356 DTⅡ型皮带机设计
356 DT型皮带机设计,dt,皮带机,设计
- 1 -湖南工学院设计说明书DT型皮带机设计 姓 名: 唐 龙 班 级: J025 系 部: 机械工程系 指导老师: 刘 吉 兆2005年 5月- 2 -目 录一.设计任务二.设计计算1、驱动单元计算原则52、滚筒的设计计算143、托辊的计算204、拉紧装置的计算295、中间架的计算336、机架的结构计算357、头部漏斗的设计计算378、导料槽的设计计算409、犁式卸料器的计算43三:设计资料查询47四:设计体会48- 3 -一、设计任务1、原始数据及工作条件: 1.1 输送物料:无烟煤1.2 额定能力:额定输送能力:Q=1500t/h;1.3 输送机主要参数:带宽:B=1400mm;带速:V=2.5m/s;水平机长:L=92m;导料槽长:L=10m提升高度:H=22.155m;倾角:=13.6;容重:=0.985t/m31.4 工作环境:室内布置,每小时启动次数不少于 5次。- 4 -2 设计要求2.1. 设计要求2.1.1 保证规定的生产率和高质量的皮带机的同时,力求成本低,皮带机的寿命长。2.1.2 设计的皮带机必须保证操作安全、方便。2.1.3 皮带机零件必须具有良好的工艺性,即:制造装配容易。便于管理。2.1.4 保证搬运、安装、紧固到皮带机上,并且方便可靠。2.1.5 保证皮带机强度的前提下,应注意外形美观,各部分比例协调。2.2 设计图纸总装图一张,局部装配图三张,驱动装置图一张及部分零件图(其中至少有一张以上零号的计算机绘图) 。2.3: 设计说明书(要求不少于一万字,二十页以上)2.3.1 资料数据充分,并标明数据出处。2.3.2 计算过程详细,完全。2.3.3 公式的字母应标明,有时还应标注公式的出处。2.3.4 内容条理清楚,按步骤书写。2.3.5 说明书要求用计算机打印出来。- 5 -二.设计计算书1驱动单元计算原则1.1整机最大驱动功率(kw)式中:N电机功率 (kw)Smax胶带最大带强 (N)传动滚筒与胶带之间的摩擦系数传动滚筒的围包角V带速 (m/s) 总 传动单元总效率 =0.9一、 式中各参数的选取1、 胶带最大张力对于编织芯带:S max=ST.B.Z/n (N)对于钢绳芯带:S max=ST.B/n (N)式中:ST输送带破断强度 N/mm.层B输送带宽 (mm)n输送带接头的安全系数a) 输送带的扯断强度、输送带的宽度及输送带芯层层数芯层材料 胶带型号 胶带扯断强度 N/mm层 每层厚度 mm 适用带宽 适用层数10)(max总V- 6 -芯层材料 胶带型号 胶带扯断强度 N/mm层 每层厚度 mm 适用带宽 适用层数棉帆布 CC-56 56 1.5 5001400 36NN-150 150 1.1 6501600 36NN-200 200 1.2 6501800 36尼布NN-250 250 1.3 6502200 36尼布 NN-300 300 1.4 6502200 36聚酯 EP-200 200 1.3 6502200 36b) 胶带带宽与许用层数的匹配500 650 800 1000 1200 1400CC-56 34 45 46 58 58 68NN-150 34 35 46 56 56NN-200 34 35 36 46 46EP-200NN-250 3 34 36 46 46EP-300NN-300 3 34 36 46 46c) 钢绳芯输送带带宽与带强的匹配胶带型号许用层数带宽- 7 -630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3150800 1000 1200 1400 d) 输送带安全系数棉帆布带:n=89尼 龙 带:n=1012钢绳芯带:n=795、带速与带宽的匹配0.8 1.0 1.25 1.6 2.0 2.5 3.15 4 5 6.5500 650 800 1000 1200 1400 二、 减速器根据带式输送机连续工况、冲击载荷类型、尖峰负荷情况以及制造质量等按 DBY、DCY 选用手册予选减速器,然后进行机械强度、热功率及临界转速校核。带宽 mm带强 N/mm带宽 B带速 V- 8 -机械强度、热功率校核可参考圆锥圆柱齿轮减速器选用图册(ZBJ19026-90)中的校核方法。临界转速校核按机械设计手册 (中) (化学工业出版社)P785,轴的临界转速校核:n0.75n C1式中:n减速器输入轴转速 r/minnC1允许转速 r/minnC1的计算参考表 8-377中的有关计算。三、原始数据及工作条件: 1.1 输送物料:无烟煤1.2 额定能力:额定输送能力:Q=1500t/h;1.3 输送机主要参数:带宽:B=1400mm;带速:V=2.5m/s;水平机长:L=92m;导料槽长:L=10m提升高度:H=22.155m;倾角:=13.6 ;容重:=0.985t/m31.4 工作环境:室内布置,每小时启动次数不少于 5 次。2、园周力和运行功率计算2.1 各种参数的确定:2.1.1 由 GB/T17119-97 取系数 C=1.8362.1.2 模拟摩擦系数 f=0.0252.1.3 承载分支每米托辊旋转部分质量 qRO承载辊子旋转部分质量 qR0=8.21kg 承载分支托辊间距 a0=1.2m承载辊子辊径为 133,轴承为 4G305mkganqRO/52.0.1830- 9 -2.1.4 回程分支每米托辊旋转部分质量 qRU回程辊子旋转部分质量 qRU=21.83kg qRU=11.64kg 回程分支托辊间距 aU=3.0m 回程辊子轴径为 133, 轴承为 4G3052.1.5 每米输送物料的质量 qG2.1.6 每米输送带质量 qB选输送带 EP200,上胶 4.5mm, 下胶 1.5mm,5 层 qB=18.76kg/m2.2 各种阻力的计算2.2.1 主要特种阻力 FS1a) 承载分支托辊前倾阻力:F 1 =Cr OLe1(qB+qG)gCosSin =0.450.492(18.76+166.667)9.81Sin2=1052N式中:C r=0.45 O=0.4 Le1=92m =2 b) 回程段分支托辊前倾阻力:F 2 = OLe2qBgCos CosSin=0.430.718.769.81Cos10Sin2=78N式中:=10 Le2= =30.7m931F =承载分支托辊前倾阻力+回程段分支托辊前倾阻力=1052+78=1130Nc) 输送物料与导料挡板间的摩擦阻力 FglFgl= NbvglI 5.3877.05210.9843.062321 由上得:F S1=F + Fgl=1130+3387.5=4517.5N2.2.2 附加特种阻力:F S2a) 输送带清扫器的摩擦阻力 Fr(按单个清扫器计算)合金刀片清扫器阻力:mkganqUR /2156.794.283.1 kVQqG/.165.2306.max- 10 -Fr 合 =A 3=0.01471040.6=588N式中:A=1.40.01=0.014m2 =7104N/m2 3=0.6b) 空段清扫器的摩擦阻力 Fr 空 (按单个清扫器计算 )Fr 空 =mg 3=30.99.810.6=182N式中:m=30.9kg (单个空段清扫器自重)本机组共 2 组合金清扫器,2 组空段清扫器,故:得:F S2=2Fr 合 +2Fr 空 =2588+2182=1540N(两个合金清扫器和两个空段清扫器)2.3 园周力 FUFU=CfLgqR0+qRU+(2qB+qG)+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 输送机所需的运行功率2.4.1 传动滚筒运行功率:P A由 GB/T17119-97 得:PA=FUV=518892.5=129.7kw2.4.2 驱动电机所需功率:P M由 GB/T17119-97 得:取电机功率 P=220kw ,电压 6000v ,型号 Y355-37-43、输送带张力采用逐点张力计算法3.1 根据逐点张力法,建立张力关系式如下:(计算简图附后)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 + F1kwAM6.2038.71935.1- 11 -3.2 各段阻力的计算3.2.1 输送带绕过各滚筒的附加阻力a) 输送带绕过滚筒的缠绕阻力 FL式中:F 滚筒上输送带趋入点张力d胶带厚度 d=12.5mm=0.0125mD滚筒直径 B=1.4m(通过对各滚筒计算将值列表)滚筒编号 滚筒直径D(mm)输送带绕过滚筒的缠绕阻力 FL(N) 备注B2 500 44.1+0.00225S2 FL1B3 500 44.1+0.002256S4 FL2B4 800 27.56+0.00140625S5 FL3B5 500 44.1+0.002256S6 FL4B6 500 44.1+0.002256S8 FL5B7 800 27.56+0.00140625S9 FL6b) 滚筒轴承阻力:3.2.2 物料加速段阻力 FbAFbA=IV(V-V 0)=416.667(2.5-0)=1042N式中:V 0=0m/s V=2.5m/s3.2.3 加速段物料与导料栏板间的摩擦阻力 FfFf= NbvglI 7197.0)25.