帶式輸送機的設計2023

設計題目：帶式輸送機的設計設計者：學院：專業(yè)：學號：指導教師：年月日目錄1.設計任務32.輸送帶的選型設計42.1.輸送帶寬度的設計計算42.2.輸送帶寬的校核42.3.輸送帶輸送能力校核42.4.輸送帶的選型53.帶式輸送機系統(tǒng)布置64.輸送機運行阻力及張力計算74.1. 有關參數(shù)計算74.2. 運行阻力計算74.3. 輸送帶張力的計算74.4. 校核輸送帶強度95.驅動裝置的選型設計105.1. 電動機的計算、選定105.2. 聯(lián)軸器的選用、校核105.3. 液力耦合器的選擇105.4. 減速器的計算、選用和校核105.5. 滾筒的選擇和滾筒合力的計算116.托輥、機架的選型設計146.1. 托輥的計算、選用和校核146.2. 機頭架、中間架、機尾架的選用157.拉緊裝置的選型設計167.1. 拉緊參數(shù)計算167.1.1.拉緊力167.1.2.拉緊行程167.2. 拉緊裝置的選型設計168.制動裝置的選型設計178.1. 逆止力矩的計算178.2. 逆止器的選定179.其他裝置的選型設計1810.設計小結1911.參考文獻20設計任務綜合設計題目及要求題目：某洗煤廠上料皮帶運輸機設計已知條件：①原煤上料運輸②皮帶運輸機運輸能力為（700-學號×5）噸/時③皮帶運輸機出料端高度為（70-學號）米④皮帶運輸機入料端高度為平面開闊地，皮帶長度和傾角可以自由選擇我的學號是XXXXXXXX18，設計條件如下：原煤上料運輸皮帶運輸機運輸能力Q為（700-18×5）=610t/h；皮帶運輸機出料端高度為（70-18）=52m；皮帶長度為240m；輸送機安裝傾角為12.5133°；物料的堆積密度為QUOTEρ=1.0t/m3=1000kg/m3物料的顆粒度為0-300mm；目前國內采用的是《DTⅡ型固定式帶式輸送機》系列。該系列輸送機由許多標準件組成，各個部件的規(guī)格也都成系列。故本設計中也采用DTⅡ型固定式帶式輸送機系列。圖1DTII(A)型帶式輸送機簡圖輸送帶的選型設計2.1輸送帶寬度的設計計算根據文獻[5]設計帶寬B按下式計算必需的帶寬值，對照MT414中的帶寬標準值予以圓整。、帶速v、傾斜系數(shù)k和煤的堆積密度ρ來表示，按下式計算：由于安裝傾角為12.5°，k經過查閱文獻[2]表3-3得0.925，由于運送的是原煤，故根據文獻[1]可查得運送原煤最大皮帶速度選擇標準以及根據文獻[2]的推薦速度系列，初步選擇帶速v=2m/sP23（3-14）求出S值后通過文獻[2]表3-2查的帶寬QUOTEB=QKvρCst，查表得帶寬應選擇1000mm由于運行堆積角為25°，托輥槽角為35°，初步選擇帶寬B為1000mm。2.2輸送帶寬的校核假定物料是未經篩分的散裝物料，根據文獻[5]P23（3-15）,可知QUOTEB≥2Xmax+0.2,根據已知條件物料的粒度為0-300mm,則有QUOTEB≥2×0.3+0.2=0.8mmm,所以輸送帶的帶寬為1.0m。2.3輸送帶輸送能力校核根據文獻[5]核算帶式輸送機的輸送能力Q（1）輸送機的輸送能力可用最大裝料斷面面積QUOTEAmax，帶速v，傾斜系數(shù)QUOTECst和物料的堆積密度來表示，根據文獻[5]P22（3-6）按下式計算QUOTEQ=3.6qv=3600AmaxvCst（2）由于輸送機安裝傾角β=12.5°，根據文獻[5]P23表3-3可查得傾斜系數(shù)k＝0.925（3）由于運送的是原煤，故根據文獻[1]可查得運送原煤最大皮帶速度選擇標準以及根據文獻[2]的推薦速度系列，初步選擇帶速v=2m/s。