DTⅡ型皮帶機設(shè)計

1、dt型皮帶機設(shè)計一.設(shè)計任務(wù)二.設(shè)計計算1、驅(qū)動單元計算原則52、滾筒的設(shè)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(jié)構(gòu)計算357、頭部漏斗的設(shè)計計算378、導(dǎo)料槽的設(shè)計計算409、犁式卸料器的計算43三:設(shè)計資料查詢47四:設(shè)計體會48一、設(shè)計任務(wù)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(dǎo)料槽長:l=10m提升高度:h=22.155m;傾角:=13.6；容重：=0.985t/m31.4 工作環(huán)境：室內(nèi)

2、布置，每小時啟動次數(shù)不少于5次。2 設(shè)計要求2.1. 設(shè)計要求2.1.1 保證規(guī)定的生產(chǎn)率和高質(zhì)量的皮帶機的同時，力求成本低，皮帶機的壽命長。2.1.2 設(shè)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(yīng)注意外形美觀，各部分比例協(xié)調(diào)。2.2 設(shè)計圖紙 總裝圖一張，局部裝配圖三張，驅(qū)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(shè)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

3、.2 計算過程詳細，完全。2.3.3 公式的字母應(yīng)標明，有時還應(yīng)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(shè)計計算書1驅(qū)動單元計算原則1.1整機最大驅(qū)動功率 (kw)式中：n電機功率 （kw）smax膠帶最大帶強 （n）傳動滾筒與膠帶之間的摩擦系數(shù)傳動滾筒的圍包角v帶速 （m/s）總傳動單元總效率 =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

4、、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-56561.5500140036尼布nn-1501501.1650160036nn-2002001.2650180036nn-2502501.3650220036尼布nn-3003001.4650220036聚酯ep-2002001.3650220036b) 膠帶帶寬與許用層數(shù)的匹配帶寬許用層數(shù)膠帶型號500650800100012001400cc-56344546585868nn-1503435465656nn-2003435364646ep-200nn-250334364646ep-

5、300nn-300334364646c) 鋼繩芯輸送帶帶寬與帶強的匹配帶強n/mm帶寬mm630800100012501600200025003150800100012001400d) 輸送帶安全系數(shù)棉帆布帶：n=89尼 龍 帶：n=1012鋼繩芯帶：n=795、帶速與帶寬的匹配帶速 v帶寬b0.81.01.251.62.02.53.15456.5500650800100012001400二、 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(zhì)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(zhuǎn)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（z

6、bj19026-90）中的校核方法。臨界轉(zhuǎn)速校核按機械設(shè)計手冊（中）（化學(xué)工業(yè)出版社）p785，軸的臨界轉(zhuǎn)速校核：n0.75nc1式中：n減速器輸入軸轉(zhuǎn)速 r/minnc1允許轉(zhuǎn)速 r/minnc1的計算參考表8-377中的有關(guān)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(dǎo)料槽長:l=10m提升高度:h=22.155m;傾角:=13.6；容重：=0.985t/m31.4 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

7、算2.1 各種參數(shù)的確定：2.1.1 由gb/t17119-97取系數(shù)c=1.8362.1.2 模擬摩擦系數(shù)f=0.0252.1.3 承載分支每米托輥旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量qro承載輥子旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量qr0=8.21kg 承載分支托輥間距a0=1.2m承載輥子輥徑為133,軸承為4g3052.1.4 回程分支每米托輥旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量qru回程輥子旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量qru=21.83kg qru=11.64kg 回程分支托輥間距au=3.0m 回程輥子軸徑為133,軸承為4g3052.1.5 每米輸送物料的質(zhì)量qg2.1.6 每米輸送帶質(zhì)量qb選輸送帶ep200，上膠4.5mm, 下膠1.5mm,5層 qb=18.7

8、6kg/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：f1=crole1(qb+qg)gcossin=0.450.492(18.76+166.667)9.81sin2=1052n式中：cr=0.45 o=0.4 le1=92m =2b) 回程段分支托輥前傾阻力：f2=ole2qbgcoscossin=0.430.718.769.81cos10sin2=78n 式中：=10 le2=30.7mf=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(dǎo)料擋板間的摩擦阻力fglfgl=由上得：fs1=f+ fgl=1130+33

9、87.5=4517.5n2.2.2 附加特種阻力：fs2a) 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=a3=0.01471040.6=588n式中：a=1.40.01=0.014m2 =7104n/m2 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=mg3=30.99.810.6=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=2588+2182=1540n(兩個合金清掃器和兩個空段清掃器)2.3 園周力fufu=cflgqr0+qru+(2qb+qg)+

10、qghg+fs1+fs2 =1.8360.025929.8120.525+7.2156+ (218.76+166.667)+166.66722.1559.81+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：pa由gb/t17119-97得：pa=fuv=518892.5=129.7kw2.4.2 驅(qū)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y355-37-43、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(guān)系式如下：（計算簡圖附后） s3=s2

11、+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 + f13.2 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b250044.1+0.00225s2fl1b350044.