(53.89143.06)2( 232210 式中:l b= 0m/s V=2.5m/smg31.608.95103.2.4 输送物料与导料挡板间的摩擦阻力 FglFgl=.,5.0故 可 以 忽 略因 此 力 较 小TtDddBL01.49- 12 -NbvlgI 32077.052)51.(891.43.06)( 2321 3.2.5 承载分支运行阻力 FCFC 承 =Lfg(qRO+qG+qB)(qB+qG)Hg=920.0259.81(20.525+166.667+18.76)+(18.76+166.667)22.1559.81 =44948N3.2.6 回程分支运行阻力 FKFH3-4= Lfg (qB+qRU)qBHg=48.950.0259.81(18.76+7.2156)- 18.7611.89.81=-1860NFH7-8= Lfg (qB+qRU)qBHg2=43.050.0259.81(18.76+7.2156)-18.7610.3559.81=-1631N3.2.7 张力值计算(由上张力关系式计算而得)由 3.1 张力关系式计算得: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输送带与传动滚筒之间启动时不打滑,必须满足:式中:F Umax=FUKA=518891.5=77833.5N 启动系数 KA=1.5 =0.35 =200 e=3.4暂取 S2=32431N,代入上述关系式得:S3=33728N S4=32049N S5=32165N S6=32238N S7=32354N S8=30904N S9=31018N S10=31089N S1=82057N4、输送带张力校核4.1 输送带下垂度的限制Neu 341.58-maxax2 - 13 -4.1.1 对于上分支(承载分支)式中:(h/a) max=0.01 a0=1.2mFmin=24254NS 9=31018N 满足要求4.1.2 对于下分支(回程分支)Fmin=6901NS 8=30904N 满足要求。故此, 得: S2=32431 S3=33728N S4=32049N S5=32165N S6=32238N S7=32354N S8=30904N S9=31018N S10=31089N S1=82057N4.2 胶带张力校核选用聚脂胶带 EP200 B=1400mm 输送机在运行时最大张力为 S1=48836N能满足 n1012 的要求7、拉紧装置重垂质量的计算垂直拉紧装置设在距地平面高约 6.7m 处,则拉紧滚筒合张力 FHFH=S5,+S 6,=32165+32238=64403N重锤质量:G= -G1-G2= -1350-777=4438KggFH8.96403取重锤块(图号 DTD-1)的数量为 310 块,约 4.65t式中:G1- 垂拉滚筒 DT06B6142 的质量,KgG2- 垂直拉紧装置 DT06D2146 的质量, Kg8、 张力简图2.1820571max FBNahgqGBO 2451.88.9)67.(2.18)(mxmin NahgqBO6901.8713mxin - 14 -F2 =0F2 =131 173甲 乙 皮 带 机 张 力 简 图2.2滚筒的设计计算一.主要参数的确定 1、 滚筒直径的选取通过计算及多方面的比较,本系列滚筒直径为:传动滚筒:500、630、800、1000改向滚筒:250、315、400、500、630、800、10002、 滚筒受力的确定原则:传动滚筒:根据:F 1F 2e 合张力:F=F 1+F2 (kN)扭矩:T=(F 1-F2) (kN.m)D- 15 -经推导得出:驱动方式参数单滚筒驱动 (1:1)双滚筒双电机 (2:1)双滚筒三电机合张力(kN) F=1.4F1 F =1.75F1F =0.71F1F =1.45F1F =0.67F1扭矩(kN.m) T=0.375DF T1=T2=0.21DF1 T1=20.14DF1T2=0.14DF1其中:F1:胶带最大许用张力 (N)D:滚筒直径 (m):传动滚筒和输送带之间的摩擦系数3、 改向滚筒合张力改向滚筒合张力,根据不同的使用情况,即受力 100%,60%,30%及围包角,从输送带的最大许用张力出发计算:2F1100%Sin(/2)F= 2F160%Sin(/2)2F130%Sin(/2)二、 滚筒的结构型式及确定原则:1、 结构型式:参考国内外有关资料,本系列滚筒根据承载能力分为:轻、中、重三种结构型式。轻型:采用平形腹板与轮毂角焊中型:采用平形腹板与带一小段变截面腹板的轮毂用对接焊缝连接重型:采用变截面的接盘与筒体焊接2、 轮毂与轴的联接方式:轴承处直径100mm 时,采用单键联接轴承处直径120mm 时,采用涨套联接三、 滚筒计算原则:- 16 -(一) 轴的计算:依据机械设计手册(中) 本系列滚筒轴均采用 45#钢,调质处理调质硬度:217255HB-1=280 N/mm 2-1=60 N/mm 2 轴的受力简图N.mmT=T1 N.mm式中:F滚筒所受合力 (N)T1滚筒所受扭矩 (N.mm)(对于改向滚筒 T1=0) 轴的强度的校核疲劳强度的校核:FlM2 2FlFF2FFM22F- 17 -安全系数S=1.8根据额定载荷按照机械设计手册中关于轴的疲劳强度校核的计算方法进行计算静强度的校核:安全系数S S=3根据最大载荷按照机械设计手册中关于轴的静强度校核的计算方法进行计算。 轴的刚度校核式中:E弹性模量 2.110 5N/mm2J (mm)46dFmax( )l25013(二) 筒皮的计算:1、 材料:Q235-A2、 厚度的确定:筒皮的厚度取决于滚筒直径、滚筒长度、所受的拉力、制动时的摩擦等因素。本系列的筒皮厚度是根据各厂的生产经验确定。3、 强度计算:22max31lalFfmax- 18 -许用应力:起动时=90N/mm 2稳定运行时:=60N/mm 2计算方法:根据所受合力、扭矩及筒皮厚度,参考西德 Lange Hallmuth提出的计算方法进行强度校核。(三) 底盘(轮毂+幅板)的设计计算:1、 轮毂 轮毂外径的确定:(D N)对于键联接:D N=(1.41.5)d 轴对于涨套联接:D ND CPN2.0式中:D为轮毂内径 0.2为轮毂材料屈服总极限PN轮毂上单位面积压力C根轮毂形式有关的系数 轮毂长度的确定:对键联接:LL 键 +20 (mm)对于涨套联接:L= (mm)4.06工 作L 材料:焊接型为 Q235-A铸造型为 ZG252、 幅板 材料:Q235-A、ZG25 幅板厚度:幅板厚度的确定根据柔性设计方法进行确定。即使幅板的刚性控制在最佳值范围进行设计。 幅板强度的校核许用应力=65 N/mm 2根据滚筒所受的合张力、扭矩参考西德 Lange Hallmuth提出的计算方法进行计算,并使其应力小于许用应力- 19 -(四) 键的挤压强度校核:P= PlkdT2T扭矩 (N.mm)d轴的直径 (mm)k键与轮毂的接触高度,对于平键可近似取键高的一半l键的工作长度 (mm)P键的许用挤压应力 P=1.25N/mm 2(五) 涨套的校核涨套的扭矩不小于传动滚筒扭矩的 34 倍M 43tMM滚筒的扭矩Mt涨套公称扭矩(六) 轴承寿命的计算(1) 轴承型号当轴承位轴径大于等于 80mm,轴承采用双列向心球面球轴承,即:13XX 系列当轴承位轴径大于等于 100mm,轴承采用双列向心球面滚子轴承,即:35XX 系列(2) 轴承寿命的计算:滚筒轴承寿命应大于 5万小时计算公式:Lh=PC601式中:C轴承额定动负荷 (kN)P当量动负荷 P=F/2 (kN)F滚筒所受的合张力 (kN)N滚筒转速 r.P.m- 20 -L1l2FfmaxF2(l-1)/2球轴承 =3;滚子轴承 =10/3本系列的滚筒轴承寿命均大于 5万小时2.3托辊的计算一、 三节托辊横梁的计算1、 材料:选用角钢 Q2352、 许用挠度:f= 5013、 受力简化图4、 托辊横梁最大下挠 fmaxfmax= 2121396lEJlF式中:F托辊承受的全部载荷 (N)(凸凹弧处应考虑胶带的影响)E弹性模量 2.110 5 N/mm2J型钢的惯性矩 mm 4F=(Sa 0+q Ba0+GR)g (N)式中:S物料截面积 (m 2)- 21 -le/2F输送散状物料密度 (kg/m 3)a0承载托辊间距 (m)qB输送带每米质量 (kg/m)冲击系数 =1.1GR托辊辊子质量 (kg)S=S1+S2S1= (m2)5)05.9.