356 DTⅡ型皮帶機設計

356 DTⅡ型皮帶機設計,dt,皮帶機,設計 - 1 -湖南工學院設計說明書DTⅡ型皮帶機設計? 姓 名: 唐 龍? 班 級: J025? 系 部: 機械工程系? 指導老師: 劉 吉 兆2005年 5月- 2 -目 錄一.設計任務二.設計計算1、驅動單元計算原則……………………………………………52、滾筒的設計計算…………………………………………………143、托輥的計算……………………………………………………204、拉緊裝置的計算………………………………………………295、中間架的計算…………………………………………………336、機架的結構計算………………………………………………357、頭部漏斗的設計計算…………………………………………378、導料槽的設計計算……………………………………………409、犁式卸料器的計算………………………………………………………43三:設計資料查詢……………………………………………………………47四:設計體會…………………………………………………………………48- 3 -一、設計任務1、原始數據及工作條件： 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: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/m31.4 工作環(huán)境：室內布置，每小時啟動次數不少于 5次。- 4 -2 設計要求2.1. 設計要求2.1.1 保證規(guī)定的生產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 資料數據充分，并標明數據出處。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。- 5 -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、 式中各參數的選取1、 膠帶最大張力對于編織芯帶：S max=ST.B.Z/n (N)對于鋼繩芯帶：S max=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a) 輸送帶的扯斷強度、輸送帶的寬度及輸送帶芯層層數芯層材料 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10)(max???總???V?- 6 -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 適用層數棉帆布 CC-56 56 1.5 500～1400 3～6NN-150 150 1.1 650～1600 3～6NN-200 200 1.2 650～1800 3～6尼布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 3～6b) 膠帶帶寬與許用層數的匹配500 650 800 1000 1200 1400CC-56 3～4 4～5 4～6 5～8 5～8 6～8NN-150 3～4 3～5 4～6 5～6 5～6NN-200 3～4 3～5 3～6 4～6 4～6EP-200NN-250 3 3～4 3～6 4～6 4～6EP-300NN-300 3 3～4 3～6 4～6 4～6c) 鋼繩芯輸送帶帶寬與帶強的匹配膠帶型號許用層數帶寬- 7 -630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3150800 √ √ √ √ √ √ √ √1000 √ √ √ √ √ √ √ √1200 √ √ √ √ √ √ √ √1400 √ √ √ √ √ √ √ √d) 輸送帶安全系數棉帆布帶：n=8～9尼 龍 帶：n=10～12鋼繩芯帶：n=7～95、帶速與帶寬的匹配0.8 1.0 1.25 1.6 2.0 2.5 3.15 4 5 6.5500 √ √ √ √ √ √650 √ √ √ √ √ √800 √ √ √ √ √ √ √1000 √ √ √ √ √ √ √ √1200 √ √ √ √ √ √ √ √1400 √ √ √ √ √ √ √ √二、 減速器根據帶式輸送機連續(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。帶寬 mm帶強 N/mm帶寬 B帶速 V- 8 -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＜0.75n C1式中：n——減速器輸入軸轉速 r/minnC1——允許轉速 r/minnC1的計算參考表 8-377中的有關計算。三、原始數據及工作條件： 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: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/m31.4 工作環(huán)境：室內布置，每小時啟動次數不少于 5 次。2、園周力和運行功率計算2.1 各種參數的確定：2.1.1 由 GB/T17119-97 取系數 C=1.8362.1.2 模擬摩擦系數 f=0.0252.1.3 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 4G305mkganqRO/52.0.183'0???- 9 -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 4G3052.1.5 每米輸送物料的質量 qG2.1.6 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/m2.2 各種阻力的計算2.2.1 主要特種阻力 FS1a) 承載分支托輥前傾阻力：F ε1 =Crμ OLe1(qB+qG)gCosδSin ε=0.45×0.4×92×(18.76+166.667)×9.81×Sin2°=1052N式中：C r=0.45 μ O=0.4 Le1=92m ε=2 °b) 回程段分支托輥前傾阻力：F ε2 =μ OLe2qBgCosλ CosδSinε=0.4×30.7×18.76×9.81×Cos10°×Sin2°=78N式中：λ=10° Le2= =30.7m931?Fε =承載分支托輥前傾阻力+回程段分支托輥前傾阻力=1052+78=1130Nc) 輸送物料與導料擋板間的摩擦阻力 FglFgl= NbvglI 5.3877.05210.9843.062321 ?????