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工學院
設計說明書
DTⅡ型皮帶機設計
l 姓 名:
l 班 級:
l 系 部: 機械工程系
l 指導老師:
200 年 月
目 錄
一.設計任務
二.設計計算
1、驅動單元計算原則……………………………………………5
2、滾筒的設計計算…………………………………………………14
3、托輥的計算……………………………………………………20
4、拉緊裝置的計算………………………………………………29
5、中間架的計算…………………………………………………33
6、機架的結構計算………………………………………………35
7、頭部漏斗的設計計算…………………………………………37
8、導料槽的設計計算……………………………………………40
9、犁式卸料器的計算………………………………………………………43
三:設計資料查詢……………………………………………………………47
四:設計體會…………………………………………………………………48
一、設計任務
1、原始數據及工作條件:
1.1 輸送物料:無煙煤
1.2 額定能力:
額定輸送能力:Q=1500t/h;
1.3 輸送機主要參數:
帶寬:B=1400mm;帶速:V=2.5m/s;水平機長:L=92m;導料槽長:L=10m
提升高度:H=22.155m;傾角:δ=13.6°;
容重:ρ=0.985t/m3
1.4 工作環(huán)境:
室內布置,每小時啟動次數不少于5次。
2 設計要求
2.1. 設計要求
2.1.1 保證規(guī)定的生產率和高質量的皮帶機的同時,力求成本低,皮帶機的壽命長。
2.1.2 設計的皮帶機必須保證操作安全、方便。
2.1.3 皮帶機零件必須具有良好的工藝性,即:制造裝配容易。便于管理。
2.1.4 保證搬運、安裝、緊固到皮帶機上,并且方便可靠。
2.1.5 保證皮帶機強度的前提下,應注意外形美觀,各部分比例協調。
2.2 設計圖紙
總裝圖一張,
局部裝配圖三張,
驅動裝置圖一張及部分零件圖(其中至少有一張以上零號的計算機繪圖)。
2.3: 設計說明書(要求不少于一萬字,二十頁以上)
2.3.1 資料數據充分,并標明數據出處。
2.3.2 計算過程詳細,完全。
2.3.3 公式的字母應標明,有時還應標注公式的出處。
2.3.4 內容條理清楚,按步驟書寫。
2.3.5 說明書要求用計算機打印出來。
二.設計計算書
1驅動單元計算原則
1.1整機最大驅動功率
(kw)
式中:N——電機功率 (kw)
Smax——膠帶最大帶強 (N)
μ——傳動滾筒與膠帶之間的摩擦系數
α——傳動滾筒的圍包角
V——帶速 (m/s)
η總——傳動單元總效率 η=0.9
一、 式中各參數的選取
1、 膠帶最大張力
對于編織芯帶:Smax=ST.B.Z/n (N)
對于鋼繩芯帶:Smax=ST.B/n (N)
式中:ST——輸送帶破斷強度 N/mm.層
B——輸送帶寬 (mm)
n——輸送帶接頭的安全系數
a) 輸送帶的扯斷強度、輸送帶的寬度及輸送帶芯層層數
芯層材料
膠帶型號
膠帶扯斷強度
N/mm·層
每層厚度
mm
適用帶寬
適用層數
棉帆布
CC-56
56
1.5
500~1400
3~6
尼布
NN-150
150
1.1
650~1600
3~6
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) 膠帶帶寬與許用層數的匹配
帶寬
許用層數
膠帶型號
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) 鋼繩芯輸送帶帶寬與帶強的匹配
帶強N/mm
帶寬mm
630
800
1000
1250
1600
2000
2500
3150
800
√
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√
√
√
√
√
√
1000
√
√
√
√
√
√
√
√
1200
√
√
√
√
√
√
√
√
1400
√
√
√
√
√
√
√
√
d) 輸送帶安全系數
棉帆布帶:n=8~9
尼 龍 帶:n=10~12
鋼繩芯帶:n=7~9
5、帶速與帶寬的匹配
帶速 V
帶寬B
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、 減速器