(2tgCosLBLS2= (m2) SinLBs210.9.2.二、 二节回程托辊下横梁的计算:1、 材料:选用型钢角钢2、 许用挠度:f=1/5003、 受力简图 S20.9B-51- 22 -0.9B+5 LS4、 托辊横梁最大下挠度fmax= EJFl83式中:F托辊承受的全部载荷F=(q Ba +G R)g (N)式中:a 回程托辊间距 (m)冲击系数 =1.4三、 辊子的计算 (一) 辊子受力计算作用在托辊轴上载荷有:物料重量,输送带重量,托辊辊子转动部分重量1、 一节平行辊子上分支:P O= (N)gGaqVIRB010下分支:P U=(q Ba U+GR)g (N)2、 二节 V型辊子:PU=(0.5q Ba U+GR)g3、 三节槽形(35)托辊PO= (N)gGaqIRBV001 0=S /s= SL2354.693.- 23 -MBL+1P/2Dd0.5b P/2上面三式中:I V体积输送能力 M 3/SV带速 M/S其它符号同前=1.4(二) 辊子轴的弯曲刚度轴承处的许用转角不大于 101、 受力简图2、 轴承处轴的转角a= 10 601842EJbLqPBJ= mm46d3、 托辊轴危险断面弯曲应力:= WMmax- 24 -式中:W= (mm3)32d材料为 20号钢注:取 170N/mm2(三) 托辊轴承寿命计算:设计的托辊轴承寿命应大于 3万小时Lh= 30000 (小时)36201PCn式中:n工作转速 (转/分)C轴承的额定动负荷四、 调心托辊计算(一) 摩擦上调心托辊计算1、 上横梁受力计算受力简图CC为危险段面1) 中辊作用在上横梁的力 F1F1= ZqP02P0承载分支对中辊的作用力35lFB12CBFACA- 25 -35lFB1图 二2AP0= (N)gaqSB0021S输送带承载截面积 (m)qB输送带每米重量 kg/m物料对托辊的冲击系数 取 =1.1a0托辊间距 取 a0=1m物料密度 取 =2000kg/m 32) 边辊作用在上横梁的力F2= (N)gqPB0411)、2)中 qZ为中托辊辊子重量, (kg)qB为边托辊辊子重量, (kg)边辊作用在 B点力为 ,作用在 A点为23F231F3) FB= 21= (N)gqPgqPBZ004134= 61250FA= (N)gqPB032、 上横梁选用型钢许用应力 =170N/mm 23、 上横梁强度计算M0=FBl1+FACos35(l2+l3Cos35)+FASin235l3= WC- 26 - 240图 三 13 13T图二4、 上横梁刚度计算许用挠度 f= 50lFB在 A点产生的挠度:FBA= llEJl12136式中:l=l 2Cos35+l3 (mm)FA在 A点产生的挠度:fAA= EJl3fA=fBA+fAAf式中:E=2.110 5 N/mm2J型钢的惯性矩 mm45、 底座比压计算因为底座尺寸 B500B1000 时全相同,因此只计算底座受力最大的情况即 B1000,133 时,底座的比压B1000 时胶带最大张力(n=8,z=8)Tmax= N56081056当胶带跑偏达 10cm 时,胶带边缘张力对摩擦轮的作用力T= 10maxFb=499N- 27 -图三托辊所受载荷 :F 物 =(l r+q B)a 0=2670N托辊自重:G=1070NF2=F 物 +G+FbCos35=4150N图四以 O 点为支点,对上横梁求力矩平衡(参见图四)则有:F165= F 物 100+FbCos35(310+428Cos35)+F b428Sin235-F237求得:F 1=6980N比压 P= P=4 N/mm 2dL式中:d轴径,d=5mmL底座下段受力宽度 L=35mm解得:P=3.9N/mm 2P故而比压满足要求Fb42835101图 四651037F2物- 28 -连 杆(二) 上平调心辊子强度、转角计算1、轴的材料为 20#钢许用应力为:=170N/mm 22、轴承处轴的许用转角即制为 103、计算公式:d2.17 3Ma= 26040EJblP式中:d许用最小轴径, (mm)M轴所受弯矩, (N.mm)轴许用应力 (N/mm2)P0轴所受载荷 ( N)b辊子支点到轴承中心距离 (mm)l辊子两支点间距 (mm)a轴承处轴的转角 (分)(三) 锥形调心托辊连杆稳定性计算原图可简化为: Pl- 29 -临界载荷 P0的计算:P0= 2lEJn式中:n稳定系数 n=9.87E弹性模数 E=2.1105 N/mm2J杆件的惯性矩 mm4l杆长 mm实际产生的纠编力 PP 02.4 拉紧装置的计算一、 拉紧装置的类型本系列共有 4 种拉紧装置:螺旋拉紧装置、垂直重锤拉紧装置、车式拉紧装置、固定绞车拉紧装置二、 张紧 F 的确定按不打滑条件 e1按满足垂度条件: %80gqaGB当中较大的作为张紧力 F式中:F 1胶带最大的许用张力 (kN)a0上托辊间距 (m)qB每米物料重量, (kg/m)qG每米胶带重量, (kg/m)计算结果:螺旋拉紧装置:- 30 -带宽(mm) 拉紧力 (kN) 带宽 (mm) 拉紧力 (kN)50 9 1000 38650 16 1200 38800 24 1400 38垂直重锤拉紧力:63;50;40;25;20;16;8kN重锤车式拉紧力:63;40;25kN固定绞车拉紧力:150;90;50;30kN三、 拉紧行程:张紧方式 行程范围 (m)螺旋拉紧 0.5;0.8;1重锤车式拉紧:3;4;5;6绞车拉紧:17四、 绞车的设计计算1、 牵引力的确定 F:由于绞车拉紧装置分为:150kN;100kN;50kN,而绞车的倍率为6,故而牵引力为以下几档:25 kN;16 kN;10 kN;5 kN;2、 绞车的速度:牵引力25kN;V=0.3m/s牵引力30kN;V=0.4m/s3、 钢丝绳及卷筒: 钢丝绳的规格选为:619.5-18.5钢丝绳直径的选择由 SP=Fn式中:n钢丝绳的安全系数 取 n=6SP钢丝绳所需的破为断拉力 (N)由 SP 再查表确定钢丝绳直径 d- 31 - 卷筒型式确定:采用多层缠绕卷筒,钢丝绳缠绕层数为 5,卷筒直径确定 D,D=hd (mm)式中:h系数,由手册确定,h=204、 电动机功率计算:PW= (kw)321式中: 1为低速轴联轴器效率 1=0.98 2 减速器效率 2=0.90 3高速轴联轴器效率, 3=0.98P卷筒轴功率 (kw) P= 5.9nTn卷筒转速 r.P.m n= (m/s)DV60T卷筒扭矩 (kN.m) T= 2FD 钢丝绳缠绕 5 层的最大直径 D =D+9d (m)5、 减速器的选择类型:NGW 型行星齿轮减速器i= n式中:n 电动机转速6、 制动器的选择:制动力矩= iT式中:n制动器安全系数,取 n=3.5类型:YWZ 3液压推杆制动器7、 卷筒轴计算 材料:45 号钢,调质处理,硬度 217255HB- 32 -HBANAC LbCChBRSEaDFnB GA S=360N/mm2 初选轴径:d (mm)3510T式中: 轴的许用剪切应力,取=25N/mm 2 轴的强度校合:S= SPSZTMmax2max3式中:M max轴计算载面受的最大弯矩 (N.mm )Z、Z P轴计算载面抗弯扭截面模数 mm4S取为 2五、 塔架的计算:1、 塔架的结构及受力柱子 AB、AC、A B 、 A C 横梁 DE 均采用 H 型钢,缀条FG、FR、GS 采用槽钢。