筒運行功率：PA 由GB/T17119-97得： PA=FUV=51889×2.5=129.7kw 2.4.2 驅動電機所需功率：PM 由GB/T17119-97得： 取電機功率P=220kw ,電壓6000v ,型號Y355-37-4 3、輸送帶張力 采用逐點張力計算法 3.1 根據(jù)逐點張力法，建立張力關系式如下：（計算簡圖附后） S3=S2+2Fr合+FL1 S4=S3+FH3-4+ Fr空 S5=S4+FL2 S6=S5+ FL3 S7=S6+ FL4 S8=S7+ FH7-8+ Fr空 S9=S8+ FL5 S10=S9+ FL6 S1=S10+ FbA+ Ff+Fgl+FC + Fε1 3.2 各段阻力的計算 3.2.1 輸送帶繞過各滾筒的附加阻力 a) 輸送帶繞過滾筒的纏繞阻力FL 式中：F——滾筒上輸送帶趨入點張力 d——膠帶厚度 d=12.5mm=0.0125m D——滾筒直徑 B=1.4m （通過對各滾筒計算將值列表） 滾筒編號 滾筒直徑D(mm) 輸送帶繞過滾筒的纏繞阻力FL（N） 備注 B2 φ500 44.1+0.00225S2 FL1 B3 φ500 44.1+0.002256S4 FL2 B4 φ800 27.56+0.00140625S5 FL3 B5 φ500 44.1+0.002256S6 FL4 B6 φ500 44.1+0.002256S8 FL5 B7 φ800 27.56+0.00140625S9 FL6 b) 滾筒軸承阻力： 3.2.2 物料加速段阻力FbA FbA=IVρ(V-V0)=416.667×(2.5-0)=1042N 式中：V0=0m/s V=2.5m/s 3.2.3 加速段物料與導料欄板間的摩擦阻力Ff Ff= 式中：lb=0m/s V=2.5m/s 3.2.4輸送物料與導料擋板間的摩擦阻力Fgl Fgl= 3.2.5承載分支運行阻力FC FC承=Lfg(qRO+qG+qB)±(qB+qG)Hg =92×0.025×9.81×(20.525+166.667+18.76)+(18.76+166.667)×22.155×9.81 =44948N 3.2.6回程分支運行阻力FK FH3-4= Lfg (qB+qRU)±qBHg =48.95×0.025×9.81×(18.76+7.2156)- 18.76×11.8×9.81 =-1860N FH7-8= Lfg (qB+qRU)±qBHg2 =43.05×0.025×9.81×(18.76+7.2156)-18.76×10.355×9.81 =-1631N 3.2.7 張力值計算（由上張力關系式計算而得） 由3.1張力關系式計算得： S3=1.00225S2+1224 S4=1.00225S2-455 S5=1.004505S2-412 S6=1.0059176S2-385 S7=1.008181S2-342 S8=1.008181S2-1792 S9=1.0104493S2-1752 S10=1.01187S2-1727 S1=1.01187S2+49241 輸送帶與傳動滾筒之間啟動時不打滑,必須滿足： 式中：FUmax=FUKA=51889×1.5=77833.5N 啟動系數(shù)KA=1.5 μ=0.35 α=200° eμα=3.4 暫取S2=32431N，代入上述關系式得： S3=33728N S4=32049N S5=32165N S6=32238N S7=32354N S8=30904N S9=31018N S10=31089N S1=82057N 4、輸送帶張力校核 4.1 輸送帶下垂度的限制 4.1.1 對于上分支（承載分支） 式中：(h/a)max=0.01 a0=1.2m Fmin=24254N＜S9=31018N 滿足要求 4.1.2 對于下分支（回程分支） Fmin=6901N＜S8=30904N 滿足要求。 