由上得：F S1=Fε + Fgl=1130+3387.5=4517.5N2.2.2 附加特種阻力：F S2a) 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：mkganqUR /2156.794.283.1' ????kVQqG/.165.2306.max?- 10 -Fr 合 =Aρμ 3=0.014×7×104×0.6=588N式中：A=1.4×0.01=0.014m2 ρ=7×104N/m2 μ 3=0.6b) 空段清掃器的摩擦阻力 Fr 空 (按單個清掃器計算 )Fr 空 =mgμ 3=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：F S2=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 FUFU=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=22.155m2.4 輸送機所需的運行功率2.4.1 傳動滾筒運行功率：P A由 GB/T17119-97 得：PA=FUV=51889×2.5=129.7kw2.4.2 驅動電機所需功率：P M由 GB/T17119-97 得：取電機功率 P=220kw ,電壓 6000v ,型號 Y355-37-43、輸送帶張力采用逐點張力計算法3.1 根據逐點張力法，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 + Fε1kwAM6.2038.71935.1????- 11 -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=0.0125mD——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 FL1B3 φ500 44.1+0.002256S4 FL2B4 φ800 27.56+0.00140625S5 FL3B5 φ500 44.1+0.002256S6 FL4B6 φ500 44.1+0.002256S8 FL5B7 φ800 27.56+0.00140625S9 FL6b) 滾筒軸承阻力：3.2.2 物料加速段阻力 FbAFbA=IVρ(V-V 0)=416.667×(2.5-0)=1042N式中：V 0=0m/s V=2.5m/s3.2.3 加速段物料與導料欄板間的摩擦阻力 FfFf= NbvglI 7197.0)25.(53.89143.06)2( 232210 ????????式中：l b= 0m/s V=2.5m/smg31.608.9510????3.2.4 輸送物料與導料擋板間的摩擦阻力 FglFgl=.,,5.0故 可 以 忽 略因 此 力 較 小TtDd?dBL????????01.49- 12 -NbvlgI 32077.052)51.(891.43.06)( 2321 ????????3.2.5 承載分支運行阻力 FCFC 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 =44948N3.2.6 回程分支運行阻力 FKFH3-4= Lfg (qB+qRU)±qBHg=48.95×0.025×9.81×(18.76+7.2156)- 18.76×11.8×9.81=-1860NFH7-8= Lfg (qB+qRU)±qBHg2=43.05×0.025×9.81×(18.76+7.2156)-18.76×10.355×9.81=-1631N3.2.7 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=1.008181S2-1792S9=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：F Umax=FUKA=51889×1.5=77833.5N 啟動系數 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=82057N4、輸送帶張力校核4.1 輸送帶下垂度的限制Neu 341.58-≥maxax2 ????- 13 -4.1.1 對于上分支（承載分支）式中：(h/a) max=0.01 a0=1.2mFmin=24254N＜S 9=31018N 滿足要求4.1.2 對于下分支（回程分支）Fmin=6901N＜S 8=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=82057N4.2 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 FHFH=S5，+S 6，=32165+32238=64403N重錘質量：G= -G1-G2= -1350-777=4438KggFH8.96403取重錘塊(圖號 DTⅡD-1)的數量為 310 塊,約 4.65t式中:G1----------- 垂拉滾筒 DTⅡ06B6142 的質量,KgG2----------- 垂直拉緊裝置 DTⅡ06D2146 的質量, Kg8、 張力簡圖2.1820571max][ ???FB???NahgqGBO 2451.88.9)67.(2.18)(≥mxmin ???????NahgqBO6901.8713≥mxin ???- 14 -F2α =0°F2α =1'31α 173甲 乙 皮 帶 機 張 力 簡 圖2.2滾筒的設計計算一.