AB 柱截面:ahAgyA- 33 -AC 柱为单个 H 型钢 YY 轴与 BC 方向重合DE 梁为单个 H 型钢 YY 轴与 AB 方向重合AC、DE 截面:2、 材料应力的选取许用应力=155N/mm 23、 柱子 AB 在 ABB 平面的稳定校核柱子 AC 在 ACC A 平面的稳定性校核柱子 AC 在 ACC 平面的稳定性校核= (N/mm 2)NP式中:N柱子所受的轴心压力 N P轴心受压的稳定系数A柱子的毛截面面积 mm22.5 中间架的计算一、 计算条件:(1) 物料比重按 =2500kg/m 3(2) 托辊间距:a 0=1000mm二、 受力简图原受力图yy- 34 -5x10=(50)30450P1P130A2BP12CxP2305010x103045DA 1P1P150FEG2BGEF0051CD简化后的力学模型:三、 许用挠度:f X= 8l四、 挠度计算:AB 段的挠度应出现在 DB 段,采用叠加的方法计算FX=fDX+fEX+fFX+fGX式中:f DX作用在 D 点的 P1力在 X 点产生的挠度fEX作用在 E 点的 P1力在 X 点产生的挠度fFX作用在 F 点的 P1力在 X 点产生的挠度fGX作用在 G 的 P2力在 X 点产生的挠度- 35 -fX fX= 80l五、 凸凹段中间架曲率半径计算1、 凸弧段中间架曲率半径计算:编织芯胶带:R=42 BSin (mm)钢绳芯胶带:R=167 BSin (mm)式中:B 胶带宽度 (mm)承载托辊槽角 (度)2、 凹弧段中间架曲率半径计算:R= (m)gCosqTB式中:T凹弧段胶带张力输送机凹弧段处的倾角 (度)qB每米长度上胶带重 (kg/m)qG每米长度上物料带重 (kg/m)g重力加速度 (9.81m/s2)2.6 机架的结构计算一、 计算依据1、 钢结构设计规范 TJ17-74 (试行)2、 JSO5049/13、 有限无法概论 (人民教育出版社)4、 机械设计手册 (化学工业出版社)二、 材料的性能选用材料为焊接 H 型钢(YB3302-81)和轧制型钢,材质为 Q235-A屈服极限 y=235 N/mm2三、 载荷计算01 机架的载荷是按滚筒给定的载荷- 36 -F601机 架 简 图1432 02机 架 简 图4513202 机架是按起制动过程中可能承受的最大载荷四、 内力计算采用平面钢架的有限元法计算内力及位移简图如下:图中:1、2、3、4 为结点号,、为单元号五、 强度校核:按第四强度理论:n2Sy JWMIQS式中: y材料的屈服极限应力 N/mm2结点的正应力 N/mm2结点所受剪应力 N/mm2M计算截面的弯矩 N.mmMJ净截面抗弯模量 mm3Q计算截面的剪力 NI毛截面惯性矩 mm4S计算剪应力处以上的截面对中性轴的静面矩 mm3型钢腹板的厚度 mmn安全系数稳定工况时 n=4起制动工况时 n=2.5- 37 -2.7 头部漏斗的设计计算一、 物料抛料轨迹计算1、 物料在头部滚筒上抛离点的计算物料在头部滚筒上的抛离点与输送机带速、头部滚筒直径、倾角等因素有关,通过分析、计算可分为下面三种情况。(1) 水平输送机,且有:h= RgV2式中:V带速 m/sg9.81m/s2R滚筒半径 m物料抛料点与滚筒顶点 S 重合(如图一)(2) 上运倾斜输送机,且有 h= R 时gV2物料抛料点,在滚筒内侧 S 点,其夹角 = 如图二(3) 当 h= R 时,则无论是水平机还是斜倾机,抛料点均在滚gV2筒外侧,且有:(图 二 )sy(图 一 )vsv y- 38 -n v(图 三 )yh= =RCos 如图三gV2图三2、 抛料轴迹方程式:(1) 以抛料点 S 为坐标点, S 点切线方向为 X 轴,垂直向下为 Y轴的抛料轨迹参数方程:X =VtY=0.5gt其中 t 为时间参数, (S)(2) 当 h= R 时,以抛物点为原点的直角坐标系下的抛料轴迹V2方程为:y= tgXCosg2(3) 当 h= R 时,以抛物点为原点的直角坐标系下的抛料轨迹V方程为:y= tgXCosg2利用上述计算公式,可以画出任意条件下的物料抛料轨迹线。二、 漏斗主要结构尺寸的计算和确定- 39 - ymaxHfyhBb1、护罩高度 HfHfY max+h+P式中:Y max物料最大抛料高度 (m)h输送带上物料最大堆积高度 (m)P裕度 (m)(1) 由经验可知,当输送机倾角最大,带速 V 最大时, Y max也就最大,此时抛料轨迹方程为:y= XtgVCos2求导:y =0 时,X= 2VCosSin此时:Y max= 取极限倾角为 20,则有:gi2Y max=0.006V 2(2) 当物料在输送带上堆积成三角形时,h 最大,且有:h= bS2其中:S 物料断面面积 m(见主参数)bB-0.05 (m)(3) 裕度 P 取 150200mm- 40 -H32L1D2、漏斗高度 H2、H 3、H 1H2与系列中头架的高度一致,有个别头架是高式的,选用漏斗时可加高漏斗安装基础或再加支架; H3根据不同带宽和滚筒直径控制在:H3=H2+350600 (mm)H1根据不同滚筒直径和 Hf确定H1=Hf+ D3、 漏斗长度 L1L1是按照各种条件下的抛料轨迹线确定的,原则是使物料抛在漏斗浮面的衬板上,防止冲击和损坏其它部位。2.8 导料槽的设计计算一、 导料槽的结构型式:以开口形式分:矩形开口、喇叭型开口以槽角分:35、45截面形状如:- 41 -LmLm图 1图 2H1bbH2二、 耐磨衬板设置情况喇叭型开口的导料槽当中,带宽大于 800mm 的均有耐磨衬板导料槽的规格见下表:500 650 800 1000 1200 140035 矩型 槽角45 35 无衬板槽角 45 35 喇叭型 有衬板槽角 45 三、 导料槽高(H)及开口尺寸 b 的确定b=(2/3 1/2 )BH=(0.60.5)B式中:B 输送带宽度四、 导料槽面积 (S)1、 矩型口导料槽:开口.槽角.结构规格 B- 42 -G513085210AN24S=H1b- tglbm422、 喇叭口导料槽:S= tglbltlHmZmZ 22五、 导料槽压紧件的设计计算:根据结构作出下图所示:要使橡胶板 5 不下掉,则必须满足Nf G式中:f钢与橡胶的摩擦系数G橡胶的自重N fN 对 A 点产生的弯矩MA=0.21N= WW 件 4 的抗弯模量要求 - 43 -12345678=480N/mm 22.9 犁式卸料器计算一、 结构1托架;2滑动框架;3活动托辊组; 4卸料架头;5撑杆;6机架; 7驱动连杆; 8电动推杆二、 滑杆行程的计算:为使槽形活动托辊组在卸料时能形成平行托辊组,故而滑杆行程能满足以下关系:计算简图和公式:b=hCtg bh- 44 -式中:b为滑杆行程为设计的结构角度,=18h为活动托辊组应抬的高度h= 35210SinlB= 4il式中:l为活动托辊中中辊长度三、 电动推杆力 F:1、 计算简图:2、 F 计算依据:M (0) =0FlF-QlQ-PlP=0hl+1035BlQlFOPlP- 45 -QlQlGOF= (kg)FPQlLQ 及 lP 从结构图中能得出 (mm)(1) Q 力的计算:QlQ-GlG=0Q=G (kg)l式中:G犁头的重量 (kg)lQ、l G 从图纸中能查出 (mm)(2) P 力的计算依据起重机设计手册中的运行机构计算:P=Qf ( kg)NNP- 46 -FC= 附轮 kDVd2= 14.0253.0Q=N+N (kg)P=0.144(N+N ) (kg)式中:N=W b+W 物 +辊架重 (kg)N =N+滑杆重量 (kg)Wb胶带重量 (kg)W 物 物料重量 (kg)W b=L0qb (kg)L0=1.2+L (m)L 托 为活动托辊的总间距 (m)Qb每米胶带重量 (kg/m)W 物 =SVL0 (kg)S=S1+S2 S2= 18.0hLBS1= Hr.13605H1= 28.tgLB H0h10.8B35S1HLV2- 47 -r= H=528.0CosB528.0tgB- 48 -参考资料1. 机械设计手册(化学工业出版社)2. 起重机设计手册3. 皮带机设计手册4. 有限无法概论(人民教育出版社)5. JSOSO49/16. 钢结构设计规范 TJ17-749 试行)- 49 -设计体会通过这次做毕业设计,使我在老师的指导和自己不屑的努力下完成了DTII 型皮带机设计 的任务,在组建的过程中遇到 很多困难,但都被我一一解决。但是,还存许多方面的不足,希望能取得各位老师的谅解。这次设计,使我在机械设计和 CAD绘图方面有比较深刻的认识。这次的动手,使我在设计过程中遇到了许多异想不到的问题,这都是由于以前学过的理论知识不能够很好的与时间相结合、没能融会贯通,在设计的时候不能够信手拈来,熟练应用。一门专业的学习,不是一蹴而就的,需要的是每个学习都持之以恒的学习态度,迎难而上的不畏困难的学习精神,肯钻研,肯吃苦头,有自信,相信终有成功的一天。在此,我非常感谢我的指导老师及各位领导、各位任课老师,你们教会了我许多在社会上不能学习到的知识,也告诉我做人的道理,我将紧记在心,再次感谢你们!