（4）由于運送的是原煤，根據文獻[3]查表3.1.3得靜堆積角為45°，運行堆積角θ為25°（5）采用三段等長托輥，初步選擇托輥槽角為35°。（6）輸送機的輸送能力可用最大裝料斷面面積QUOTEAmax，根據文獻[5]P22表3-2可查得=0.1227，滿足要求。圖2.1帶式輸送機截面圖2.4輸送帶的選型根據文獻[5]P51表4-6，松散密度在2.5以下的中小塊礦石、原煤、焦炭和砂礫等對輸送帶磨損不太嚴重的物料，芯層可以選擇EP(滌綸聚酯帆布芯)覆蓋層可以選擇SBR(丁苯橡膠)，根據文獻[5]P51表4-7，輸送帶上膠厚初步選擇4.5mm，下膠厚1.5mm，輸送帶帶芯初步選擇EP-300型。帶式輸送機系統(tǒng)布置輸送機運行阻力及張力計算有關參數(shù)計算帶式輸送機傳動滾筒上所需的圓周驅動力FU是所有阻力之和。根據文獻ADDINNE.Ref.{81FB422F-C03F-49A8-8B3E-4183031A8DBC}[5]P23（3-16），用公式表示的形式為：QUOTEFU=FH+FN+FS1+FS2+FSt，進一步簡化為QUOTEFQUOTEFU=CfLgqR運行阻力計算表4.2運行阻力計算表主要阻力FH和附加阻力FN=1.394x0.025x240x9.8x[10.175+4.172+(2x14.7+84.72)xcos12.5]=10308.35N10308.35N傾斜阻力=43173.31N43173.31N特種阻力+=1144.73N1144.73N附加特種阻力X0.6+0=1800N1800N根據文獻[1]計算可得：帶式輸送機傳動滾筒上所需圓周驅動力QUOTEFU=CfLgq輸送帶張力的計算圖4.1輸送帶張力計算簡圖進行輸送帶張力的校核:輸送帶不打滑條件校核文獻[5]P28輸送帶不打滑條件為：（3-32）式中μ—傳動滾筒與輸送帶間的摩擦系數(shù)，見文獻[5]p28表3-12，取QUOTEμ=0.35，由文獻[5]p28表3-13查得由于雙滾筒的圍包角QUOTEφ=400°，故查表3-13得QUOTEeμφ1=eμφ2由于采用雙滾筒傳動QUOTEφ=φ1+φ2=400°，QUOTEe輸送帶下垂度校核為了限制輸送帶在兩組托輥間的下垂度，作用在輸送帶上任意一點的最小張力，需按下式進行驗算，由文獻[5]P29（3-33）（3-34），得：承載分支:回程分支:式中QUOTEhaadm——允許最大下垂度，一般小于0.01；QUOTEa0——承載上托輥間距（最小張力處）；——回程下托輥間距（最小張力處）；可按照文獻[2]得出；QUOTEa0=1200mm，各特性點張力（由文獻[5]P29逐點張力法）（1）根據不打滑條件，傳動滾筒奔離點張力為。令S1=>QUOTEF回min=3981.25N也滿足空載邊垂度條件。校核輸送帶強度輸送帶帶芯初步選擇EP-300型，根據文獻ADDINNE.Ref.{E33530D7-1980-471A-A0C5-8DC1D9718B86}[5]P32（3-50），對于棉、尼龍、聚酯等織物芯輸送帶層數(shù)（Z）可以按照下式計算：參考[2]表3-20，可知Z=4；根據文獻[2],對于芯帶的強度校核按下式校核：故聚酯織物芯輸送帶EP-300即滿足要求。