故此, 得： S2=32431 S3=33728N S4=32049N S5=32165N S6=32238N S7=32354N S8=30904N S9=31018N S10=31089N S1=82057N 4.2 膠帶張力校核 選用聚脂膠帶EP200 B=1400mm 輸送機在運行時最大張力為S1=48836N 能滿足n≥10~12的要求 7、拉緊裝置重垂質量的計算 垂直拉緊裝置設在距地平面高約6.7m處,則拉緊滾筒合張力FH FH=S5，+S6，=32165+32238=64403N 重錘質量：G=-G1-G2=-1350-777=4438Kg 取重錘塊(圖號DTⅡD-1)的數(shù)量為310塊,約4.65t 式中:G1----------- 垂拉滾筒DTⅡ06B6142的質量,Kg G2----------- 垂直拉緊裝置DTⅡ06D2146的質量, Kg 8、 張力簡圖 2.2滾筒的設計計算 一.主要參數(shù)的確定 1、 滾筒直徑的選取 通過計算及多方面的比較，本系列滾筒直徑為： 傳動滾筒：500、630、800、1000 改向滾筒：250、315、400、500、630、800、1000 2、 滾筒受力的確定原則： 傳動滾筒： 根據(jù)：F1≤F2eμα 合張力：F=F1+F2 （kN） 扭矩：T=（F1-F2） （kN.m） 經(jīng)推導得出： 驅動方式 參數(shù) 單滾筒驅動 (1:1) 雙滾筒雙電機 （2:1） 雙滾筒三電機 合張力(kN) F=1.4F1 F／=1.75F1 F∥=0.71F1 F／=1.45F1 F∥=0.67F1 扭矩(kN.m) T=0.375·D·F T1=T2=0.21·D·F1 T1=2·0.14·D·F1 T2=0.14·D·F1 其中： F1：膠帶最大許用張力 （N） D：滾筒直徑 （m） μ：傳動滾筒和輸送帶之間的摩擦系數(shù) 3、 改向滾筒合張力 改向滾筒合張力，根據(jù)不同的使用情況，即受力100%，60%，30%及圍包角，從輸送帶的最大許用張力出發(fā)計算： 2F1·100%·Sin(α/2) F= 2F1·60%·Sin(α/2) 2F1·30%·Sin(α/2) 二、 滾筒的結構型式及確定原則： 1、 結構型式：參考國內(nèi)外有關資料，本系列滾筒根據(jù)承載能力分為：輕、中、重三種結構型式。 輕型：采用平形腹板與輪轂角焊 中型：采用平形腹板與帶一小段變截面腹板的輪轂用對接焊縫連接 重型：采用變截面的接盤與筒體焊接 2、 輪轂與軸的聯(lián)接方式： 軸承處直徑≤100mm時，采用單鍵聯(lián)接 軸承處直徑≥120mm時，采用漲套聯(lián)接 三、 滾筒計算原則： (一) 軸的計算：依據(jù)《機械設計手冊（中）》 本系列滾筒軸均采用45#鋼，調質處理 調質硬度：217～255HB σ-1=280 N/mm2 [σ-1]=60 N/mm2 ① 軸的受力簡圖 N.mm T=T1 N.mm 式中：F——滾筒所受合力 （N） T1——滾筒所受扭矩 （N.mm）(對于改向滾筒T1=0) ② 軸的強度的校核 疲勞強度的校核： 安全系數(shù)[S]=1.8 根據(jù)額定載荷按照《機械設計手冊》中關于軸的疲勞強度校核的計算方法進行計算 靜強度的校核： 安全系數(shù)[SS]=3 根據(jù)最大載荷按照《機械設計手冊》中關于軸的靜強度校核的計算方法進行計算。 ③ 軸的剛度校核 式中：E——彈性模量 2.1×105N/mm2 J—— （mm） Fmax≤（～）l (二) 筒皮的計算： 1、 材料：Q235-A 2、 厚度的確定：筒皮的厚度取決于滾筒直徑、滾筒長度、所受的拉力、制動時的摩擦等因素。本系列的筒皮厚度是根據(jù)各廠的生產(chǎn)經(jīng)驗確定。 