主要參數的確定 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、10002、 滾筒受力的確定原則：傳動滾筒：根據：F 1≤F 2eμα 合張力：F=F 1+F2 （kN）扭矩：T=（F 1-F2） （kN.m）D- 15 -經推導得出：驅動方式參數單滾筒驅動 (1:1)雙滾筒雙電機 （2:1）雙滾筒三電機合張力(kN) F=1.4F1 F／ =1.75F1F∥ =0.71F1F／ =1.45F1F∥ =0.67F1扭矩(kN.m) T=0.375·D·F T1=T2=0.21·D·F1 T1=2·0.14·D·F1T2=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3、 改向滾筒合張力改向滾筒合張力，根據不同的使用情況，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：參考國內外有關資料，本系列滾筒根據承載能力分為：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、 輪轂與軸的聯接方式：軸承處直徑≤100mm 時，采用單鍵聯接軸承處直徑≥120mm 時，采用漲套聯接三、 滾筒計算原則：- 16 -(一) 軸的計算：依據《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：217～255HBσ-1=280 N/mm 2[σ-1]=60 N/mm 2① 軸的受力簡圖N.mmT=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：??FlM???2 2FlFF2FFM22F- 17 -安全系數[S]=1.8根據額定載荷按照《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[S S]=3根據最大載荷按照《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 2.1×10 5N/mm2J—— （mm）46d?Fmax≤（ ～ ）l25013(二) 筒皮的計算：1、 材料：Q235-A2、 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各廠的生產經驗確定。3、 強度計算：???????????????22max31lalFfmax- 18 -許用應力：起動時[σ]=90N/mm 2穩(wěn)定運行時：[σ]=60N/mm 2計算方法：根據所受合力、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：（D N）對于鍵聯接：D N=（1.4～1.5）×d 軸對于漲套聯接：D N≥D× CPN???2.0?式中：D——為輪轂內徑σ 0.2——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② 輪轂長度的確定：對鍵聯接：L≥L 鍵 +20 (mm)對于漲套聯接：L= (mm)4.0~6工 作L③ 材料：焊接型為 Q235-A鑄造型為 ZG252、 幅板① 材料：Q235-A、ZG25② 幅板厚度：幅板厚度的確定根據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/mm 2根據滾筒所受的合張力、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- 19 -(四) 鍵的擠壓強度校核：P= ≤[P]lkdT?2T——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/mm 2(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≤ 4~3tMM——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=????????PC601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- 20 -L1l2FfmaxF2(l-1)/2ω——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 Q2352、 許用撓度：[f]= 5013、 受力簡化圖4、 托輥橫梁最大下撓 fmaxfmax= ?????????????2121396lEJlF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 2.1×10 5 N/mm2J——型鋼的慣性矩 mm 4F=(Sρa 0ψ+q Ba0+GR)g (N)式中：S——物料截面積 （m 2）- 21 -le/2Fρ——輸送散狀物料密度 （kg/m 3）a0——承載托輥間距 (m)qB——輸送帶每米質量 (kg/m)ψ——沖擊系數 ψ=1.1GR——托輥輥子質量 （kg）S=S1+S2S1= (m2)5)05.9.(2??tgCosLBL?????????S2= (m2)????????????? ?SinLBs210.9.2..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]=1/5003、 受力簡圖θλ S20.9B-51- 22 -0.9B'+5λ ρLS4、 托輥橫梁最大下撓度fmax= EJFl83式中：F——托輥承受的全部載荷F=（q Baυ ψ+G R）g (N)式中：a υ ——回程托輥間距 （m）ψ——沖擊系數 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：P O= (N)gGaqVIRB??????????????010??下分支：P U=（q Bψa U+GR）g (N)2、 二節(jié) V型輥子：PU=（0.5q Bψa U+GR）g3、 三節(jié)槽形（35°）托輥PO= (N)gGaqIRBV??????????????001??ψ 0=S／ /s= ??SL2354.693.??- 23 -MBL+1P/2Dd0.5bα P/2上面三式中：I V——體積輸送能力 M 3/SV——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 ／?????601842???EJbLqPBJ= mm46d?3、 托輥軸危險斷面彎曲應力：σ= ＜[σ]WMmax- 24 -式中：W= (mm3)32d?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）36201???????PCn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 F1F1= ??ZqP?02P0——承載分支對中輥的作用力35°lFB12CBFACA- 25 -35°lFB1圖 二2AP0= （N）??gaqSB0021???S——輸送帶承載截面積 （m）qB——輸送帶每米重量 kg/mψ——物料對托輥的沖擊系數 取 ψ=1.1a0——托輥間距 取 a0=1mρ——物料密度 取 ρ=2000kg/m 32) 邊輥作用在上橫梁的力F2= （N）??gqPB?0411)、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23F231F3) FB= 21?