根據帶式輸送機連續(xù)工況、沖擊載荷類型、尖峰負荷情況以及制造質量等按DBY、DCY選用手冊予選減速器,然后進行機械強度、熱功率及臨界轉速校核。
機械強度、熱功率校核可參考《圓錐圓柱齒輪減速器選用圖冊》(ZBJ19026-90)中的校核方法。
臨界轉速校核
按《機械設計手冊》(中)(化學工業(yè)出版社)P785,
軸的臨界轉速校核:
n<0.75nC1
式中:n——減速器輸入軸轉速 r/min
nC1——允許轉速 r/min
nC1的計算參考表8-377中的有關計算。
三、原始數據及工作條件:
1.1 輸送物料:無煙煤
1.2 額定能力:
額定輸送能力:Q=1500t/h;
1.3 輸送機主要參數:
帶寬:B=1400mm;帶速:V=2.5m/s;水平機長:L=92m;導料槽長:L=10m
提升高度:H=22.155m;傾角:δ=13.6°;
容重:ρ=0.985t/m3
1.4 工作環(huán)境:
室內布置,每小時啟動次數不少于5次。
2、園周力和運行功率計算
2.1 各種參數的確定:
2.1.1 由GB/T17119-97取系數C=1.836
2.1.2 模擬摩擦系數f=0.025
2.1.3 承載分支每米托輥旋轉部分質量qRO
承載輥子旋轉部分質量q’R0=8.21kg 承載分支托輥間距a0=1.2m
承載輥子輥徑為φ133,軸承為4G305
2.1.4 回程分支每米托輥旋轉部分質量qRU
回程輥子旋轉部分質量q’RU=21.83kg q’RU=11.64kg
回程分支托輥間距aU=3.0m 回程輥子軸徑為φ133,軸承為4G305
2.1.5 每米輸送物料的質量qG
2.1.6 每米輸送帶質量qB
選輸送帶EP200,上膠4.5mm, 下膠1.5mm,5層 qB=18.76kg/m
2.2 各種阻力的計算
2.2.1 主要特種阻力FS1
a) 承載分支托輥前傾阻力:Fε1=CrμOLe1(qB+qG)gCosδSinε
=0.45×0.4×92×(18.76+166.667)×9.81×Sin2°
=1052N
式中:Cr=0.45 μO=0.4 Le1=92m ε=2°
b) 回程段分支托輥前傾阻力:Fε2=μOLe2qBgCosλCosδSinε
=0.4×30.7×18.76×9.81×Cos10°×Sin2°=78N
式中:λ=10° Le2==30.7m
Fε=承載分支托輥前傾阻力+回程段分支托輥前傾阻力=1052+78=1130N
c) 輸送物料與導料擋板間的摩擦阻力Fgl
Fgl=
由上得:FS1=Fε+ Fgl=1130+3387.5=4517.5N
2.2.2 附加特種阻力:FS2
a) 輸送帶清掃器的摩擦阻力Fr(按單個清掃器計算)
合金刀片清掃器阻力:
Fr合=Aρμ3=0.014×7×104×0.6=588N
式中:A=1.4×0.01=0.014m2 ρ=7×104N/m2 μ3=0.6
b) 空段清掃器的摩擦阻力Fr空(按單個清掃器計算)
Fr空=mgμ3=30.9×9.81×0.6=182N
式中:m=30.9kg (單個空段清掃器自重)
本機組共2組合金清掃器,2組空段清掃器,故:
得:FS2=2Fr合+2Fr空=2×588+2×182=1540N(兩個合金清掃器和兩個空段清掃器)
2.3 園周力FU
FU=CfLg[qR0+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 輸送機所需的運行功率
2.4.1 傳動滾筒運行功率:PA
由GB/T17119-97得:
PA=FUV=51889×2.5=129.7kw
2.4.2 驅動電機所需功率:PM
由GB/T17119-97得:
取電機功率P=220kw ,電壓6000v ,型號Y355-37-4
3、輸送帶張力
采用逐點張力計算法
3.1 根據逐點張力法,建立張力關系式如下:(計算簡圖附后)
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 + Fε1
3.2 各段阻力的計算
3.2.1 輸送帶繞過各滾筒的附加阻力
a) 輸送帶繞過滾筒的纏繞阻力FL
式中:F——滾筒上輸送帶趨入點張力
d——膠帶厚度 d=12.5mm=0.0125m
D——滾筒直徑 B=1.4m
(通過對各滾筒計算將值列表)
滾筒編號
滾筒直徑D(mm)
輸送帶繞過滾筒的纏繞阻力FL(N)
備注
B2
φ500
44.1+0.00225S2
FL1
B3
φ500
44.1+0.002256S4
FL2
B4
φ800
27.56+0.00140625S5
FL3