3、 強度計算： 許用應力：起動時[σ]=90N/mm2 穩(wěn)定運行時：[σ]=60N/mm2 計算方法：根據(jù)所受合力、扭矩及筒皮厚度，參考西德Lange Hallmuth提出的計算方法進行強度校核。 (三) 底盤（輪轂+幅板）的設計計算： 1、 輪轂 ① 輪轂外徑的確定：（DN） 對于鍵聯(lián)接：DN=（1.4～1.5）×d軸 對于漲套聯(lián)接：DN≥D× 式中：D——為輪轂內(nèi)徑 σ0.2——為輪轂材料屈服總極限 PN——輪轂上單位面積壓力 C——根輪轂形式有關的系數(shù) ② 輪轂長度的確定： 對鍵聯(lián)接：L≥L鍵+20 (mm) 對于漲套聯(lián)接：L= (mm) ③ 材料：焊接型為Q235-A 鑄造型為ZG25 2、 幅板 ① 材料：Q235-A、ZG25 ② 幅板厚度： 幅板厚度的確定根據(jù)柔性設計方法進行確定。即使幅板的剛性控制在最佳值范圍進行設計。 ③ 幅板強度的校核 許用應力[σ]=65 N/mm2 根據(jù)滾筒所受的合張力、扭矩參考西德Lange Hallmuth提出的計算方法進行計算，并使其應力小于許用應力 (四) 鍵的擠壓強度校核： P=≤[P] T——扭矩 （N.mm） d——軸的直徑 （mm） k——鍵與輪轂的接觸高度，對于平鍵可近似取鍵高的一半 l——鍵的工作長度 (mm) [P]——鍵的許用擠壓應力 [P]=1.25N/mm2 (五) 漲套的校核 漲套的扭矩不小于傳動滾筒扭矩的3～4倍 M≤ M——滾筒的扭矩 Mt——漲套公稱扭矩 (六) 軸承壽命的計算 (1) 軸承型號 當軸承位軸徑大于等于80mm，軸承采用雙列向心球面球軸承，即：13XX系列 當軸承位軸徑大于等于100mm，軸承采用雙列向心球面滾子軸承，即：35XX系列 (2) 軸承壽命的計算： 滾筒軸承壽命應大于5萬小時 計算公式： Lh= 式中：C——軸承額定動負荷 (kN) P——當量動負荷 P=F/2 (kN) F——滾筒所受的合張力 (kN) N——滾筒轉速 r.P.m ω——球軸承ω=3；滾子軸承ω=10/3 本系列的滾筒軸承壽命均大于5萬小時 2.3托輥的計算 一、 三節(jié)托輥橫梁的計算 1、 材料：選用角鋼 Q235 2、 許用撓度：[f]= 3、 受力簡化圖 4、 托輥橫梁最大下?lián)蟜max fmax= 式中：F——托輥承受的全部載荷 （N） （凸凹弧處應考慮膠帶的影響） E——彈性模量 2.1×105 N/mm2 J——型鋼的慣性矩 mm4 F=(Sρa0ψ+qBa0+GR)g (N) 式中：S——物料截面積 （m2） ρ——輸送散狀物料密度 （kg/m3） a0——承載托輥間距 (m) qB——輸送帶每米質量 (kg/m) ψ——沖擊系數(shù) ψ=1.1 GR——托輥輥子質量 （kg） S=S1+S2 S1= (m2) S2= (m2) 二、 二節(jié)回程托輥下橫梁的計算： 1、 材料：選用型鋼角鋼 2、 許用撓度：[f]=1/500 3、 受力簡圖 4、 托輥橫梁最大下?lián)隙? fmax= 式中：F——托輥承受的全部載荷 F=（qBaυψ+GR）g (N) 式中：aυ——回程托輥間距 （m） ψ——沖擊系數(shù) ψ=1.4 三、 輥子的計算 (一) 輥子受力計算 作用在托輥軸上載荷有：物料重量，輸送帶重量，托輥輥子轉動部分重量 1、 一節(jié)平行輥子 上分支：PO= (N) 下分支：PU=（qBψaU+GR）g (N) 2、 二節(jié)V型輥子： PU=（0.5qBψaU+GR）g 3、 三節(jié)槽形（35°）托輥 PO= (N) ψ0=S／/s= 上面三式中：IV——體積輸送能力 M3/S V——帶速 M/S 其它符號同前 ψ=1.4 (二) 輥子軸的彎曲剛度 