- 1 -湖南工学院设计说明书DT型皮带机设计 姓 名: 唐 龙 班 级: J025 系 部: 机械工程系 指导老师: 刘 吉 兆2005年 5月- 2 -目 录一.设计任务二.设计计算1、驱动单元计算原则52、滚筒的设计计算143、托辊的计算204、拉紧装置的计算295、中间架的计算336、机架的结构计算357、头部漏斗的设计计算378、导料槽的设计计算409、犁式卸料器的计算43三:设计资料查询47四:设计体会48- 3 -一、设计任务1、原始数据及工作条件: 1.1 输送物料:无烟煤1.2 额定能力:额定输送能力:Q=1500t/h;1.3 输送机主要参数:带宽:B=1400mm;带速:V=2.5m/s;水平机长:L=92m;导料槽长:L=10m提升高度:H=22.155m;倾角:=13.6;容重:=0.985t/m31.4 工作环境:室内布置,每小时启动次数不少于 5次。- 4 -2 设计要求2.1. 设计要求2.1.1 保证规定的生产率和高质量的皮带机的同时,力求成本低,皮带机的寿命长。2.1.2 设计的皮带机必须保证操作安全、方便。2.1.3 皮带机零件必须具有良好的工艺性,即:制造装配容易。便于管理。2.1.4 保证搬运、安装、紧固到皮带机上,并且方便可靠。2.1.5 保证皮带机强度的前提下,应注意外形美观,各部分比例协调。2.2 设计图纸总装图一张,局部装配图三张,驱动装置图一张及部分零件图(其中至少有一张以上零号的计算机绘图) 。2.3: 设计说明书(要求不少于一万字,二十页以上)2.3.1 资料数据充分,并标明数据出处。2.3.2 计算过程详细,完全。2.3.3 公式的字母应标明,有时还应标注公式的出处。2.3.4 内容条理清楚,按步骤书写。2.3.5 说明书要求用计算机打印出来。- 5 -二.设计计算书1驱动单元计算原则1.1整机最大驱动功率(kw)式中:N电机功率 (kw)Smax胶带最大带强 (N)传动滚筒与胶带之间的摩擦系数传动滚筒的围包角V带速 (m/s) 总 传动单元总效率 =0.9一、 式中各参数的选取1、 胶带最大张力对于编织芯带:S max=ST.B.Z/n (N)对于钢绳芯带:S max=ST.B/n (N)式中:ST输送带破断强度 N/mm.层B输送带宽 (mm)n输送带接头的安全系数a) 输送带的扯断强度、输送带的宽度及输送带芯层层数芯层材料 胶带型号 胶带扯断强度 N/mm层 每层厚度 mm 适用带宽 适用层数10)(max总V- 6 -芯层材料 胶带型号 胶带扯断强度 N/mm层 每层厚度 mm 适用带宽 适用层数棉帆布 CC-56 56 1.5 5001400 36NN-150 150 1.1 6501600 36NN-200 200 1.2 6501800 36尼布NN-250 250 1.3 6502200 36尼布 NN-300 300 1.4 6502200 36聚酯 EP-200 200 1.3 6502200 36b) 胶带带宽与许用层数的匹配500 650 800 1000 1200 1400CC-56 34 45 46 58 58 68NN-150 34 35 46 56 56NN-200 34 35 36 46 46EP-200NN-250 3 34 36 46 46EP-300NN-300 3 34 36 46 46c) 钢绳芯输送带带宽与带强的匹配胶带型号许用层数带宽- 7 -630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3150800 1000 1200 1400 d) 输送带安全系数棉帆布带:n=89尼 龙 带:n=1012钢绳芯带:n=795、带速与带宽的匹配0.8 1.0 1.25 1.6 2.0 2.5 3.15 4 5 6.5500 650 800 1000 1200 1400 二、 减速器根据带式输送机连续工况、冲击载荷类型、尖峰负荷情况以及制造质量等按 DBY、DCY 选用手册予选减速器,然后进行机械强度、热功率及临界转速校核。带宽 mm带强 N/mm带宽 B带速 V- 8 -机械强度、热功率校核可参考圆锥圆柱齿轮减速器选用图册(ZBJ19026-90)中的校核方法。临界转速校核按机械设计手册 (中) (化学工业出版社)P785,轴的临界转速校核:n0.75n C1式中:n减速器输入轴转速 r/minnC1允许转速 r/minnC1的计算参考表 8-377中的有关计算。三、原始数据及工作条件: 1.1 输送物料:无烟煤1.2 额定能力:额定输送能力:Q=1500t/h;1.3 输送机主要参数:带宽:B=1400mm;带速:V=2.5m/s;水平机长:L=92m;导料槽长:L=10m提升高度:H=22.155m;倾角:=13.6 ;容重:=0.985t/m31.4 工作环境:室内布置,每小时启动次数不少于 5 次。2、园周力和运行功率计算2.1 各种参数的确定:2.1.1 由 GB/T17119-97 取系数 C=1.8362.1.2 模拟摩擦系数 f=0.0252.1.3 承载分支每米托辊旋转部分质量 qRO承载辊子旋转部分质量 qR0=8.21kg 承载分支托辊间距 a0=1.2m承载辊子辊径为 133,轴承为 4G305mkganqRO/52.0.1830- 9 -2.1.4 回程分支每米托辊旋转部分质量 qRU回程辊子旋转部分质量 qRU=21.83kg qRU=11.64kg 回程分支托辊间距 aU=3.0m 回程辊子轴径为 133, 轴承为 4G3052.1.5 每米输送物料的质量 qG2.1.6 每米输送带质量 qB选输送带 EP200,上胶 4.5mm, 下胶 1.5mm,5 层 qB=18.76kg/m2.2 各种阻力的计算2.2.1 主要特种阻力 FS1a) 承载分支托辊前倾阻力:F 1 =Cr OLe1(qB+qG)gCosSin =0.450.492(18.76+166.667)9.81Sin2=1052N式中:C r=0.45 O=0.4 Le1=92m =2 b) 回程段分支托辊前倾阻力:F 2 = OLe2qBgCos CosSin=0.430.718.769.81Cos10Sin2=78N式中:=10 Le2= =30.7m931F =承载分支托辊前倾阻力+回程段分支托辊前倾阻力=1052+78=1130Nc) 输送物料与导料挡板间的摩擦阻力 FglFgl= NbvglI 5.3877.05210.9843.062321 由上得:F S1=F + Fgl=1130+3387.5=4517.5N2.2.2 附加特种阻力:F S2a) 输送带清扫器的摩擦阻力 Fr(按单个清扫器计算)合金刀片清扫器阻力:mkganqUR /2156.794.283.1 kVQqG/.165.2306.max- 10 -Fr 合 =A 3=0.01471040.6=588N式中:A=1.40.01=0.014m2 =7104N/m2 3=0.6b) 空段清扫器的摩擦阻力 Fr 空 (按单个清扫器计算 )Fr 空 =mg 3=30.99.810.6=182N式中:m=30.9kg (单个空段清扫器自重)本机组共 2 组合金清扫器,2 组空段清扫器,故:得:F S2=2Fr 合 +2Fr 空 =2588+2182=1540N(两个合金清扫器和两个空段清扫器)2.3 园周力 FUFU=CfLgqR0+qRU+(2qB+qG)+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 输送机所需的运行功率2.4.1 传动滚筒运行功率:P A由 GB/T17119-97 得:PA=FUV=518892.5=129.7kw2.4.2 驱动电机所需功率:P M由 GB/T17119-97 得:取电机功率 P=220kw ,电压 6000v ,型号 Y355-37-43、输送带张力采用逐点张力计算法3.1 根据逐点张力法,建立张力关系式如下:(计算简图附后)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 + F1kwAM6.2038.71935.1- 11 -3.2 各段阻力的计算3.2.1 输送带绕过各滚筒的附加阻力a) 输送带绕过滚筒的缠绕阻力 FL式中:F 滚筒上输送带趋入点张力d胶带厚度 d=12.5mm=0.0125mD滚筒直径 B=1.4m(通过对各滚筒计算将值列表)滚筒编号 滚筒直径D(mm)输送带绕过滚筒的缠绕阻力 FL(N) 备注B2 500 44.1+0.00225S2 FL1B3 500 44.1+0.002256S4 FL2B4 800 27.56+0.00140625S5 FL3B5 500 44.1+0.002256S6 FL4B6 500 44.1+0.002256S8 FL5B7 800 27.56+0.00140625S9 FL6b) 滚筒轴承阻力:3.2.2 物料加速段阻力 FbAFbA=IV(V-V 0)=416.667(2.5-0)=1042N式中:V 0=0m/s V=2.5m/s3.2.3 加速段物料与导料栏板间的摩擦阻力 FfFf= NbvglI 7197.0)25.