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机械毕业设计全套
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JX04-034@DTⅡ型皮带机设计,机械毕业设计全套
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- 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 nts- 2 - 目 录 一 .设计任务 二 .设计计算 1、驱动单元计算原则 5 2、滚筒的设计计算 14 3、托辊的计算 20 4、拉紧装置的计算 29 5、中间架的计算 33 6、机架的结构计算 35 7、头部漏斗的设计计算 37 8、导料槽的设计计算 40 9、犁式卸料器的计算 43 三 :设计资料查询 47 四 :设计体会 48 nts- 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/m3 1.4 工作环境： 室内布置，每小时启动次数不少于 5 次。 nts- 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 。 nts- 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： Smax=ST.B.Z/n (N) 对于钢绳芯带： Smax=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 棉帆布 CC-56 56 1.5 500 1400 3 6 尼布 NN-150 150 1.1 650 1600 3 6 1000)1(1max 总 VSN nts- 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 NN-200 200 1.2 650 1800 3 6 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 6 b) 胶带带宽与许用层数的匹配 500 650 800 1000 1200 1400 CC-56 3 4 4 5 4 6 5 8 5 8 6 8 NN-150 3 4 3 5 4 6 5 6 5 6 NN-200 3 4 3 5 3 6 4 6 4 6 EP-200 NN-250 3 3 4 3 6 4 6 4 6 EP-300 NN-300 3 3 4 3 6 4 6 4 6 c) 钢绳芯输送带带宽与带强的匹配 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3150 800 1000 胶带型号 许用层数 带宽 带宽 mm 带强 N/mm nts- 7 - 1200 1400 d) 输送带安全系数 棉帆布带： n=8 9 尼 龙 带： n=10 12 钢绳芯带： n=7 9 5、带速与带宽的匹配 0.8 1.0 1.25 1.6 2.0 2.5 3.15 4 5 6.5 500 650 800 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。 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： 带宽 B 带速 V nts- 8 - n 0.75nC1 式中： n 减速器输入轴转速 r/min nC1 允许转速 r/min nC1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/m3 1.4 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=1.836 2.1.2 模拟摩擦系数 f=0.025 2.1.3 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 4G305 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 4G305 mkganqq RORO /525.202.1 21.830mkganqqURURU /2156.79 64.11283.212 nts- 9 - 2.1.5 每米输送物料的质量 qG 2.1.6 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/m 2.2 各种阻力的计算 2.2.1 主要特种阻力 FS1 a) 承载分支托辊前倾阻力： F 1=Cr OLe1(qB+qG)gCos Sin =0.45 0.4 92 (18.76+166.667) 9.81 Sin2 =1052N 式中： Cr=0.45 O=0.4 Le1=92m =2 b) 回程段分支托辊前倾阻力： F 2= OLe2qBgCos Cos Sin =0.4 30.7 18.76 9.81 Cos10 Sin2 =78N 式中： =10 Le2= 9231=30.7m F = 承 载 分 支 托 辊 前 倾 阻 力 + 回 程 段 分 支 托 辊 前 倾 阻 力=1052+78=1130N c) 输 送物料与导料挡板间的摩擦阻力 Fgl Fgl= NbvglI v 5.33877.05.21081.910985.0423.06.0223221222 由上得： FS1=F + Fgl=1130+3387.5=4517.5N 2.2.2 附加特种阻力： FS2 a) 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： Fr 合 =A 3=0.014 7 104 0.6=588N 式中： A=1.4 0.01=0.014m2 =7 104N/m2 3=0.6 b) 空段清扫器的摩擦阻力 Fr 空 (按单个清扫器计算 ) Fr 空 =mg 3=30.9 9.81 0.6=182N 式中： m=30.9kg （单个空段清扫器自重） mkgVQq G /67.1665.26.3 15006.3 m a x nts- 10 - 本机组共 2 组合金清扫器， 2 组空段清扫器，故： 得： FS2=2Fr 合 +2Fr 空 =2 588+2 182=1540N(两个合金清扫器和两个空段清扫器 ) 2.3 园周力 FU FU=CfLgqR0+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=22.155m 2.4 输送机所需的运行功率 2.4.1 传动滚筒运行功率： PA 由 GB/T17119-97 得： PA=FUV=51889 2.5=129.7kw 2.4.2 驱动电机所需功率： PM 由 GB/T17119-97 得： 取电机功率 P=220kw ,电压 6000v ,型号 Y355-37-4 3、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 + F 1 