= （N）????gqPgqPBZ??004134= ???????61250FA= （N）??gqPB?032、 上橫梁選用型鋼許用應力 [σ]=170N/mm 23、 上橫梁強度計算M0=FBl1+FACos35°(l2+l3Cos35°)+FASin235°l3σ= ＜[σ]WC- 26 -φ 240圖 三 φ 13φ 13T圖二4、 上橫梁剛度計算許用撓度 [f]= 50lFB在 A點產生的撓度：FBA= ×l????????lEJl12136式中：l=l 2Cos35°+l3 (mm)FA在 A點產生的撓度：fAA= EJl3fA=fBA+fAA≤[f]式中：E=2.1×10 5 N/mm2J——型鋼的慣性矩 mm45、 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= N56081056??當膠帶跑偏達 10cm 時，膠帶邊緣張力對摩擦輪的作用力T= 10maxFb=499N- 27 -圖三托輥所受載荷 ：F 物 =（l rψγ+q B）a 0=2670N托輥自重：G=1070NF2=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：F 1=6980N比壓 P= ≤[P]=4 N/mm 2dL式中：d——軸徑，d=5mmL——底座下段受力寬度 L=35mm解得：P=3.9N/mm 2≤[P]故而比壓滿足要求Fb42835°101圖 四651037F2物- 28 -連 桿(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/mm 22、軸承處軸的許用轉角即制為 10／3、計算公式：d＞2.17× 3][?Ma= ???26040??EJblP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： Pl- 29 -臨界載荷 P0的計算：P0= 2lEJn?式中：n——穩(wěn)定系數 n=9.87E——彈性模數 E=2.1×105 N/mm2J——桿件的慣性矩 mm4l——桿長 mm實際產生的糾編力 P＜P 02.4 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 ??e1按滿足垂度條件： ??%80??gqaGB當中較大的作為張緊力 F式中：F 1——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：- 30 -帶寬（mm） 拉緊力 (kN) 帶寬 (mm) 拉緊力 (kN)50 9 1000 38650 16 1200 38800 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/s3、 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 取 n=6SP——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- 31 -② 卷筒型式確定：采用多層纏繞卷筒，鋼絲繩纏繞層數為 5，卷筒直徑確定 D，D=hd （mm）式中：h——系數，由手冊確定，h=204、 電動機功率計算：PW= （kw）321?式中：η 1——為低速軸聯軸器效率 η 1=0.98η 2—— 減速器效率 η 2=0.90η 3——高速軸聯軸器效率， η 3=0.98P——卷筒軸功率 （kw） P= 5.9nTn——卷筒轉速 r.P.m n= (m/s)DV?60T——卷筒扭矩 (kN.m) T= 2F?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= n?式中：n ／ ——電動機轉速6、 制動器的選擇：制動力矩= iT?式中：n——制動器安全系數，取 n=3.5類型：YWZ 3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- 32 -HBANAC LbCC'hB'RSEaDFnB GA'σ S=360N/mm2② 初選軸徑：d≥ （mm）35][10??T式中：[τ] ——軸的許用剪切應力，取[τ]=25N/mm 2③ 軸的強度校合：S= ＞ [S]PSZTMmax2max3?????????式中：M max——軸計算載面受的最大彎矩 （N.mm ）Z、Z P——軸計算載面抗彎扭截面模數 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：ahAgyA'- 33 -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/mm 23、 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/mm 2）NP?式中：N——柱子所受的軸心壓力 Nφ P——軸心受壓的穩(wěn)定系數A——柱子的毛截面面積 mm22.5 中間架的計算一、 計算條件：(1) 物料比重按 ρ=2500kg/m 3(2) 托輥間距：a 0=1000mm二、 受力簡圖原受力圖yy- 34 -5x10=(50)30450P1P130A2BP12CxP2305010x103045DA 1P1P150FEG2BGEF0051CD簡化后的力學模型：三、 許用撓度：[f X]= 8l四、 撓度計算：AB 段的撓度應出現在 DB 段，采用疊加的方法計算FX=fDX+fEX+fFX+fGX式中：f DX——作用在 D 點的 P1力在 X 點產生的撓度fEX——作用在 E 點的 P1力在 X 點產生的撓度fFX——作用在 F 點的 P1力在 X 點產生的撓度fGX——作用在 G 的 P2力在 X 點產生的撓度- 35 -fX≤ [fX]= 80l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)???gCosqTB?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1、 鋼結構設計規(guī)范 TJ17-74 （試行）2、 JSO5049/13、 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 σ y=235 N/mm2三、 載荷計算01 機架的載荷是按滾筒給定的載荷- 36 -F60°1機 架 簡 圖1432 02機 架 簡 圖45°13202 機架是按起制動過程中可能承受的最大載荷四、 內力計算采用平面鋼架的有限元法計算內力及位移簡圖如下：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：≥n2??Sy?