(53.89143.06)2( 232210 式中:l b= 0m/s V=2.5m/smg31.608.95103.2.4 输送物料与导料挡板间的摩擦阻力 FglFgl=.,5.0故 可 以 忽 略因 此 力 较 小TtDddBL01.49- 12 -NbvlgI 32077.052)51.(891.43.06)( 2321 3.2.5 承载分支运行阻力 FCFC 承 =Lfg(qRO+qG+qB)(qB+qG)Hg=920.0259.81(20.525+166.667+18.76)+(18.76+166.667)22.1559.81 =44948N3.2.6 回程分支运行阻力 FKFH3-4= Lfg (qB+qRU)qBHg=48.950.0259.81(18.76+7.2156)- 18.7611.89.81=-1860NFH7-8= Lfg (qB+qRU)qBHg2=43.050.0259.81(18.76+7.2156)-18.7610.3559.81=-1631N3.2.7 张力值计算(由上张力关系式计算而得)由 3.1 张力关系式计算得: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输送带与传动滚筒之间启动时不打滑,必须满足:式中:F Umax=FUKA=518891.5=77833.5N 启动系数 KA=1.5 =0.35 =200 e=3.4暂取 S2=32431N,代入上述关系式得:S3=33728N S4=32049N S5=32165N S6=32238N S7=32354N S8=30904N S9=31018N S10=31089N S1=82057N4、输送带张力校核4.1 输送带下垂度的限制Neu 341.58-maxax2 - 13 -4.1.1 对于上分支(承载分支)式中:(h/a) max=0.01 a0=1.2mFmin=24254NS 9=31018N 满足要求4.1.2 对于下分支(回程分支)Fmin=6901NS 8=30904N 满足要求。故此, 得: S2=32431 S3=33728N S4=32049N S5=32165N S6=32238N S7=32354N S8=30904N S9=31018N S10=31089N S1=82057N4.2 胶带张力校核选用聚脂胶带 EP200 B=1400mm 输送机在运行时最大张力为 S1=48836N能满足 n1012 的要求7、拉紧装置重垂质量的计算垂直拉紧装置设在距地平面高约 6.7m 处,则拉紧滚筒合张力 FHFH=S5,+S 6,=32165+32238=64403N重锤质量:G= -G1-G2= -1350-777=4438KggFH8.96403取重锤块(图号 DTD-1)的数量为 310 块,约 4.65t式中:G1- 垂拉滚筒 DT06B6142 的质量,KgG2- 垂直拉紧装置 DT06D2146 的质量, Kg8、 张力简图2.1820571max FBNahgqGBO 2451.88.9)67.(2.18)(mxmin NahgqBO6901.8713mxin - 14 -F2 =0F2 =131 173甲 乙 皮 带 机 张 力 简 图2.2滚筒的设计计算一.主要参数的确定 1、 滚筒直径的选取通过计算及多方面的比较,本系列滚筒直径为:传动滚筒:500、630、800、1000改向滚筒:250、315、400、500、630、800、10002、 滚筒受力的确定原则:传动滚筒:根据:F 1F 2e 合张力:F=F 1+F2 (kN)扭矩:T=(F 1-F2) (kN.m)D- 15 -经推导得出:驱动方式参数单滚筒驱动 (1:1)双滚筒双电机 (2:1)双滚筒三电机合张力(kN) F=1.4F1 F =1.75F1F =0.71F1F =1.45F1F =0.67F1扭矩(kN.m) T=0.375DF T1=T2=0.21DF1 T1=20.14DF1T2=0.14DF1其中:F1:胶带最大许用张力 (N)D:滚筒直径 (m):传动滚筒和输送带之间的摩擦系数3、 改向滚筒合张力改向滚筒合张力,根据不同的使用情况,即受力 100%,60%,30%及围包角,从输送带的最大许用张力出发计算:2F1100%Sin(/2)F= 2F160%Sin(/2)2F130%Sin(/2)二、 滚筒的结构型式及确定原则:1、 结构型式:参考国内外有关资料,本系列滚筒根据承载能力分为:轻、中、重三种结构型式。轻型:采用平形腹板与轮毂角焊中型:采用平形腹板与带一小段变截面腹板的轮毂用对接焊缝连接重型:采用变截面的接盘与筒体焊接2、 轮毂与轴的联接方式:轴承处直径100mm 时,采用单键联接轴承处直径120mm 时,采用涨套联接三、 滚筒计算原则:- 16 -(一) 轴的计算:依据机械设计手册(中) 本系列滚筒轴均采用 45#钢,调质处理调质硬度:217255HB-1=280 N/mm 2-1=60 N/mm 2 轴的受力简图N.mmT=T1 N.mm式中:F滚筒所受合力 (N)T1滚筒所受扭矩 (N.mm)(对于改向滚筒 T1=0) 轴的强度的校核疲劳强度的校核:FlM2 2FlFF2FFM22F- 17 -安全系数S=1.8根据额定载荷按照机械设计手册中关于轴的疲劳强度校核的计算方法进行计算静强度的校核:安全系数S S=3根据最大载荷按照机械设计手册中关于轴的静强度校核的计算方法进行计算。 轴的刚度校核式中:E弹性模量 2.110 5N/mm2J (mm)46dFmax( )l25013(二) 筒皮的计算:1、 材料:Q235-A2、 厚度的确定:筒皮的厚度取决于滚筒直径、滚筒长度、所受的拉力、制动时的摩擦等因素。本系列的筒皮厚度是根据各厂的生产经验确定。3、 强度计算:22max31lalFfmax- 18 -许用应力:起动时=90N/mm 2稳定运行时:=60N/mm 2计算方法:根据所受合力、扭矩及筒皮厚度,参考西德 Lange Hallmuth提出的计算方法进行强度校核。(三) 底盘(轮毂+幅板)的设计计算:1、 轮毂 轮毂外径的确定:(D N)对于键联接:D N=(1.41.5)d 轴对于涨套联接:D ND CPN2.0式中:D为轮毂内径 0.2为轮毂材料屈服总极限PN轮毂上单位面积压力C根轮毂形式有关的系数 轮毂长度的确定:对键联接:LL 键 +20 (mm)对于涨套联接:L= (mm)4.06工 作L 材料:焊接型为 Q235-A铸造型为 ZG252、 幅板 材料:Q235-A、ZG25 幅板厚度:幅板厚度的确定根据柔性设计方法进行确定。即使幅板的刚性控制在最佳值范围进行设计。 幅板强度的校核许用应力=65 N/mm 2根据滚筒所受的合张力、扭矩参考西德 Lange Hallmuth提出的计算方法进行计算,并使其应力小于许用应力- 19 -(四) 键的挤压强度校核:P= PlkdT2T扭矩 (N.mm)d轴的直径 (mm)k键与轮毂的接触高度,对于平键可近似取键高的一半l键的工作长度 (mm)P键的许用挤压应力 P=1.25N/mm 2(五) 涨套的校核涨套的扭矩不小于传动滚筒扭矩的 34 倍M 43tMM滚筒的扭矩Mt涨套公称扭矩(六) 轴承寿命的计算(1) 轴承型号当轴承位轴径大于等于 80mm,轴承采用双列向心球面球轴承,即:13XX 系列当轴承位轴径大于等于 100mm,轴承采用双列向心球面滚子轴承,即:35XX 系列(2) 轴承寿命的计算:滚筒轴承寿命应大于 5万小时计算公式:Lh=PC601式中:C轴承额定动负荷 (kN)P当量动负荷 P=F/2 (kN)F滚筒所受的合张力 (kN)N滚筒转速 r.P.m- 20 -L1l2FfmaxF2(l-1)/2球轴承 =3;滚子轴承 =10/3本系列的滚筒轴承寿命均大于 5万小时2.3托辊的计算一、 三节托辊横梁的计算1、 材料:选用角钢 Q2352、 许用挠度:f= 5013、 受力简化图4、 托辊横梁最大下挠 fmaxfmax= 2121396lEJlF式中:F托辊承受的全部载荷 (N)(凸凹弧处应考虑胶带的影响)E弹性模量 2.110 5 N/mm2J型钢的惯性矩 mm 4F=(Sa 0+q Ba0+GR)g (N)式中:S物料截面积 (m 2)- 21 -le/2F输送散状物料密度 (kg/m 3)a0承载托辊间距 (m)qB输送带每米质量 (kg/m)冲击系数 =1.1GR托辊辊子质量 (kg)S=S1+S2S1= (m2)5)05.9.