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 kwPP AM 6.2 0 386.0 7.1 2 935.135.1 nts- 11 - 式中： F 滚筒上输送带趋入点张力 d 胶带厚度 d=12.5mm=0.0125m D 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 FL1 B3 500 44.1+0.002256S4 FL2 B4 800 27.56+0.00140625S5 FL3 B5 500 44.1+0.002256S6 FL4 B6 500 44.1+0.002256S8 FL5 B7 800 27.56+0.00140625S9 FL6 b) 滚筒轴承阻力： 3.2.2 物料加速段阻力 FbA FbA=IV (V-V0)=416.667 (2.5-0)=1042N 式中： V0=0m/s V=2.5m/s 3.2.3 加速段物料与导料栏板间的摩擦阻力 Ff Ff=NbvvglI bv 7197.0)2 05.2(531.081.910985.0423.06.0)2( 2322102222 式中： lb= mgvv 531.06.081.9205.2221202 0m/s V=2.5m/s 3.2.4 输送物料与导料挡板间的摩擦阻力 Fgl Fgl=Nbv llgI bv 32077.05.2 )531.010(81.910985.0423.06.0)( 22 3221222 3.2.5 承载分支运行阻 力 FC FC 承 =Lfg(qRO+qG+qB) (qB+qG)Hg .,005.0 0 故可以忽略因此力较小Tt FDdF DdBFBF L 01.01409nts- 12 - =92 0.025 9.81 (20.525+166.667+18.76)+(18.76+166.667) 22.155 9.81 =44948N 3.2.6 回程分支运行阻力 FK FH3-4= Lfg (qB+qRU) qBHg =48.95 0.025 9.81 (18.76+7.2156)- 18.76 11.8 9.81 =-1860N FH7-8= Lfg (qB+qRU) qBHg2 =43.05 0.025 9.81 (18.76+7.2156)-18.76 10.355 9.81 =-1631N 3.2.7 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=1.008181S2-1792 S9=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： FUmax=FUKA=51889 1.5=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=82057N 4、输送带张力校核 4.1 输送带下垂度的限制 4.1.1 对于上分支（承载分支） 式中： (h/a)max=0.01 a0=1.2m NeFF u 3 2 4 3 114.3 5.7 7 8 3 31-1 m a xm a x2 Nah gqqaF GBO 2425401.08 81.9)667.16676.18(2.18 )( m a xm i n nts- 13 - Fmin=24254N S9=31018N 满足要求 4.1.2 对于下分支（回程分支） Fmin=6901N S8=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=82057N 4.2 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 n 1012 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 FH FH=S5， +S6， =32165+32238=64403N 重锤质量： G=gFH -G1-G2= 81.964403 -1350-777=4438Kg 取重锤块 (图号 DT D-1)的数量为 310 块 ,约 4.65t 式中 :G1- 垂拉滚筒 DT 06B6142 的质量 ,Kg G2- 垂直拉紧装置 DT 06D2146 的质量 , Kg 8、 张力简图 2.1282057 52001000m a x FBn Nah gqaF BO 690101.08 81.976.1838 m a xm i n nts- 14 - F 2 2 = 2 0 0 F 2 = 2 1 0 F F 1F 3F 1 1 = 1 7 0 F 2F 1 3 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、 1000 2、 滚筒受力的确定原则： 传动滚筒： 根据： F1 F2e 合张力： F=F1+F2 （ kN） 扭矩： T=（ F1-F2）2D（ kN.m） nts- 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 =1.75F1 F =0.71F1 F =1.45F1 F =0.67F1 扭矩 (kN.m) T=0.375 D F T1=T2=0.21 D F1 T1=2 0.14 D F1 T2=0.14 D F1 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： 2F1 100% Sin( /2) F= 2F1 60% Sin( /2) 2F1 30% 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： nts- 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： 217 255HB -1=280 N/mm2 -1=60 N/mm2 轴的受力简图 N.mm T=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： FllFM 2122F2Fll FF22FFM22Fnts- 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 SS=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 2.1 105N/mm2 J 464d（ mm） Fmax（2500130001） l (二 ) 筒皮的计算： 1、 材料： Q235-A 2、 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： 22m a x 432421laJElaFf2FF2laf maxants- 18 - 许用应力：起动时 =90N/mm2 稳定运行时： =60N/mm2 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：（ DN） 对于键联接： DN=（ 1.4 1.5） d轴 对于涨套联接： DN DCPCPNN 2.02.0 