DTⅡ型皮带机设计

1、dt型皮带机设计一.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

2、布置，每小时启动次数不少于5次。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

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。 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

4、、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-56561.5500140036尼布nn-1501501.1650160036nn-2002001.2650180036nn-2502501.3650220036尼布nn-3003001.4650220036聚酯ep-2002001.3650220036b) 胶带带宽与许用层数的匹配带宽许用层数胶带型号500650800100012001400cc-56344546585868nn-1503435465656nn-2003435364646ep-200nn-250334364646ep-

5、300nn-300334364646c) 钢绳芯输送带带宽与带强的匹配带强n/mm带宽mm630800100012501600200025003150800100012001400d) 输送带安全系数棉帆布带：n=89尼 龙 带：n=1012钢绳芯带：n=795、带速与带宽的匹配带速 v带宽b0.81.01.251.62.02.53.15456.5500650800100012001400二、 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（z

6、bj19026-90）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：n0.75nc1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

7、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4g3052.1.4 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=18.7

8、6kg/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：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) 回程段分支托辊前倾阻力：f2=ole2qbgcoscossin=0.430.718.769.81cos10sin2=78n 式中：=10 le2=30.7mf=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=由上得：fs1=f+ fgl=1130+33

9、87.5=4517.5n2.2.2 附加特种阻力：fs2a) 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=a3=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=mg3=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：fs2=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)+

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 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=518892.5=129.7kw2.4.2 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y355-37-43、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

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=0.0125m 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b250044.1+0.00225s2fl1b350044.

12、1+0.002256s4fl2b480027.56+0.00140625s5fl3b550044.1+0.002256s6fl4b650044.1+0.002256s8fl5b780027.56+0.00140625s9fl6b) 滚筒轴承阻力：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 加速段物料与导料栏板间的摩擦阻力ffff=式中：lb=0m/s v=2.5m/s3.2.4输送物料与导料挡板间的摩擦阻力fglfgl=3.2.5承载分支运行阻力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回程分支运行阻力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 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.

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输送带与传动滚筒之间启动时不打滑,必须满足：式中：fumax=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=309

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

16、 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，+s6，=32165+32238=64403n重锤质量：g=-g1-g2=-1350-777=4438kg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2.2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、

17、315、400、500、630、800、10002、 滚筒受力的确定原则：传动滚筒：根据：f1f2e 合张力：f=f1+f2 （kn）扭矩：t=（f1-f2） （kn.m）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=1.4f1f=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：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10

18、0%，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：(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：21725

19、5hb-1=280 n/mm2-1=60 n/mm2 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：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 2.1105n/mm2j （mm）fmax（）l(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

20、。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：待添加的隐藏文字内容1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=（1.41.5）d轴对于涨套联接：dnd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) 材料：焊接型为q235-a 铸造型为zg252、 幅

21、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(四) 键的挤压强度校核：p=pt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34倍mm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

22、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=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= 3、 受力简化图4、 托辊横梁最大下挠fmaxfmax=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

23、量 2.1105 n/mm2j型钢的惯性矩 mm4f=(sa0+qba0+gr)g (n)式中：s物料截面积 （m2）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 =1.1gr托辊辊子质量 （kg）s=s1+s2s1= (m2)s2= (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=1/5003、 受力简图4、 托辊横梁最大下挠度fmax=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，

24、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= (n)下分支：pu=（qbau+gr）g (n)2、 二节v型辊子：pu=（0.5qbau+gr）g3、 三节槽形（35）托辊po= (n)0=s/s=上面三式中：iv体积输送能力 m3/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=10j= mm43、 托辊轴危险断面弯曲应力：=式中：w= (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=30000 （小时）式中：n工作转速 （转/分）c轴

25、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=p0承载分支对中辊的作用力p0= （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=1.1a0托辊间距 取a0=1m物料密度 取=2000kg/m32) 边辊作用在上横梁的力f2= （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，作用在a点为3) fb= （n）=fa= （n）2、 上横梁选用型钢许用应力 =170n/mm23、 上横梁强度计算m0=fbl1+facos3

26、5(l2+l3cos35)+fasin235l3=图二4、 上横梁刚度计算许用挠度 f=fb在a点产生的挠度：fba=l式中：l=l2cos35+l3 (mm)fa在a点产生的挠度：faa=fa=fba+faaf式中：e=2.1105 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=当胶带跑偏达10cm时，胶带边缘张力对摩擦轮的作用力t=fb=499n图三托辊所受载荷 ：f物=（lr+qb）a0=2670n托辊自重：g=1070nf2=f物

27、+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：f1=6980n比压p=p=4 n/mm2式中：d轴径，d=5mml底座下段受力宽度 l=35mm解得：p=3.9n/mm2p故而比压满足要求(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/mm22、 轴承处轴的许用转角即制为103、 计算公式：d2.17a=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

28、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：临界载荷p0的计算：p0=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pp02.4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 按满足垂度条件：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)

29、计算结果：螺旋拉紧装置：带宽（mm）拉紧力 (kn)带宽 (mm)拉紧力 (kn)5091000386501612003880024140038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 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）式中：1为低速轴联轴器效率 1=0.982 减速器效率 2=0.903高速轴联轴器效率， 3=0.98p卷筒轴功率