带式输送机托辊间距优化设计.docx

带式输送机托辊间距优化设计张东升 , 张礼才 , 毛 君(辽宁工程技术大学 机械工程学院 , 辽宁 阜新 123000)摘要 : 分析了托辊间距对托辊使用寿命 、输送带挠度 、运行阻力以及投资费用的影响 ,探讨了托辊间距与带式输送机的无共振设计问题 ,提出静态设计与动态设计中确定托辊间距应考虑的 因素 ,为托辊间距的选择和优化设计提供了理论依据 。关键词 : 托辊间距 ; 带式输送机 ; 优化设计中图分类号 : TH227文献标志码 : A文章编号 :100320794 (2008) 1220032203Optimum Design of Belt Conveyor Idler SpacingZHANG Dong - sheng , ZHANG Li - ca i , MAO Jun(Mechanical Engineering College , Liaoning Technical University ,Fuxin 123000 ,China)Abstract :Analyzed the effects of idler spacing on belt conveyor life - span , belt deflection , moving resistance and investment . Discussed the idler spacing and the no resonance design of belt conveyor . Put forward the fac2 tors about the confirming idler spacing in the dynamic design and captive design. Provided a theory basis for the idler spacing selection and optimum design.Key words :idler spacing ; belt conveyor ; optimum design0 前言托辊是 带 式 输 送 机 上 最 多 、最 关 键 部 件 之 一 。 静态设计主要通过托辊寿命和输送带挠度来确定托辊间距 ,而动态设计时还需要考虑托辊与输送带的相互作用问题 ,避免托辊与输送带段产生共振的设 计即带式输送机的无共振动态优化设计问题 。本文(3) 除原始曲率外 , 各辊的残余曲率都等于残余曲率最大值 ,即 (1ri ) max ;(4) 对原始曲率为 0 (1r0 ) min 的轧件 ,其原 始平均曲率为 1r0 = 12 ( r0 ) min 。式中 ( r0 ) min 的数值 对于铜排应为 ( r0 ) min = 1 3 。对于铜排塑性弯曲力矩 Ms = Mw e ,其中 e 表示 轧件的形状系数 ,铜排的形状系数 e = 1. 5 ,可以得到矫直辊上的矫直力矩d 辊子轴承处直径 。结语各种计算结果对比如表 1 。5表 1计算结果比较计算结果经验公式理论公式辊径mm驱动功率kW240160102. 9从表格中可以看出 ,应用本公式计算的结果表明在满足咬入条件的前提下 ,理论公式比经验公式 要小 。目前矫直辊采用 9CrVMo 合金材料 , 为减 少成本 ,节省材料 、功耗提供了理论依据 。该铜排矫直机投入使用后能有效地将铜排矫直 、矫平 ,达到了生 产设计的要求 。参考文献 : D 1 1M k = 2 Mw e r + (2 n -7) ( r ) max (7)0is= 01441式 (7) 中( ri ) maxEh4 . 3 驱动功率的计算主传动电机功率 PN 计算公式为Mz = M k + Mg + MmMg = Pf123崔甫. 矫直原理与矫直机械M.崔甫. 矫直理论与参数计算M.北京 :冶金工业出版社 ,2005 .北京 :机械工业出版社 ,1994 .甘锐. 铜排矫直剪断机的设计J . 机械设计与制造 ,2004 (3) :52 -53 .井永水 ,窦忠强 ,李忠富. 矫直理论的新探索J . 北京科技大学学 报 ,2002 (2) :64 - 66 .谭华. 酸轧联机带夹送辊七辊矫直机力能参数计算 J . 