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： L L 键 +20 (mm) 对于涨套联接： L=4.06.0 工作L (mm) 材料：焊接型为 Q235-A 铸造型为 ZG25 2、 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/mm2 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 nts- 19 - (四 ) 键的挤压强度校核： P=lkd T2 P T 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/mm2 (五 ) 涨套的校核 涨套的扭矩不小于传动滚筒扭矩的 3 4倍 M43 tMM 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= PCh6010 6 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 nts- 20 - L 1l2FfmaxF2( l - 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 Q235 2、 许用挠度： f=5013、 受力简化图 4、 托辊横梁最大下挠 fmax fmax= 22121 396 l llEJ lllF 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 2.1 105 N/mm2 J 型钢的惯性矩 mm4 F=(S a0 +qBa0+GR)g (N) 式中： S 物料截面积 （ m2） nts- 21 - le / 2F 输送散状物料密度 （ kg/m3） a0 承载托辊间距 (m) qB 输送带每米质量 (kg/m) 冲击系数 =1.1 GR 托辊辊子质量 （ kg） S=S1+S2 S1=5)1005.09.0( 2 tgC o sLBL (m2) S2= S inLBC o sLBL21005.09.021005.09.0(m2) 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=1/500 3、 受力简图 S 2L0 . 9 B - 5 0S 1Bnts- 22 - 0 . 9 B + 5 0LSB4、 托辊横梁最大下挠度 fmax=EJFl483 式中： F 托辊承受的全部载荷 F=（ qBa +GR） 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： PO= gGaqVIRBV 01000 (N) 下分支： PU=（ qB aU+GR） g (N) 2、 二节 V型辊子： PU=（ 0.5qB aU+GR） g 3、 三节槽形（ 35）托辊 PO= gGaqVIRBV 001000 (N) 0=S /s= S LB230545.06 9 93.01 nts- 23 - M BL+1LP /2Dd0.5bP /2上面三式中： IV 体积输送能力 M3/S V 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 10 1、 受力简图 2、 轴承处轴的转角 a= 601804 212 EJ bLbqP B 10 J=644d mm4 3、 托辊轴危险断面弯曲应力： =WMmax nts- 24 - 式中： W=323d (mm3) 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= 36 26010 PCn 30000 （小时） 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 C C为危险段面 1) 中辊作用在上横梁的力 F1 F1= ZqP 021P0 承载分支对中辊的作用力 35l3F Bl 1l 2CF BF ACF Ants- 25 - 35l 3F Bl 1图二l 2F AP0= gaqSaB 0021 （ N） S 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 =1.1 a0 托辊间距 取 a0=1m 物料密度 取 =2000kg/m3 2) 边辊作用在上横梁的力 F2= gqPB041（ N） 1)、 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232F，作用在 A点为231F3) FB=21 3221 FF = gqPgqPBZ 00 413241（ N） = gqqPBZ 61411250FA= gqPFB 02 12131（ N） 2、 上横梁选用型钢 许用应力 =170N/mm2 3、 上横梁强度计算 M0=FBl1+FACos35 (l2+l3Cos35 )+FASin235 l3 =WMC nts- 26 - 240图三1 331 2 0 01 33T T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= llEJlF B 121 36 l 式中： l=l2Cos35 +l3 (mm) FA在 A 点产生的挠度： fAA=EJlfA33 fA=fBA+fAA f 式中： E=2.1 105 N/mm2 J 型钢的惯性矩 mm4 5、 底座比压计算 因为底座尺寸 B500 B1000 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= N5 6 0 0 08 1081 0 056 当胶带跑偏达 10cm 时，胶带边缘张力对摩擦轮的作用力 T= NT 560 0101 max Fb=499N nts- 27 - 图三 托辊所受载荷 ： F 物 =（ lr +qB） a0 =2670N 托辊自重： G=1070N F2=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： F1 65= F 物 100+Fb Cos35 (310+428 Cos35 )+F b 428Sin235-F2 37 求得： F1=6980N 比压 P=dLF1 P=4 N/mm2 式中： d 轴径， d=5mm L 底座下段受力宽度 L=35mm 解得： P=3.9N/mm2 P 故而比压满足要求 F b428353 1 0F 1图四651 0 0370F 2F 物nts- 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/mm2 2、 轴承处轴的许用转角即制为 10 3、 计算公式： d 2.173 Ma= 2 603604 220 EJ bblP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： Plnts- 29 - 临界载荷 P0 的计算： P0=2lEJn 式中： n 稳定系数 n=9.87 E 弹性模数 E=2.1 105 N/mm2 