B5
φ500
44.1+0.002256S6
FL4
B6
φ500
44.1+0.002256S8
FL5
B7
φ800
27.56+0.00140625S9
FL6
b) 滾筒軸承阻力:
3.2.2 物料加速段阻力FbA
FbA=IVρ(V-V0)=416.667×(2.5-0)=1042N
式中:V0=0m/s V=2.5m/s
3.2.3 加速段物料與導料欄板間的摩擦阻力Ff
Ff=
式中:lb=0m/s V=2.5m/s
3.2.4輸送物料與導料擋板間的摩擦阻力Fgl
Fgl=
3.2.5承載分支運行阻力FC
FC承=Lfg(qRO+qG+qB)±(qB+qG)Hg
=92×0.025×9.81×(20.525+166.667+18.76)+(18.76+166.667)×22.155×9.81 =44948N
3.2.6回程分支運行阻力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 張力值計算(由上張力關系式計算而得)
由3.1張力關系式計算得:
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
輸送帶與傳動滾筒之間啟動時不打滑,必須滿足:
式中:FUmax=FUKA=51889×1.5=77833.5N
啟動系數KA=1.5 μ=0.35 α=200° eμα=3.4
暫取S2=32431N,代入上述關系式得:
S3=33728N S4=32049N S5=32165N
S6=32238N S7=32354N S8=30904N
S9=31018N S10=31089N S1=82057N
4、輸送帶張力校核
4.1 輸送帶下垂度的限制
4.1.1 對于上分支(承載分支)
式中:(h/a)max=0.01 a0=1.2m
Fmin=24254N<S9=31018N 滿足要求
4.1.2 對于下分支(回程分支)
Fmin=6901N<S8=30904N 滿足要求。
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 膠帶張力校核
選用聚脂膠帶EP200 B=1400mm 輸送機在運行時最大張力為S1=48836N
能滿足n≥10~12的要求
7、拉緊裝置重垂質量的計算
垂直拉緊裝置設在距地平面高約6.7m處,則拉緊滾筒合張力FH
FH=S5,+S6,=32165+32238=64403N
重錘質量:G=-G1-G2=-1350-777=4438Kg
取重錘塊(圖號DTⅡD-1)的數量為310塊,約4.65t
式中:G1----------- 垂拉滾筒DTⅡ06B6142的質量,Kg
G2----------- 垂直拉緊裝置DTⅡ06D2146的質量, Kg
8、 張力簡圖
2.2滾筒的設計計算
一.主要參數的確定
1、 滾筒直徑的選取
通過計算及多方面的比較,本系列滾筒直徑為:
傳動滾筒:500、630、800、1000
改向滾筒:250、315、400、500、630、800、1000
2、 滾筒受力的確定原則:
傳動滾筒:
根據:F1≤F2eμα 合張力:F=F1+F2 (kN)
扭矩:T=(F1-F2) (kN.m)
經推導得出:
驅動方式
參數
單滾筒驅動
(1:1)
雙滾筒雙電機
(2:1)
雙滾筒三電機
合張力(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:膠帶最大許用張力 (N)
D:滾筒直徑 (m)
μ:傳動滾筒和輸送帶之間的摩擦系數
3、 改向滾筒合張力
改向滾筒合張力,根據不同的使用情況,即受力100%,60%,30%及圍包角,從輸送帶的最大許用張力出發(fā)計算:
2F1·100%·Sin(α/2)
F= 2F1·60%·Sin(α/2)
2F1·30%·Sin(α/2)
二、 滾筒的結構型式及確定原則:
1、 結構型式:參考國內外有關資料,本系列滾筒根據承載能力分為:輕、中、重三種結構型式。
輕型:采用平形腹板與輪轂角焊
中型:采用平形腹板與帶一小段變截面腹板的輪轂用對接焊縫連接
重型:采用變截面的接盤與筒體焊接
2、 輪轂與軸的聯接方式:
軸承處直徑≤100mm時,采用單鍵聯接
軸承處直徑≥120mm時,采用漲套聯接
三、 滾筒計算原則:
(一) 軸的計算:依據《機械設計手冊(中)》
本系列滾筒軸均采用45#鋼,調質處理
調質硬度:217~255HB
σ-1=280 N/mm2
[σ-1]=60 N/mm2