(2tgCosLBLS2= (m2) SinLBs210.9.2.二、 二节回程托辊下横梁的计算:1、 材料:选用型钢角钢2、 许用挠度:f=1/5003、 受力简图 S20.9B-51- 22 -0.9B+5 LS4、 托辊横梁最大下挠度fmax= EJFl83式中:F托辊承受的全部载荷F=(q Ba +G R)g (N)式中:a 回程托辊间距 (m)冲击系数 =1.4三、 辊子的计算 (一) 辊子受力计算作用在托辊轴上载荷有:物料重量,输送带重量,托辊辊子转动部分重量1、 一节平行辊子上分支:P O= (N)gGaqVIRB010下分支:P U=(q Ba U+GR)g (N)2、 二节 V型辊子:PU=(0.5q Ba U+GR)g3、 三节槽形(35)托辊PO= (N)gGaqIRBV001 0=S /s= SL2354.693.- 23 -MBL+1P/2Dd0.5b P/2上面三式中:I V体积输送能力 M 3/SV带速 M/S其它符号同前=1.4(二) 辊子轴的弯曲刚度轴承处的许用转角不大于 101、 受力简图2、 轴承处轴的转角a= 10 601842EJbLqPBJ= mm46d3、 托辊轴危险断面弯曲应力:= WMmax- 24 -式中:W= (mm3)32d材料为 20号钢注:取 170N/mm2(三) 托辊轴承寿命计算:设计的托辊轴承寿命应大于 3万小时Lh= 30000 (小时)36201PCn式中:n工作转速 (转/分)C轴承的额定动负荷四、 调心托辊计算(一) 摩擦上调心托辊计算1、 上横梁受力计算受力简图CC为危险段面1) 中辊作用在上横梁的力 F1F1= ZqP02P0承载分支对中辊的作用力35lFB12CBFACA- 25 -35lFB1图 二2AP0= (N)gaqSB0021S输送带承载截面积 (m)qB输送带每米重量 kg/m物料对托辊的冲击系数 取 =1.1a0托辊间距 取 a0=1m物料密度 取 =2000kg/m 32) 边辊作用在上横梁的力F2= (N)gqPB0411)、2)中 qZ为中托辊辊子重量, (kg)qB为边托辊辊子重量, (kg)边辊作用在 B点力为 ,作用在 A点为23F231F3) FB= 21= (N)gqPgqPBZ004134= 61250FA= (N)gqPB032、 上横梁选用型钢许用应力 =170N/mm 23、 上横梁强度计算M0=FBl1+FACos35(l2+l3Cos35)+FASin235l3= WC- 26 - 240图 三 13 13T图二4、 上横梁刚度计算许用挠度 f= 50lFB在 A点产生的挠度:FBA= llEJl12136式中:l=l 2Cos35+l3 (mm)FA在 A点产生的挠度:fAA= EJl3fA=fBA+fAAf式中:E=2.110 5 N/mm2J型钢的惯性矩 mm45、 底座比压计算因为底座尺寸 B500B1000 时全相同,因此只计算底座受力最大的情况即 B1000,133 时,底座的比压B1000 时胶带最大张力(n=8,z=8)Tmax= N56081056当胶带跑偏达 10cm 时,胶带边缘张力对摩擦轮的作用力T= 10maxFb=499N- 27 -图三托辊所受载荷 :F 物 =(l r+q B)a 0=2670N托辊自重:G=1070NF2=F 物 +G+FbCos35=4150N图四以 O 点为支点,对上横梁求力矩平衡(参见图四)则有:F165= F 物 100+FbCos35(310+428Cos35)+F b428Sin235-F237求得:F 1=6980N比压 P= P=4 N/mm 2dL式中:d轴径,d=5mmL底座下段受力宽度 L=35mm解得:P=3.9N/mm 2P故而比压满足要求Fb42835101图 四651037F2物- 28 -连 杆(二) 上平调心辊子强度、转角计算1、轴的材料为 20#钢许用应力为:=170N/mm 22、轴承处轴的许用转角即制为 103、计算公式:d2.17 3Ma= 26040EJblP式中:d许用最小轴径, (mm)M轴所受弯矩, (N.mm)轴许用应力 (N/mm2)P0轴所受载荷 ( N)b辊子支点到轴承中心距离 (mm)l辊子两支点间距 (mm)a轴承处轴的转角 (分)(三) 锥形调心托辊连杆稳定性计算原图可简化为: Pl- 29 -临界载荷 P0的计算:P0= 2lEJn式中:n稳定系数 n=9.87E弹性模数 E=2.1105 N/mm2J杆件的惯性矩 mm4l杆长 mm实际产生的纠编力 PP 02.4 拉紧装置的计算一、 拉紧装置的类型本系列共有 4 种拉紧装置:螺旋拉紧装置、垂直重锤拉紧装置、车式拉紧装置、固定绞车拉紧装置二、 张紧 F 的确定按不打滑条件 e1按满足垂度条件: %80gqaGB当中较大的作为张紧力 F式中:F 1胶带最大的许用张力 (kN)a0上托辊间距 (m)qB每米物料重量, (kg/m)qG每米胶带重量, (kg/m)计算结果:螺旋拉紧装置:- 30 -带宽(mm) 拉紧力 (kN) 带宽 (mm) 拉紧力 (kN)50 9 1000 38650 16 1200 38800 24 1400 38垂直重锤拉紧力:63;50;40;25;20;16;8kN重锤车式拉紧力:63;40;25kN固定绞车拉紧力:150;90;50;30kN三、 拉紧行程:张紧方式 行程范围 (m)螺旋拉紧 0.5;0.8;1重锤车式拉紧:3;4;5;6绞车拉紧:17四、 绞车的设计计算1、 牵引力的确定 F:由于绞车拉紧装置分为:150kN;100kN;50kN,而绞车的倍率为6,故而牵引力为以下几档:25 kN;16 kN;10 kN;5 kN;2、 绞车的速度:牵引力25kN;V=0.3m/s牵引力30kN;V=0.4m/s3、 钢丝绳及卷筒: 钢丝绳的规格选为:619.5-18.5钢丝绳直径的选择由 SP=Fn式中:n钢丝绳的安全系数 取 n=6SP钢丝绳所需的破为断拉力 (N)由 SP 再查表确定钢丝绳直径 d- 31 - 卷筒型式确定:采用多层缠绕卷筒,钢丝绳缠绕层数为 5,卷筒直径确定 D,D=hd (mm)式中:h系数,由手册确定,h=204、 电动机功率计算:PW= (kw)321式中: 1为低速轴联轴器效率 1=0.98 2 减速器效率 2=0.90 3高速轴联轴器效率, 3=0.98P卷筒轴功率 (kw) P= 5.9nTn卷筒转速 r.P.m n= (m/s)DV60T卷筒扭矩 (kN.m) T= 2FD 钢丝绳缠绕 5 层的最大直径 D =D+9d (m)5、 减速器的选择类型:NGW 型行星齿轮减速器i= n式中:n 电动机转速6、 制动器的选择:制动力矩= iT式中:n制动器安全系数,取 n=3.5类型:YWZ 3液压推杆制动器7、 卷筒轴计算 材料:45 号钢,调质处理,硬度 217255HB- 32 -HBANAC LbCChBRSEaDFnB GA S=360N/mm2 初选轴径:d (mm)3510T式中: 轴的许用剪切应力,取=25N/mm 2 轴的强度校合:S= SPSZTMmax2max3式中:M max轴计算载面受的最大弯矩 (N.mm )Z、Z P轴计算载面抗弯扭截面模数 mm4S取为 2五、 塔架的计算:1、 塔架的结构及受力柱子 AB、AC、A B 、 A C 横梁 DE 均采用 H 型钢,缀条FG、FR、GS 采用槽钢。