J 杆件的惯性矩 mm4 l 杆长 mm 实际产生的纠编力 P P0 2.4 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 eF1 按满足垂度条件： %180 gqqa GB当中较大的作为张紧力 F 式中： F1 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： nts- 30 - 带宽（ mm） 拉紧 力 (kN) 带宽 (mm) 拉紧力 (kN) 50 9 1000 38 650 16 1200 38 800 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/s 3、 钢丝绳及卷筒： 钢丝绳的规格选为： 6 19.5-18.5 钢丝绳直径的选择 由 SP=F n 式中： n 钢丝绳的安全系数 取 n=6 SP 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 nts- 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=20 4、 电动 机功率计算： PW=321 P （ kw） 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=0.98 P 卷筒轴功率 （ kw） P=55.9nTn 卷筒转速 r.P.m n=DV60(m/s) T 卷筒扭矩 (kN.m) T=2DFD 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=nn式中： n 电动机转速 6、 制动器的选择： 制动力矩 =iTn式中： n 制动器安全系数，取 n=3.5 类型： YWZ3 液压推杆制动器 7、 卷筒轴计算 材料： 45 号钢，调质处理，硬度 217 255HB nts- 32 - HBAN ACLb C ChBR SEaDFnN ABGA S=360N/mm2 初选轴径： d35105 T （ mm） 式中： 轴的许用剪切应力，取 =25N/mm2 轴的强度校合： S=PSZTZM m a x2m a x 3 S 式中： Mmax 轴计算载面受的最大弯矩 （ N.mm） Z、 ZP 轴计算载面抗弯扭截面模数 mm4 S 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： ahAgyyyAnts- 33 - AC 柱为单个 H 型钢 Y Y 轴与 BC 方向重合 DE 梁为单个 H 型钢 Y Y 轴与 AB 方向重合 AC、 DE 截面： 2、 材料应力的选取 许用应力 =155N/mm2 3、 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 =ANP（ N/mm2） 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 mm2 2.5 中间架的计算 一、 计算条件： (1) 物料比重按 =2500kg/m3 (2) 托辊间距： a0=1000mm 二、 受力简图 原受力图 yynts- 34 - 5 x 1 0 0 0 = ( 5 0 0 0 )3 0 0 03 0 0 04 5 0P 1P 1 P 1 P 13 0 0 0A P2BP 1P 1P 2CxP 23 0 0 05 0 01 0 0 0x1 0 0 03 0 0 04 5 0DAP 1 P 1P 1P 1P 15 0 0FEGP 2B GBEF1 0 0 01 0 0 05 5 0P 1CD简化后的力学模型： 三、 许用挠度： fX=80l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： fDX 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 nts- 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 B Sin （ mm） 钢绳芯胶带： R=167 B Sin （ 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= gCosqq TCB (m) 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、 JSO5049/1 3、 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 nts- 36 - F600 1 机 架 简 图11432 2 30 2 机 架 简 图451 312202 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： 22 Sy n JWM IQS 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/mm2 M 计算截面的弯矩 N.mm MJ 净截面抗弯模量 mm3 Q 计算截面的剪力 N I 毛截面惯性矩 mm4 S 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 mm n 安全系数 稳 定工况时 n=4 起制动工况时 n=2.5 nts- 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=gV2 R 式中： V 带速 m/s g 9.81m/s2 R 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=gV2 R 时 物料抛料点，在滚筒内侧 S 点，其夹角 = 如图二 (3) 当 h=gV2 R 时，则无论是水平机还是斜倾机，抛料点均在滚筒外侧，且有： ( 图 二 )sy( 图 一 )v svynts- 38 - nv( 图 三 )yvh=gV2 =R Cos 如图三 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 =V t Y=0.5 g t 其中 t 为时间参数， （ S） (2) 当 h=gV2 R 时，以抛物点为原 点的直角坐标系下的抛料轴迹方程为： y= tgXVCosXg 222(3) 当 h=gV2 R 时，以抛物点为原点的直角坐标系下的抛料轨迹方程为： y= tgXVCosXg 222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 nts- 39 - y m a xHfyxhBb1、护罩高度 Hf Hf Ymax +h+P 式中： Ymax 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， Ymax也就最大，此时抛料轨迹方程为： y= XtgVCosgX 222求导： y =0 时，
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