驅動裝置的選型設計電動機的計算、選定由文獻[5]P30（3-40）可知，傳動滾筒軸功率QUOTEPA=FU由文獻[5]P31（3-46）可知，電動機功率PM電動工況：QUOTEPM=PA式中QUOTEη傳動效率，一般在0.85~0.95之間選取,這里QUOTEη=0.95；QUOTEη’電壓降系數(shù)，一般取0.90~0.95，這里取=0.95QUOTEη’=0.95QUOTEη‘’多驅動功率不平衡系數(shù)，一般取0.90~0.95，故取=0.95QUOTEη‘’=0.95。傳動系統(tǒng)采用雙滾筒四電機模式運作正常工作為三臺電機，所以每臺電機的驅動功率為：138.94/3=46.31kW。根據計算出的QUOTEPM值，查電動機型譜，按就大不就小原則選定電動機功率,查表可知，選擇電動機Y250M-4,其功率為55kW。根據文獻[5]Y-ZLY/ZSY(Y-DBY/DCY)驅動裝置選擇表可查得驅動裝置組合號為515，輸送機代號10080。聯(lián)軸器的選用、校核根據文獻[5]可知，在選擇Y-ZLY/ZSY驅動裝置時，當電動機功率小于37KW時，驅動裝置采用梅花形彈性聯(lián)軸器連接電動機和減速器；當電動機功率大于45KW時，驅動裝置采用液力耦合器連接電動機和減速器。所以電動機與減速器之間采用液力耦合器。但是對于驅動裝置與傳動滾筒之間的連接，則采用ZL型低速聯(lián)軸器。由于選用的電動機額定功率為55kW,轉速1480r/min，傳動滾筒的線速度為2m/s，設傳動效率QUOTEη=0.8，則有傳動滾筒轉速為：QUOTEn=60·vπ·D=60×23.14×0.8=47.77r/min,則聯(lián)軸器承受的轉矩為：QUOTET=9.55·1000·Pn=9550×0.8×4547.77N·m=7196.98N·m，所以可以查表得選用的LZ型低速聯(lián)軸器型號為QUOTEZL8J1130×202110×212，轉動慣量為1.733kg·m2液力耦合器的選擇液力耦合器的作用是連接電動機輸出與減速器，能夠起到均載的作用，查表可知，液力耦合器的配套型號為：QUOTEYOXFZ400，由于選煤廠具有防爆要求，所以采用水介質。減速器的計算、選用和校核根據前面的計算可知，減速器輸入軸轉速為QUOTEn1=1480r/min，減速器輸出軸轉速QUOTEn2=47.77r/min，所以所選減速器的傳動比約為QUOTEi=148047.77=30.98。初步選用的減速器型號為ZSY315-31.5，查表可知，該減速器的公稱傳動比為31.5，公稱輸入轉速為1500r/min時，公稱輸出轉速為48r/min，故恰好滿足條件。滾筒的選擇和滾筒合力的計算確定傳動滾筒合力計算根據工況要求eq\o\ac(○,1)功率配比為1：1時：==39968.69N第一滾筒的合張力:第二滾筒的合張力:eq\o\ac(○,2)功率配比為1：2時：==53291.59N第一滾筒的合張力:第二滾筒的合張力:eq\o\ac(○,3)功率配比為2：1時：==26645.8N第一滾筒的合張力:第二滾筒的合張力:綜合以上三種情況，第一滾筒的合張力:第二滾筒的合張力:傳動滾筒的選擇和校核文獻[5]P65表6-1三種工況中，初步選擇傳動滾筒的直徑為800mm，則傳動滾筒最大扭矩為：QUOTEMmax=FU1根據傳動滾筒最大合張力和最大扭矩，選擇傳動滾筒為10080.3，滾筒直徑D=800mm，許用扭矩27kN.m>，許用合力160kN>，軸承型號為22232，轉動慣量QUOTE78.8kg.m2,此傳動滾筒的輸入軸直徑d=150mm。故選用該滾筒100A307Y(Z)。改向滾筒的選擇文獻[5]P70表6-2根據計算出的各特性點的張力，1:2雙驅動時，各特性點的張力最大，即據此計算出各滾筒合張力，所選改向滾筒型號及其轉動慣量如下表所示。