軸承處的許用轉角不大于10／ 1、 受力簡圖 2、 軸承處軸的轉角 a=＜10／ J= mm4 3、 托輥軸危險斷面彎曲應力： σ=＜[σ] 式中：W= (mm3) 材料為20號鋼 注：[σ]取170N/mm2 (三) 托輥軸承壽命計算： 設計的托輥軸承壽命應大于3萬小時 Lh=＞30000 （小時） 式中：n——工作轉速 （轉/分） C——軸承的額定動負荷 四、 調心托輥計算 (一) 摩擦上調心托輥計算 1、 上橫梁受力計算 受力簡圖 C——C為危險段面 1) 中輥作用在上橫梁的力F1 F1= P0——承載分支對中輥的作用力 P0= （N） S——輸送帶承載截面積 （m） qB——輸送帶每米重量 kg/m ψ——物料對托輥的沖擊系數(shù) 取ψ=1.1 a0——托輥間距 取a0=1m ρ——物料密度 取ρ=2000kg/m3 2) 邊輥作用在上橫梁的力 F2= （N） 1)、2)中qZ為中托輥輥子重量， (kg) qB為邊托輥輥子重量， (kg) 邊輥作用在B點力為，作用在A點為 3) FB= = （N） = FA= （N） 2、 上橫梁選用型鋼 許用應力 [σ]=170N/mm2 3、 上橫梁強度計算 M0=FBl1+FACos35°(l2+l3Cos35°)+FASin235°l3 σ=＜[σ] 圖二 4、 上橫梁剛度計算 許用撓度 [f]= FB在A點產(chǎn)生的撓度： FBA=×l 式中：l=l2Cos35°+l3 (mm) FA在A點產(chǎn)生的撓度： fAA= fA=fBA+fAA≤[f] 式中：E=2.1×105 N/mm2 J——型鋼的慣性矩 mm4 5、 底座比壓計算 因為底座尺寸B500～B1000時全相同，因此只計算底座受力最大的情況即B1000，φ133時，底座的比壓 B1000時膠帶最大張力（n=8，z=8） Tmax= 當膠帶跑偏達10cm時，膠帶邊緣張力對摩擦輪的作用力 T= Fb=499N 圖三 托輥所受載荷 ： F物=（lrψγ+qB）a0 =2670N 托輥自重：G=1070N F2=F物+G+FbCos35° =4150N 圖四 以O點為支點，對上橫梁求力矩平衡（參見圖四）則有： F1×65= F物×100+Fb×Cos35°×(310+428×Cos35°)+F b×428×Sin235-F2×37 求得：F1=6980N 比壓P=≤[P]=4 N/mm2 式中：d——軸徑，d=5mm L——底座下段受力寬度 L=35mm 解得：P=3.9N/mm2≤[P] 故而比壓滿足要求 (二) 上平調心輥子強度、轉角計算 1、 軸的材料為20#鋼 許用應力為：[σ]=170N/mm2 2、 軸承處軸的許用轉角即制為10／ 3、 計算公式： d＞2.17× a= 式中：d——許用最小軸徑， （mm） M——軸所受彎矩， （N.mm） [σ]——軸許用應力 (N/mm2) P0——軸所受載荷 （N） b——輥子支點到軸承中心距離 (mm) l——輥子兩支點間距 (mm) a——軸承處軸的轉角 （分） (三) 錐形調心托輥連桿穩(wěn)定性計算 原圖 可簡化為： 臨界載荷P0的計算： P0= 式中：n——穩(wěn)定系數(shù) n=9.87 E——彈性模數(shù) E=2.1×105 N/mm2 J——桿件的慣性矩 mm4 l——桿長 mm 實際產(chǎn)生的糾編力P＜P0 2.4拉緊裝置的計算 一、 拉緊裝置的類型 本系列共有4種拉緊裝置：螺旋拉緊裝置、垂直重錘拉緊裝置、車式拉緊裝置、固定絞車拉緊裝置 二、 張緊F的確定 按不打滑條件 按滿足垂度條件： 當中較大的作為張緊力F 式中：F1——膠帶最大的許用張力 （kN） a0——上托輥間距 (m) qB——每米物料重量， (kg/m) qG——每米膠帶重量， (kg/m) 計算結果： 螺旋拉緊裝置： 