冶金设 备 ,2003 (3) :19 - 21 .dMm = P 242 V 15(8)PN =D Mz 式中Mz 总的矫直力矩 ;Mk 使铜排产生塑性变形的矫直力矩 ;Mg 辊子与矫直铜排的滚动摩擦力矩 ;作者简介 : 李彬 (1984 - ) ,江苏徐州人 ,中国矿业大学机电硕士在读 ,研究方向 :机械电子控制 ,电子信箱 :libincumt 163 . com.收稿日期 :200820720332第 29 卷第 12 期带式输送机托辊间距优化设计 张东升 ,等Vol129No112按式 (11) 计算出的结果 ,是在仅考虑输送带的挠度条件 ,并且是在稳定运行状态下获得的 。工程 设计中根据设计标准 ,从相应的设计手册中查推荐值 ,这会给工程师提供极大的方便 ,但同时也限制了 他们的思路 ,近几年来 ,托辊间距有增大的趋势 ,尤其是高强力的钢丝绳芯带式输送机 。2托辊间距与运行阻力间的关系理论和实践都证明 ,增大托辊间距带式输送机 的阻力系数会增大 ,但同时托辊组的数量会减少 ,托 辊自重部分的转动阻力也减小 。因而一定会有这样一个托辊间距 lt min ,使得带式输送机的运行阻力最小 。图 1 中给出这样的关系 ,总的运行阻力系数与 托辊间距的关系近似为对确定托辊间距时必须考虑几个问题进行了优化设计 。1 静态下的寿命与输送带挠度托辊的寿命取决于托辊中轴承的寿命 。按照设计轴承的使用寿命计算出托辊组的许用载荷辊间距P ,托 T - Gt (1)lt ( q+ q ) gd w nGt 托辊自重 ,N ;式中qd 、qw 输送带 、物料的线密度 ,kgm 。当输送机上的载荷是周期性变化时 ,则托辊上 的等效载荷33333nn P1 t1 + P2 t2 + + Pn t n3Pi ti tiPdx= = 0 ( lt )(12)t + t + t1 2ni = 1i = 1(2)0 是托辊间距为 1 m 时的阻力系数 ,0 与输送带张力 、速度及单位载荷有关 。当输送带的初张Pi = lt ( qd + qw i ) gn + Gtti Pi 作用时间 。托辊间距可由 Pdx P 确 定 , 这 个 公 式 也 可 以力为 15 000 N ,单位长度的载荷为 1 000 N ,以及速度式中v = 3114 ms 时 ,式 (12) 为 = 01041 ( lt )0. 87(13)用于计算块状物料对输送机沿线托辊冲击的当量载荷 。托辊间距与输送带挠度间的关系为在托辊间距一定的情况下 ,随着输送带张力的减小 ,特别是当 q = qd + qw 1 000 Nm ,输送带张力在 020 000 N 时 ,随着张力的增加 ,输送带运行阻 力系数的降低是非常明显的 。 ( qd + qw ) gn 2lt cos (3)f max =8 F工程 实 际 中 都 是 以 托 辊 间 距lt 和 相 对 挠 度 f = f maxlt 来确定输送带的最小张力Fmin ( qd + qw ) gn lt cos 8 f 国际标准 ISO 规定 f = f maxlt = 010050102由式 (4) 反求托辊间距(4)(5) 8 Fmin f 8 Fmin f (6)lt ( q+ q ) g cos = g qcos 图 1 托辊间距与阻力关系示例3托辊间距与费用的关系托辊间距与费用的关系涉及 4 个方面的内容 :(1) 托辊间 距 决 定 了 输 送 机 使 用 托 辊 的 数 量 。d w nn其中 q = qd + qw ,空载侧 q = qd ,如按 f 相等的原则 ,计算沿输送机线路上各点托辊间距 ,可得出8 f 8 f lt = qg cos F ( x) = F + Ax (7)设重载段和空载段的托辊间距分别为机总长度为 l ,则输送机中托辊的数量n = llzh + llk这些托辊的初期投资费用CV1 = lRzhlzh + lRklklzh 、lk , 输送g qcos 1nn在第 i 组同 i + 1 组托辊间 ,满足()148 f = qg cos F + A l=lt ( i + 1)i i t ( i)n(15) 8 f ) = llt ( i) (1 + Ait ( i) (i1 + k )(8)qg cos 式中Rzh 、Rk 承载侧和回空侧一组托辊的价格(包括托辊架) 。nAi = gn qcos gn qsin + Gt liki = 8 f 8 f tg + 8 f Gt gn li cos (9)这样可以看出 ,增大 lzh 、l k ,则 CV1 减小 。(2) 托辊间距与带式输送机运行阻力的关系 ,一 般情况下 ,在其他条件确定时 ,带式输送机的运行阻 力可写成近似计算时 ,可以舍去 ki 的最后一项 ,这样有= lt ( i) (1 + 8 f 8 f tg )(10)lt ( i + 1)如果取 f = 0102 , = 01025 , = 6, 输送带上行时取“ + ”(下行取“ - ”) ,式 (10) 变为W = f ( l k , lzh )(16)i= 11021 lt ( i) = 11021 lt (1)(11) 33由于运行阻力是托辊间距的函数 ,因而当托辊lt ( i + 1) Vol129No112 带式输送机托辊间距优化设计 张东升 ,等第 29 卷第 12 期间距改变时可能引起输送带强度等级的改变 。在这里先讨论阻力变化引起的费用的改变 ,带式输送机 运行过程中能耗部分的费用作用能量被物料的阻尼吸收 ,通常不考虑承载侧的弯曲振动问题 。(2) 动态设计的另一个问题就是物料在输送带 上的作用形态 ,即稳定性 。所谓稳定性是指物料经过托辊间是否会脱离输送带 ( 输送带的槽形是否失 稳) ,物料是否会在输送带上滑动 。这 2 个问题与托辊间距有关 ,物料不脱离输送带的条件是CV2 = 316 W ( v) R3 T = 316 R3 TWv式中R3 每度电的价格 ;v 输送带的运行速度 ;T 输送机的工作周期 ,h ;系统的传递效率 。(17)2mv mgn cos (2)托辊处输送带的曲率半径 ;输送带在托辊上的围包角 。(23)式中(3) 输送带的费用与托辊间距的关系 。上面提到 ,输送带的强度等级决定于带式输送机的运行阻 力 。因而也与托辊间距有关 。这项费用输送带张力不变的情况下 ,这个条件限制了托辊间距 。避免物料在输送带上滑动的条件为tg CV3 = f ( , R4 )在分析时这个函数是离散的 。(18)(24)1 =+00 带式输送机线路倾角 ;输送带挠曲线的最大切线角 ;(4) 托辊单位时间的更换率也与托辊间距有关 ,托辊间距增大 ,托辊上的负荷增加 ,在使用周期内损 伤的可能性会增大 。因而托辊更换费用也可以表达式中成托辊间距的函数 。那么整个运行周期换托辊费用T 内的更输送带与物料间的动摩擦系数 。输送带的槽形失稳是指当输送带的挠度超过某 个值时 ,失去了槽形截面特征 ,物料会大量从两侧滚 落 。实践证明当 f 01045 时 ,输送带就会出现槽 形失稳 (测试条件为对应侧托辊倾角为 30的情况) 。5结语(1) 从静力学角度设计托辊间距时 ,主要考虑托 辊使用寿命 、输送带挠度 2 个方面 。托辊的寿命取 决于托辊组的许用载荷 ,当输送机运输量一定时 ,托 辊组的许用载荷与托辊间距正相关 。最大输送带挠度与托辊间距的平方成正比 。(2) 从经济角度设计托辊间距时 ,需要考虑以下 几个方面因素 : 托辊间距决定了输送机使用托辊 的数量 ; 托辊间距与运行阻力的关系 。托辊间距 越大 ,输送带运行阻力越大 ,能耗越多 ; 输送带的费用与托辊间距的关系 ; 托辊的单位时间更换率 也与托辊间距有关 。(3) 从动力学角度设计托辊间距时 ,必须考虑输 送带与托辊间相互作用的动力关系以及物料在输送 带上的作用形态 。参考文献 :CV4 = f ( l k , lzh ,)(19)考虑到贷款的利息 ,与托辊间距有关的费用当量值Cd = ( k1 CV1 + k2 CV2 + k3 CV3 + k4 CV4 ) Qz(20)式中k1 、k2 、k3 、k4 贷款利息系数的折算值 ,全部折算到运输周期末 ;Qz 总运输量 。用式 (20) 计算出的 Cd min 的设计方法为托辊间距的经济学问题 。美国 、俄罗斯 、澳大利亚等国家 的学者对这些问题已做过大量的研究工作 ,但尚未 见到这方面的详细研究报告 。4 托辊间距与带式输送机的无共振设计在动态分析中 ,必须考虑输送带与托辊间相互 作用的动力关系 ,这其中包括 2 个方面 :(1) 在托辊组支撑间的输送带段有自身的固有振 动形态 ,关于各支撑形式下的固有频率计算 ,在文献1 中有介绍 ,托辊在旋转过程中会产生偏心激振 ,通常托辊的偏心都是偏心圆的振动问题 ,激振频率v(21)f 0 =1毛君 ,解本铭 ,孙国敏. 带式输送机动态设计理论与应用 M . 沈阳 :辽宁科学技术出版社 ,199