σ—— τ——JWM?IQS式中：σ y——材料的屈服極限應力 N/mm2σ——結點的正應力 N/mm2τ——結點所受剪應力 N/mm2M——計算截面的彎矩 N.mmMJ——凈截面抗彎模量 mm3Q——計算截面的剪力 NI——毛截面慣性矩 mm4S——計算剪應力處以上的截面對中性軸的靜面矩 mm3δ——型鋼腹板的厚度 mmn——安全系數穩(wěn)定工況時 n=4起制動工況時 n=2.5- 37 -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= ＞RgV2式中：V——帶速 m/sg——9.81m/s2R——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gV2物料拋料點，在滾筒內側 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gV2筒外側，且有：(圖 二 )βsy(圖 一 )v'svα y'- 38 -n'α v(圖 三 )yh= =R×Cosα 如圖三gV2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軸的拋料軌跡參數方程：X／ =V×tY=0.5×g×t其中 t 為時間參數， （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V2方程為：y= ???tgXCosg???2(3) 當 h= ＜R 時，以拋物點為原點的直角坐標系下的拋料軌跡V方程為：y= ????tgXCosg???2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- 39 -β ymaxHfyhBb1、護罩高度 HfHf≥│Y max│+h+P式中：Y max——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) 由經驗可知，當輸送機傾角最大，帶速 V 最大時， │Y max│也就最大，此時拋料軌跡方程為：y= ???XtgVCos?2求導：y ／ =0 時，X= 2VCosSin?此時：Y max= 取極限傾角為 20°，則有：gi2??│Y max│=0.006V 2(2) 當物料在輸送帶上堆積成三角形時，h 最大，且有：h= bS?2其中：S—— 物料斷面面積 m（見主參數）b——B-0.05 (m)(3) 裕度 P 取 150～200mm- 40 -H32L1D2、漏斗高度 H2、H 3、H 1H2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根據不同帶寬和滾筒直徑控制在：H3=H2+350～600 (mm)H1根據不同滾筒直徑和 Hf確定H1=Hf+ D3、 漏斗長度 L1L1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：- 41 -LmLm圖 1圖 2αH1αbbH2二、 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：500 650 800 1000 1200 140035° √ √ √ √ √ √矩型 槽角45° √ √ √ √ √ √35° √ √ √ √ √ √無襯板槽角 45° √ √ √ √ √ √35° √ √ √ √喇叭型 有襯板槽角 45° √ √ √ √三、 導料槽高（H）及開口尺寸 b 的確定b=（2/3 ～1/2 ）BH=（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：開口.槽角.結構規(guī)格 B- 42 -G513085210AN24S=H1b- ???????????tglbm422、 喇叭口導料槽：S= ?tglbltlHmZmZ ??????????22五、 導料槽壓緊件的設計計算：根據結構作出下圖所示：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G——橡膠的自重N≥ fN 對 A 點產生的彎矩MA=0.21Nσ= WW 件 4 的抗彎模量要求 σ＜[σ]- 43 -12345678[σ]=480N/mm 22.9 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×Ctgαα bh- 44 -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= °??35210SinlB???= °4il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：M （0） =0FlF-QlQ-PlP=0hl+1035°BlQlFOPlP- 45 -QlQlGO'F= (kg)FPQl?LQ 及 lP 從結構圖中能得出 (mm)(1) Q 力的計算：QlQ-GlG=0Q=G× （kg）l式中：G——犁頭的重量 (kg)lQ、l G 從圖紙中能查出 (mm)(2) P 力的計算依據《起重機設計手冊》中的運行機構計算：P=Qf （ kg）NNP- 46 -FC= 附輪 kDVd??2= 14.0253.0?Q=N+N／ （kg）P=0.144×（N+N ／ ） （kg）式中：N=W b+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)①W b=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= 18.0hLB??S1= ??Hr???.13605?H1= °28.tgLB H0h10.8B35°S1HLV2- 47 -r= H=528.0CosB528.0tgB- 48 -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. JSOSO49/16. 鋼結構設計規(guī)范 TJ17-749 試行)- 49 -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！