帶寬（mm） 拉緊力 (kN) 帶寬 (mm) 拉緊力 (kN) 50 9 1000 38 650 16 1200 38 800 24 1400 38 垂直重錘拉緊力：63；50；40；25；20；16；8kN 重錘車式拉緊力：63；40；25kN 固定絞車拉緊力：150；90；50；30kN 三、 拉緊行程： 張緊方式 行程范圍 （m） 螺旋拉緊 0.5；0.8；1 重錘車式拉緊：3；4；5；6 絞車拉緊：～17 四、 絞車的設計計算 1、 牽引力的確定F： 由于絞車拉緊裝置分為：150kN；100kN；50kN，而絞車的倍率為6，故而牽引力為以下幾檔： 25 kN；16 kN；10 kN；5 kN； 2、 絞車的速度： 牽引力≤25kN；V=0.3m/s 牽引力≥30kN；V=0.4m/s 3、 鋼絲繩及卷筒： ① 鋼絲繩的規(guī)格選為：6×19.5-18.5 鋼絲繩直徑的選擇 由SP=F×n 式中：n——鋼絲繩的安全系數(shù) 取n=6 SP——鋼絲繩所需的破為斷拉力 （N） 由SP再查表確定鋼絲繩直徑d ② 卷筒型式確定： 采用多層纏繞卷筒，鋼絲繩纏繞層數(shù)為5，卷筒直徑確定D， D=hd （mm） 式中：h——系數(shù)，由手冊確定，h=20 4、 電動機功率計算： PW= （kw） 式中：η1——為低速軸聯(lián)軸器效率 η1=0.98 η2—— 減速器效率 η2=0.90 η3——高速軸聯(lián)軸器效率， η3=0.98 P——卷筒軸功率 （kw） P= n——卷筒轉速 r.P.m n= (m/s) T——卷筒扭矩 (kN.m) T= D／——鋼絲繩纏繞5層的最大直徑 D／=D+9d （m） 5、 減速器的選擇 類型：NGW型行星齒輪減速器 i= 式中：n／——電動機轉速 6、 制動器的選擇： 制動力矩= 式中：n——制動器安全系數(shù)，取n=3.5 類型：YWZ3液壓推桿制動器 7、 卷筒軸計算 ① 材料：45號鋼，調質處理，硬度217～255HB σS=360N/mm2 ② 初選軸徑： d≥ （mm） 式中：[τ]——軸的許用剪切應力，取[τ]=25N/mm2 ③ 軸的強度校合： S=＞[S] 式中：Mmax——軸計算載面受的最大彎矩 （N.mm） Z、ZP——軸計算載面抗彎扭截面模數(shù) mm4 [S]——取為2 五、 塔架的計算： 1、 塔架的結構及受力 柱子AB、AC、A／B／、A／C／橫梁DE均采用H型鋼，綴條FG、FR、GS采用槽鋼。 AB柱截面： AC柱為單個H型鋼 Y—Y軸與BC方向重合 DE梁為單個H型鋼 Y—Y軸與AB方向重合 AC、DE截面： 2、 材料應力的選取 許用應力[σ]=155N/mm2 3、 柱子AB在ABB／平面的穩(wěn)定校核 柱子AC在ACC／A／平面的穩(wěn)定性校核 柱子AC在ACC平面的穩(wěn)定性校核 σ= （N/mm2） 式中：N——柱子所受的軸心壓力 N φP——軸心受壓的穩(wěn)定系數(shù) A——柱子的毛截面面積 mm2 2.5 中間架的計算 一、 計算條件： (1) 物料比重按ρ=2500kg/m3 (2) 托輥間距：a0=1000mm 二、 受力簡圖 原受力圖 簡化后的力學模型： 三、 許用撓度：[fX]= 四、 撓度計算： AB段的撓度應出現(xiàn)在DB段，采用疊加的方法計算 FX=fDX+fEX+fFX+fGX 式中：fDX——作用在D點的P1力在X點產(chǎn)生的撓度 fEX——作用在E點的P1力在X點產(chǎn)生的撓度 fFX——作用在F點的P1力在X點產(chǎn)生的撓度 fGX——作用在G的P2力在X點產(chǎn)生的撓度 fX≤[fX]= 五、 凸凹段中間架曲率半徑計算 1、 凸弧段中間架曲率半徑計算： 編織芯膠帶：R=42×B×Sinλ （mm） 鋼繩芯膠帶：R=167×B×Sinλ （mm） 式中：B——膠帶寬度 (mm) λ——承載托輥槽角 (度) 2、 凹弧段中間架曲率半徑計算： R= (m) 式中：T——凹弧段膠帶張力 δ——輸送機凹弧段處的傾角 （度） qB——每米長度上膠帶重 （kg/m） qG——每米長度上物料帶重 (kg/m) g——重力加速度 (9.81m/s2) 2.6機架的結構計算 一、 計算依據(jù) 1、 鋼結構設計規(guī)范TJ17-74 （試行） 2、 JSO5049/1 3、 有限無法概論 （人民教育出版社） 4、 機械設計手冊 （化學工業(yè)出版社） 二、 材料的性能 選用材料為焊接H型鋼（YB3302-81）和軋制型鋼，材質為Q235-A 屈服極限 σy=235 N/mm2 三、 載荷計算 01機架的載荷是按滾筒給定的載荷 02機架是按起制動過程中可能承受的最大載荷 四、 內(nèi)力計算 采用平面鋼架的有限元法計算內(nèi)力及位移 簡圖如下： 圖中：1、2、3、4為結點號，①、②、③為單元號 五、 強度校核： 按第四強度理論： ≥n σ—— τ—— 式中：σy——材料的屈服極限應力 N/mm2 σ——結點的正應力 N/mm2 τ——結點所受剪應力 N/mm2 M——計算截面的彎矩 N.mm MJ——凈截面抗彎模量 mm3 Q——計算截面的剪力 N I——毛截面慣性矩 mm4 S——計算剪應力處以上的截面對中性軸的靜面矩 mm3 δ——型鋼腹板的厚度 mm n——安全系數(shù) 穩(wěn)定工況時 n=4 起制動工況時 n=2.5 2.7 頭部漏斗的設計計算 一、 物料拋料軌跡計算 1、 物料在頭部滾筒上拋離點的計算 物料在頭部滾筒上的拋離點與輸送機帶速、頭部滾筒直徑、傾角等因素有關，通過分析、計算可分為下面三種情況。 (1) 水平輸送機，且有：h=＞R 式中：V——帶速 m/s g——9.81m/s2 R——滾筒半徑 m 物料拋料點與滾筒頂點S重合（如圖一） (2) 上運傾斜輸送機，且有h=＞R時 物料拋料點，在滾筒內(nèi)側S點，其夾角α=β 如圖二 (3) 當h=＜R時，則無論是水平機還是斜傾機，拋料點均在滾筒外側，且有： h==R×Cosα 如圖三 圖三 2、 拋料軸跡方程式： (1) 以拋料點S為坐標點，S點切線方向為X軸，垂直向下為Y軸的拋料軌跡參數(shù)方程： X／=V×t Y=0.5×g×t 其中t為時間參數(shù)， （S） (2) 當h=＞R時，以拋物點為原點的直角坐標系下的拋料軸跡方程為： y= (3) 當h=＜R時，以拋物點為原點的直角坐標系下的拋料軌跡方程為： y= 利用上述計算公式，可以畫出任意條件下的物料拋料軌跡線。 二、 漏斗主要結構尺寸的計算和確定 1、護罩高度Hf Hf≥│Ymax│+h+P 式中：Ymax——物料最大拋料高度 (m) h——輸送帶上物料最大堆積高度 (m) P——裕度 (m) (1) 由經(jīng)驗可知，當輸送機傾角最大，帶速V最大時，│Ymax│也就最大，此時拋料軌跡方程為： y= 求導：y／=0時，X= 此時：Ymax= 取極限傾角為20°，則有： │Ymax│=0.006V2 (2) 當物料在輸送帶上堆積成三角形時，h最大，且有： h= 其中：S——物料斷面面積m（見主參數(shù)） b——B-0.05 (m) (3) 裕度P取150～200mm 2、漏斗高度H2、H3、H1 H2與系列中頭架的高度一致，有個別頭架是高式的，選用漏斗時可加高漏斗安裝基礎或再加支架； H3根據(jù)不同帶寬和滾筒直徑控制在： H3=H2+350～600 (mm) H1根據(jù)不同滾筒直徑和Hf確定 H1=Hf+ 3、 漏斗長度L1 L1是按照各種條件下的拋料軌跡線確定的，原則是使物料拋在漏斗浮面的襯板上，防止沖擊和損壞其它部位。 