12、1+0.002256s4fl2b480027.56+0.00140625s5fl3b550044.1+0.002256s6fl4b650044.1+0.002256s8fl5b780027.56+0.00140625s9fl6b) 滾筒軸承阻力：3.2.2 物料加速段阻力fbafba=iv(v-v0)=416.667(2.5-0)=1042n式中：v0=0m/s v=2.5m/s3.2.3 加速段物料與導(dǎo)料欄板間的摩擦阻力ffff=式中：lb=0m/s v=2.5m/s3.2.4輸送物料與導(dǎo)料擋板間的摩擦阻力fglfgl=3.2.5承載分支運行阻力fcfc承=lfg(qro+qg+qb)(qb

13、+qg)hg=920.0259.81(20.525+166.667+18.76)+(18.76+166.667)22.1559.81 =44948n3.2.6回程分支運行阻力fkfh3-4= lfg (qb+qru)qbhg=48.950.0259.81(18.76+7.2156)- 18.7611.89.81=-1860n fh7-8= lfg (qb+qru)qbhg2=43.050.0259.81(18.76+7.2156)-18.7610.3559.81=-1631n3.2.7 張力值計算（由上張力關(guān)系式計算而得）由3.1張力關(guān)系式計算得：s3=1.00225s2+1224 s4=1.

14、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：fumax=fuka=518891.5=77833.5n 啟動系數(shù)ka=1.5 =0.35 =200 e=3.4暫取s2=32431n，代入上述關(guān)系式得：s3=33728n s4=32049n s5=32165n s6=32238n s7=32354n s8=309

15、04n s9=31018n s10=31089n s1=82057n4、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=1.2mfmin=24254ns9=31018n 滿足要求4.1.2 對于下分支（回程分支）fmin=6901ns8=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

16、 輸送機在運行時最大張力為s1=48836n能滿足n1012的要求7、拉緊裝置重垂質(zhì)量的計算垂直拉緊裝置設(shè)在距地平面高約6.7m處,則拉緊滾筒合張力fhfh=s5，+s6，=32165+32238=64403n重錘質(zhì)量：g=-g1-g2=-1350-777=4438kg取重錘塊(圖號dtd-1)的數(shù)量為310塊,約4.65t式中:g1-垂拉滾筒dt06b6142的質(zhì)量,kgg2-垂直拉緊裝置dt06d2146的質(zhì)量, kg8、 張力簡圖2.2滾筒的設(shè)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、

17、315、400、500、630、800、10002、 滾筒受力的確定原則：傳動滾筒：根據(jù)：f1f2e 合張力：f=f1+f2 （kn）扭矩：t=（f1-f2） （kn.m）經(jīng)推導(dǎo)得出： 驅(qū)動方式參數(shù)單滾筒驅(qū)動(1:1)雙滾筒雙電機（2:1）雙滾筒三電機合張力(kn)f=1.4f1f=1.75f1f=0.71f1f=1.45f1f=0.67f1扭矩(kn.m)t=0.375dft1=t2=0.21df1t1=20.14df1t2=0.14df1其中：f1：膠帶最大許用張力 （n）d：滾筒直徑 （m）：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10

18、0%，60%，30%及圍包角，從輸送帶的最大許用張力出發(fā)計算：2f1100%sin(/2)f= 2f160%sin(/2)2f130%sin(/2)二、 滾筒的結(jié)構(gòu)型式及確定原則：1、 結(jié)構(gòu)型式：參考國內(nèi)外有關(guān)資料，本系列滾筒根據(jù)承載能力分為：輕、中、重三種結(jié)構(gòu)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(shè)計手冊（中）本系列滾筒軸均采用45#鋼，調(diào)質(zhì)處理調(diào)質(zhì)硬度：21725

19、5hb-1=280 n/mm2-1=60 n/mm2 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) 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(shè)計手冊中關(guān)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(shè)計手冊中關(guān)于軸的靜強度校核的計算方法進行計算。 軸的剛度校核式中：e彈性模量 2.1105n/mm2j （mm）fmax（）l(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

20、。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：待添加的隱藏文字內(nèi)容1許用應(yīng)力：起動時=90n/mm2 穩(wěn)定運行時：=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(shè)計計算：1、 輪轂 輪轂外徑的確定：（dn）對于鍵聯(lián)接：dn=（1.41.5）d軸對于漲套聯(lián)接：dnd式中：d為輪轂內(nèi)徑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(guān)的系數(shù) 輪轂長度的確定：對鍵聯(lián)接：ll鍵+20 (mm)對于漲套聯(lián)接：l= (mm) 材料：焊接型為q235-a 鑄造型為zg252、 幅