表5.2改向滾筒參數(shù)表序號滾筒名稱滾筒直徑/mm滾筒長度/mm合張力/KN滾筒圖號轉動慣量/1頭部180°改向滾筒8001150146.11DTII(A)100B30781.82尾部180°改向滾筒630115040.50DTII(A)100B10626.53拉緊180°改向滾筒630115033.92DTII(A)100B10626.54前部90°改向滾筒8001150108.81DTII(A)100B207735第一90°增面滾筒6301150115.31DTII(A)100B40638.56第二90°增面滾筒630115022.50DTII(A)100B10626.57第一90°拉緊滾筒400115023.18DTII(A)100B20468第二90°拉緊滾筒400115024.83DTII(A)100B20469頭部45°改向滾筒500115057.87DTII(A)100B30513.310尾部45°改向滾筒400115015.05DTII(A)100B104 6托輥、機架的選型設計托輥的計算、選用和校核1.輥徑選擇根據文獻[2]p543表4-12，表7.1輥徑參數(shù)表輥子直徑d/mm限制帶速QUOTEv/m.s-1限制帶速時的輥子轉速QUOTEn/r.min-1108557根據文獻[5]P53進行輥子載荷計算:eq\o\ac(○,1)靜載荷計算:承載分支托輥：QUOTEP0=e×a式中QUOTEee輥子載荷系數(shù)，取e=0.8,，根據文獻[5]P54表4-13;QUOTEa0承載分支托輥間距，m。QUOTEa0=1.2m；=1.2mv帶速，m/s,v=2m/s;QUOTEqB每米輸送帶質量，kg/m,QUOTEqB=13kg/m=13kg/mQUOTEIm輸送能力，,kg/s?；爻谭种休仯篹q\o\ac(○,2)動載荷計算:（1）承載分支托輥：式中QUOTEfs運行系數(shù)，取QUOTEfs=1.2=1.2，根據文獻[5]P54表4-14QUOTEfd沖擊系數(shù)，取QUOTEfd=1.20=1.2，根據文獻[5]P54表4-15QUOTEfa工況系數(shù)，取QUOTEfa=1.10=1.1，根據文獻[5]P54表4-16（2）回程分支托輥：QUOTEPU‘=P計算后取靜載荷、動載荷二者之中較大的值文獻[5]P54表4-17來選擇輥子，使其承載能力大于或等于計算值，這樣就可保證輥子軸承壽命高于3000h,轉角小于。由于QUOTEP0‘=2.23kN>P0>P2.型式選擇根據文獻[5]可知，托輥的參數(shù)和尺寸應符合GB/T990-1991，承載托輥選擇槽型托輥，槽形角選擇35°；回程托輥選擇平形托輥。承載托輥：根據文獻[5]P77表6-3表7.2承載托輥參數(shù)表DL軸承AECH1083156205/C4129013501038300H1H2PQd質量圖號159437220170M1638.0100C414回程托輥：文獻[5]P95表6-21圖7.2平形托輥表7.3回程托輥參數(shù)表DL軸承EACH10811506305/C413421290——164H1H2PQd質量圖號————15090M1620.4100C460機頭架、中間架、機尾架的選用根據選擇的帶式輸送機總體布置圖可知，根據文獻[5]P60機頭架為改向滾筒頭架（探頭滾筒支架），中間架為傳動滾筒中間架和改向滾筒中間架，機尾架為改向滾筒機尾架。