2.8 導料槽的設計計算 一、 導料槽的結構型式： 以開口形式分：矩形開口、喇叭型開口 以槽角分：35°、45° 截面形狀如： 二、 耐磨襯板設置情況 喇叭型開口的導料槽當中，帶寬大于800mm的均有耐磨襯板 導料槽的規(guī)格見下表： 開口.槽角.結構 規(guī)格 B 500 650 800 1000 1200 1400 矩型 槽角 35° √ √ √ √ √ √ 45° √ √ √ √ √ √ 喇 叭 型 無襯板 槽角 35° √ √ √ √ √ √ 45° √ √ √ √ √ √ 有襯板 槽角 35° √ √ √ √ 45° √ √ √ √ 三、 導料槽高（H）及開口尺寸b的確定 b=（2/3～1/2）B H=（0.6～0.5）B 式中：B——輸送帶寬度 四、 導料槽面積 （S） 1、 矩型口導料槽： S=H1b- 2、 喇叭口導料槽： S= 五、 導料槽壓緊件的設計計算： 根據(jù)結構作出下圖所示： 要使橡膠板5不下掉，則必須滿足 Nf≥G 式中：f——鋼與橡膠的摩擦系數(shù) G——橡膠的自重 N≥ N對A點產(chǎn)生的彎矩 MA=0.21N σ= W件4的抗彎模量 要求σ＜[σ] [σ]=480N/mm2 2.9 犁式卸料器計算 一、 結構 1——托架；2——滑動框架；3——活動托輥組； 4——卸料架頭； 5——撐桿；6——機架； 7——驅動連桿； 8——電動推桿 二、 滑桿行程的計算： 為使槽形活動托輥組在卸料時能形成平行托輥組，故而滑桿行程能滿足以下關系： 計算簡圖和公式： b=h×Ctgα 式中：b——為滑桿行程 α——為設計的結構角度，α=18° h——為活動托輥組應抬的高度 h=° =° 式中：l——為活動托輥中中輥長度 三、 電動推桿力F： 1、 計算簡圖： 2、 F計算 依據(jù)：M（0）=0 FlF-QlQ-PlP=0 F= (kg) LQ及l(fā)P從結構圖中能得出 (mm) (1) Q力的計算： QlQ-GlG=0 Q=G× （kg） 式中：G——犁頭的重量 (kg) lQ、lG從圖紙中能查出 (mm) (2) P力的計算 依據(jù)《起重機設計手冊》中的運行機構計算： P=Qf （kg） FC= = Q=N+N／ （kg） P=0.144×（N+N／） （kg） 式中：N=Wb+W物+輥架重 （kg） N／=N+滑桿重量 (kg) Wb——膠帶重量 (kg) W物——物料重量 (kg) ①Wb=L0×qb (kg) L0=1.2+L (m) L托——為活動托輥的總間距 （m） Qb——每米膠帶重量 (kg/m) ②W物=S×V×L0 (kg) S=S1+S2 S2= S1= H1=° r= H= 參考資料 1. 機械設計手冊(化學工業(yè)出版社) 2. 起重機設計手冊 3. 皮帶機設計手冊 4. 有限無法概論(人民教育出版社) 5. JSOSO49/1 6. 鋼結構設計規(guī)范TJ17-749試行) 設計體會 通過這次做畢業(yè)設計，使我在老師的指導和自己不屑的努力下完成了《DTII型皮帶機設計》的任務，在組建的過程中遇到 很多困難，但都被我一一解決。但是，還存許多方面的不足，希望能取得各位老師的諒解。 這次設計，使我在機械設計和CAD繪圖方面有比較深刻的認識。這次的動手，使我在設計過程中遇到了許多異想不到的問題，這都是由于以前學過的理論知識不能夠很好的與時間相結合、沒能融會貫通，在設計的時候不能夠信手拈來，熟練應用。 一門專業(yè)的學習，不是一蹴而就的，需要的是每個學習都持之以恒的學習態(tài)度，迎難而上的不畏困難的學習精神，肯鉆研，肯吃苦頭，有自信，相信終有成功的一天。 在此，我非常感謝我的指導老師及各位領導、各位任課老師，你們教會了我許多在社會上不能學習到的知識，也告訴我做人的道理，我將緊記在心，再次感謝你們！ - 49 -