21、板 材料：q235-a、zg25 幅板厚度：幅板厚度的確定根據(jù)柔性設(shè)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(shè)計。 幅板強度的校核許用應(yīng)力=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(yīng)力小于許用應(yīng)力(四) 鍵的擠壓強度校核：p=pt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(yīng)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34倍mm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

22、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(yīng)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(zhuǎn)速 r.p.m球軸承=3；滾子軸承=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= 3、 受力簡化圖4、 托輥橫梁最大下?lián)蟜maxfmax=式中：f托輥承受的全部載荷 （n） （凸凹弧處應(yīng)考慮膠帶的影響）e彈性模

23、量 2.1105 n/mm2j型鋼的慣性矩 mm4f=(sa0+qba0+gr)g (n)式中：s物料截面積 （m2）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(zhì)量 (kg/m)沖擊系數(shù) =1.1gr托輥輥子質(zhì)量 （kg）s=s1+s2s1= (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=1/5003、 受力簡圖4、 托輥橫梁最大下?lián)隙萬max=式中：f托輥承受的全部載荷f=（qba+gr）g (n)式中：a回程托輥間距 （m）沖擊系數(shù) =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，

24、輸送帶重量，托輥輥子轉(zhuǎn)動部分重量1、 一節(jié)平行輥子上分支：po= (n)下分支：pu=（qbau+gr）g (n)2、 二節(jié)v型輥子：pu=（0.5qbau+gr）g3、 三節(jié)槽形（35）托輥po= (n)0=s/s=上面三式中：iv體積輸送能力 m3/sv帶速 m/s其它符號同前=1.4(二) 輥子軸的彎曲剛度軸承處的許用轉(zhuǎn)角不大于101、 受力簡圖2、 軸承處軸的轉(zhuǎn)角a=10j= mm43、 托輥軸危險斷面彎曲應(yīng)力：=式中：w= (mm3)材料為20號鋼注：取170n/mm2(三) 托輥軸承壽命計算：設(shè)計的托輥軸承壽命應(yīng)大于3萬小時lh=30000 （小時）式中：n工作轉(zhuǎn)速 （轉(zhuǎn)/分）c軸

25、承的額定動負荷四、 調(diào)心托輥計算(一) 摩擦上調(diào)心托輥計算1、 上橫梁受力計算受力簡圖cc為危險段面1) 中輥作用在上橫梁的力f1f1=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物料對托輥的沖擊系數(shù) 取=1.1a0托輥間距 取a0=1m物料密度 取=2000kg/m32) 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(yīng)力 =170n/mm23、 上橫梁強度計算m0=fbl1+facos3

26、5(l2+l3cos35)+fasin235l3=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+faaf式中：e=2.1105 n/mm2j型鋼的慣性矩 mm45、 底座比壓計算因為底座尺寸b500b1000時全相同，因此只計算底座受力最大的情況即b1000，133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=（lr+qb）a0=2670n托輥自重：g=1070nf2=f物

27、+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：f165= f物100+fbcos35(310+428cos35)+f b428sin235-f237求得：f1=6980n比壓p=p=4 n/mm2式中：d軸徑，d=5mml底座下段受力寬度 l=35mm解得：p=3.9n/mm2p故而比壓滿足要求(二) 上平調(diào)心輥子強度、轉(zhuǎn)角計算1、 軸的材料為20#鋼許用應(yīng)力為：=170n/mm22、 軸承處軸的許用轉(zhuǎn)角即制為103、 計算公式：d2.17a=式中：d許用最小軸徑， （mm）m軸所受彎矩， （n.mm）軸許用應(yīng)力 (n/mm2)p0軸所受載荷 （n）b輥

28、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(zhuǎn)角 （分）(三) 錐形調(diào)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=9.87e彈性模數(shù) e=2.1105 n/mm2j桿件的慣性矩 mm4l桿長 mm實際產(chǎn)生的糾編力pp02.4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)

29、計算結(jié)果：螺旋拉緊裝置：帶寬（mm）拉緊力 (kn)帶寬 (mm)拉緊力 (kn)5091000386501612003880024140038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(shè)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： 鋼絲繩的規(guī)格選為：619.5-18.5鋼絲繩直徑的選擇由sp=fn式中：n鋼絲繩的安全系數(shù) 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 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=204、 電動機功率計算：pw= （kw）式中：1為低速軸聯(lián)軸器效率 1=0.982 減速器效率 2=0.903高速軸聯(lián)軸器效率， 3=0.98p卷筒軸功率