AB 柱截面:ahAgyA- 33 -AC 柱为单个 H 型钢 YY 轴与 BC 方向重合DE 梁为单个 H 型钢 YY 轴与 AB 方向重合AC、DE 截面:2、 材料应力的选取许用应力=155N/mm 23、 柱子 AB 在 ABB 平面的稳定校核柱子 AC 在 ACC A 平面的稳定性校核柱子 AC 在 ACC 平面的稳定性校核= (N/mm 2)NP式中:N柱子所受的轴心压力 N P轴心受压的稳定系数A柱子的毛截面面积 mm22.5 中间架的计算一、 计算条件:(1) 物料比重按 =2500kg/m 3(2) 托辊间距:a 0=1000mm二、 受力简图原受力图yy- 34 -5x10=(50)30450P1P130A2BP12CxP2305010x103045DA 1P1P150FEG2BGEF0051CD简化后的力学模型:三、 许用挠度:f X= 8l四、 挠度计算:AB 段的挠度应出现在 DB 段,采用叠加的方法计算FX=fDX+fEX+fFX+fGX式中:f DX作用在 D 点的 P1力在 X 点产生的挠度fEX作用在 E 点的 P1力在 X 点产生的挠度fFX作用在 F 点的 P1力在 X 点产生的挠度fGX作用在 G 的 P2力在 X 点产生的挠度- 35 -fX fX= 80l五、 凸凹段中间架曲率半径计算1、 凸弧段中间架曲率半径计算:编织芯胶带:R=42 BSin (mm)钢绳芯胶带:R=167 BSin (mm)式中:B 胶带宽度 (mm)承载托辊槽角 (度)2、 凹弧段中间架曲率半径计算:R= (m)gCosqTB式中:T凹弧段胶带张力输送机凹弧段处的倾角 (度)qB每米长度上胶带重 (kg/m)qG每米长度上物料带重 (kg/m)g重力加速度 (9.81m/s2)2.6 机架的结构计算一、 计算依据1、 钢结构设计规范 TJ17-74 (试行)2、 JSO5049/13、 有限无法概论 (人民教育出版社)4、 机械设计手册 (化学工业出版社)二、 材料的性能选用材料为焊接 H 型钢(YB3302-81)和轧制型钢,材质为 Q235-A屈服极限 y=235 N/mm2三、 载荷计算01 机架的载荷是按滚筒给定的载荷- 36 -F601机 架 简 图1432 02机 架 简 图4513202 机架是按起制动过程中可能承受的最大载荷四、 内力计算采用平面钢架的有限元法计算内力及位移简图如下:图中:1、2、3、4 为结点号,、为单元号五、 强度校核:按第四强度理论:n2Sy JWMIQS式中: y材料的屈服极限应力 N/mm2结点的正应力 N/mm2结点所受剪应力 N/mm2M计算截面的弯矩 N.mmMJ净截面抗弯模量 mm3Q计算截面的剪力 NI毛截面惯性矩 mm4S计算剪应力处以上的截面对中性轴的静面矩 mm3型钢腹板的厚度 mmn安全系数稳定工况时 n=4起制动工况时 n=2.5- 37 -2.7 头部漏斗的设计计算一、 物料抛料轨迹计算1、 物料在头部滚筒上抛离点的计算物料在头部滚筒上的抛离点与输送机带速、头部滚筒直径、倾角等因素有关,通过分析、计算可分为下面三种情况。(1) 水平输送机,且有:h= RgV2式中:V带速 m/sg9.81m/s2R滚筒半径 m物料抛料点与滚筒顶点 S 重合(如图一)(2) 上运倾斜输送机,且有 h= R 时gV2物料抛料点,在滚筒内侧 S 点,其夹角 = 如图二(3) 当 h= R 时,则无论是水平机还是斜倾机,抛料点均在滚gV2筒外侧,且有:(图 二 )sy(图 一 )vsv y- 38 -n v(图 三 )yh= =RCos 如图三gV2图三2、 抛料轴迹方程式:(1) 以抛料点 S 为坐标点, S 点切线方向为 X 轴,垂直向下为 Y轴的抛料轨迹参数方程:X =VtY=0.5gt其中 t 为时间参数, (S)(2) 当 h= R 时,以抛物点为原点的直角坐标系下的抛料轴迹V2方程为:y= tgXCosg2(3) 当 h= R 时,以抛物点为原点的直角坐标系下的抛料轨迹V方程为:y= tgXCosg2利用上述计算公式,可以画出任意条件下的物料抛料轨迹线。二、 漏斗主要结构尺寸的计算和确定- 39 - ymaxHfyhBb1、护罩高度 HfHfY max+h+P式中:Y max物料最大抛料高度 (m)h输送带上物料最大堆积高度 (m)P裕度 (m)(1) 由经验可知,当输送机倾角最大,带速 V 最大时, Y max也就最大,此时抛料轨迹方程为:y= XtgVCos2求导:y =0 时,X= 2VCosSin此时:Y max= 取极限倾角为 20,则有:gi2Y max=0.006V 2(2) 当物料在输送带上堆积成三角形时,h 最大,且有:h= bS2其中:S 物料断面面积 m(见主参数)bB-0.05 (m)(3) 裕度 P 取 150200mm- 40 -H32L1D2、漏斗高度 H2、H 3、H 1H2与系列中头架的高度一致,有个别头架是高式的,选用漏斗时可加高漏斗安装基础或再加支架; H3根据不同带宽和滚筒直径控制在:H3=H2+350600 (mm)H1根据不同滚筒直径和 Hf确定H1=Hf+ D3、 漏斗长度 L1L1是按照各种条件下的抛料轨迹线确定的,原则是使物料抛在漏斗浮面的衬板上,防止冲击和损坏其它部位。2.8 导料槽的设计计算一、 导料槽的结构型式:以开口形式分:矩形开口、喇叭型开口以槽角分:35、45截面形状如:- 41 -LmLm图 1图 2H1bbH2二、 耐磨衬板设置情况喇叭型开口的导料槽当中,带宽大于 800mm 的均有耐磨衬板导料槽的规格见下表:500 650 800 1000 1200 140035 矩型 槽角45 35 无衬板槽角 45 35 喇叭型 有衬板槽角 45 三、 导料槽高(H)及开口尺寸 b 的确定b=(2/3 1/2 )BH=(0.60.5)B式中:B 输送带宽度四、 导料槽面积 (S)1、 矩型口导料槽:开口.槽角.结构规格 B- 42 -G513085210AN24S=H1b- tglbm422、 喇叭口导料槽:S= tglbltlHmZmZ 22五、 导料槽压紧件的设计计算:根据结构作出下图所示:要使橡胶板 5 不下掉,则必须满足Nf G式中:f钢与橡胶的摩擦系数G橡胶的自重N fN 对 A 点产生的弯矩MA=0.21N= WW 件 4 的抗弯模量要求 - 43 -12345678=480N/mm 22.9 犁式卸料器计算一、 结构1托架;2滑动框架;3活动托辊组; 4卸料架头;5撑杆;6机架; 7驱动连杆; 8电动推杆二、 滑杆行程的计算:为使槽形活动托辊组在卸料时能形成平行托辊组,故而滑杆行程能满足以下关系:计算简图和公式:b=hCtg bh- 44 -式中:b为滑杆行程为设计的结构角度,=18h为活动托辊组应抬的高度h= 35210SinlB= 4il式中:l为活动托辊中中辊长度三、 电动推杆力 F:1、 计算简图:2、 F 计算依据:M (0) =0FlF-QlQ-PlP=0hl+1035BlQlFOPlP- 45 -QlQlGOF= (kg)FPQlLQ 及 lP 从结构图中能得出 (mm)(1) Q 力的计算:QlQ-GlG=0Q=G (kg)l式中:G犁头的重量 (kg)lQ、l G 从图纸中能查出 (mm)(2) P 力的计算依据起重机设计手册中的运行机构计算:P=Qf ( kg)NNP- 46 -FC= 附轮 kDVd2= 14.0253.0Q=N+N (kg)P=0.144(N+N ) (kg)式中:N=W b+W 物 +辊架重 (kg)N =N+滑杆重量 (kg)Wb胶带重量 (kg)W 物 物料重量 (kg)W b=L0qb (kg)L0=1.2+L (m)L 托 为活动托辊的总间距 (m)Qb每米胶带重量 (kg/m)W 物 =SVL0 (kg)S=S1+S2 S2= 18.0hLBS1= Hr.13605H1= 28.tgLB H0h10.8B35S1HLV2- 47 -r= H=528.0CosB528.0tgB- 48 -参考资料1. 机械设计手册(化学工业出版社)2. 起重机设计手册3. 皮带机设计手册4. 有限无法概论(人民教育出版社)5. JSOSO49/16. 钢结构设计规范 TJ17-749 试行)- 49 -设计体会通过这次做毕业设计,使我在老师的指导和自己不屑的努力下完成了DTII 型皮带机设计 的任务,在组建的过程中遇到 很多困难,但都被我一一解决。但是,还存许多方面的不足,希望能取得各位老师的谅解。这次设计,使我在机械设计和 CAD绘图方面有比较深刻的认识。这次的动手,使我在设计过程中遇到了许多异想不到的问题,这都是由于以前学过的理论知识不能够很好的与时间相结合、没能融会贯通,在设计的时候不能够信手拈来,熟练应用。一门专业的学习,不是一蹴而就的,需要的是每个学习都持之以恒的学习态度,迎难而上的不畏困难的学习精神,肯钻研,肯吃苦头,有自信,相信终有成功的一天。在此,我非常感谢我的指导老师及各位领导、各位任课老师,你们教会了我许多在社会上不能学习到的知识,也告诉我做人的道理,我将紧记在心,再次感谢你们!
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