拉緊裝置的選型設計拉緊參數(shù)計算拉緊力根據文獻[5]P34（3-66），拉緊裝置拉緊力可以按下式計算：拉緊行程根據文獻ADDINNE.Ref.{13FB239B-D150-4BEC-82DE-9AC2501C2100}[3]p45可得拉緊行程計算公式：。其中——拉緊滾筒的拉緊行程（m）；——輸送帶彈性伸長和永久伸長綜合系數(shù)；——托輥組間的輸送帶屈撓率；——輸送帶安裝附加行程（m）。取=0.012，=0.001，=1.5m，=240m，故有（0.012+0.001）240+1.5=4.62m。拉緊裝置的選型設計經過比較，選擇塊式垂直重錘拉緊裝置，根據拉緊力的值QUOTEF0=10055.36N=10.06kN。根據[5]p110表6-38，拉緊裝置的圖號為DTII(A)100D1061C，質量為，180°拉緊改向滾筒選擇100B106，質量為。ALECHQ質量拉緊裝置圖號改向滾筒圖號15001636185080021321515800380525100D1061C100B106所以重錘重量QUOTEG=F0-GK=10055.36-172+567×9.8N=2813.16N，故可得重錘塊數(shù)QUOTE287.061519.14制動裝置的選型設計逆止力矩的計算根據文獻ADDINNE.Ref.{9111ABCD-674A-4020-BDBD-2D6D806A399C}[6]p127可知，逆止器的使用是在向上運輸?shù)膸捷斔蜋C上，但并非都需要使用逆止器，當滿足下式時需要逆止器而，，故需設置逆止器。根據文獻[5]P31（3-43），不同工況下，輸送機帶料停車時產生的逆轉力是不同的。為組織逆轉，傳動滾筒上需要的逆止力FL可用下式計算QUOTEFL=Fst出于安全上的考慮，對阻止逆D的力乘了0.8的系數(shù)。根據文獻[5]P31（3-44），對于傳動滾筒軸上的逆止力矩ML式中，D—傳動滾筒直徑,mm。根據文獻[5]P31（3-45），逆止器需要的逆止力矩：式中，i——從傳動滾筒軸到減速器安裝逆止軸的速比，——從傳動滾筒軸到減速器安裝逆止器軸的傳動效率要求當將逆止器安裝在減速器低速軸時，逆止力矩大于QUOTE6.3kN?m；當將逆止器安裝在減速器高速軸上時，有QUOTEML≥MLi×ηL=6.3逆止器的選定根據文獻[5]P778，當將逆止器安裝在減速器高速軸時，選用非接觸式逆止器NF25，額定逆止力矩為QUOTE1kN.m，安裝尺寸QUOTE32mm≤d≤50mm，而減速器輸入軸直徑的QUOTEd1=48mm，故選型合理。9.其他裝置的選型設計導料槽的選型設計根據文獻ADDINNE.Ref.{2E59D556-8CBA-444D-8551-497F491519C6}[7]可知，物料裝載到帶式輸送機上到達帶速之前，必須用導料槽使其保持在輸送帶上，并使物料保持在輸送帶的中央，以防止物料的堆積偏心引起輸送帶的跑偏及物料從導料槽的邊緣撒出。加料過程經過裝料——加速——穩(wěn)定階段。10.小結這次設計工作，是我們進入大學以來第一次獨立進行的設計作業(yè)，不同于之前機械設計課程上的二級減速器的設計，這次作業(yè)從資料的查閱，參數(shù)的計算，圖紙的繪制全都是依靠個人的努力完成的，是對我們專業(yè)知識的一次考驗也是一次升華。比起以往的設計，這次的設計更加全面，也更貼近我們的專業(yè)特點，是我們第一次具體接觸有關礦山機械的設計工作，設計規(guī)模也比上次的二級減速器要大的多，是一個整套的產品，整體的結構設計和小型零件的選擇與校核都需要我們仔細進行，以保證設計出來的產品是合格的。通過這次