① 軸的受力簡圖
N.mm
T=T1 N.mm
式中:F——滾筒所受合力 (N)
T1——滾筒所受扭矩 (N.mm)(對于改向滾筒T1=0)
② 軸的強度的校核
疲勞強度的校核:
安全系數[S]=1.8
根據額定載荷按照《機械設計手冊》中關于軸的疲勞強度校核的計算方法進行計算
靜強度的校核:
安全系數[SS]=3
根據最大載荷按照《機械設計手冊》中關于軸的靜強度校核的計算方法進行計算。
③ 軸的剛度校核
式中:E——彈性模量 2.1×105N/mm2
J—— (mm)
Fmax≤(~)l
(二) 筒皮的計算:
1、 材料:Q235-A
2、 厚度的確定:筒皮的厚度取決于滾筒直徑、滾筒長度、所受的拉力、制動時的摩擦等因素。本系列的筒皮厚度是根據各廠的生產經驗確定。
3、 強度計算:
許用應力:起動時[σ]=90N/mm2
穩(wěn)定運行時:[σ]=60N/mm2
計算方法:根據所受合力、扭矩及筒皮厚度,參考西德Lange Hallmuth提出的計算方法進行強度校核。
(三) 底盤(輪轂+幅板)的設計計算:
1、 輪轂
① 輪轂外徑的確定:(DN)
對于鍵聯接:DN=(1.4~1.5)×d軸
對于漲套聯接:DN≥D×
式中:D——為輪轂內徑
σ0.2——為輪轂材料屈服總極限
PN——輪轂上單位面積壓力
C——根輪轂形式有關的系數
② 輪轂長度的確定:
對鍵聯接:L≥L鍵+20 (mm)
對于漲套聯接:L= (mm)
③ 材料:焊接型為Q235-A
鑄造型為ZG25
2、 幅板
① 材料:Q235-A、ZG25
② 幅板厚度:
幅板厚度的確定根據柔性設計方法進行確定。即使幅板的剛性控制在最佳值范圍進行設計。
③ 幅板強度的校核
許用應力[σ]=65 N/mm2
根據滾筒所受的合張力、扭矩參考西德Lange Hallmuth提出的計算方法進行計算,并使其應力小于許用應力
(四) 鍵的擠壓強度校核:
P=≤[P]
T——扭矩 (N.mm)
d——軸的直徑 (mm)
k——鍵與輪轂的接觸高度,對于平鍵可近似取鍵高的一半
l——鍵的工作長度 (mm)
[P]——鍵的許用擠壓應力 [P]=1.25N/mm2
(五) 漲套的校核
漲套的扭矩不小于傳動滾筒扭矩的3~4倍
M≤
M——滾筒的扭矩
Mt——漲套公稱扭矩
(六) 軸承壽命的計算
(1) 軸承型號
當軸承位軸徑大于等于80mm,軸承采用雙列向心球面球軸承,即:13XX系列
當軸承位軸徑大于等于100mm,軸承采用雙列向心球面滾子軸承,即:35XX系列
(2) 軸承壽命的計算:
滾筒軸承壽命應大于5萬小時
計算公式:
Lh=
式中:C——軸承額定動負荷 (kN)
P——當量動負荷 P=F/2 (kN)
F——滾筒所受的合張力 (kN)
N——滾筒轉速 r.P.m
ω——球軸承ω=3;滾子軸承ω=10/3
本系列的滾筒軸承壽命均大于5萬小時
2.3托輥的計算
一、 三節(jié)托輥橫梁的計算
1、 材料:選用角鋼 Q235
2、 許用撓度:[f]=
3、 受力簡化圖
4、 托輥橫梁最大下撓fmax
fmax=
式中:F——托輥承受的全部載荷 (N)
(凸凹弧處應考慮膠帶的影響)
E——彈性模量 2.1×105 N/mm2
J——型鋼的慣性矩 mm4
F=(Sρa0ψ+qBa0+GR)g (N)
式中:S——物料截面積 (m2)
ρ——輸送散狀物料密度 (kg/m3)
a0——承載托輥間距 (m)
qB——輸送帶每米質量 (kg/m)
ψ——沖擊系數 ψ=1.1
GR——托輥輥子質量 (kg)
S=S1+S2
S1= (m2)
S2= (m2)
二、 二節(jié)回程托輥下橫梁的計算:
1、 材料:選用型鋼角鋼
2、 許用撓度:[f]=1/500
3、 受力簡圖
4、 托輥橫梁最大下撓度
fmax=
式中:F——托輥承受的全部載荷
F=(qBaυψ+GR)g (N)
式中:aυ——回程托輥間距 (m)
ψ——沖擊系數 ψ=1.4
三、 輥子的計算
(一) 輥子受力計算
作用在托輥軸上載荷有:物料重量,輸送帶重量,托輥輥子轉動部分重量
1、 一節(jié)平行輥子
上分支:PO= (N)
下分支:PU=(qBψaU+GR)g (N)
2、 二節(jié)V型輥子:
PU=(0.5qBψaU+GR)g
3、 三節(jié)槽形(35°)托輥
PO= (N)
ψ0=S//s=
上面三式中:IV——體積輸送能力 M3/S
V——帶速 M/S
其它符號同前
ψ=1.4
(二) 輥子軸的彎曲剛度
軸承處的許用轉角不大于10/
1、 受力簡圖
2、 軸承處軸的轉角
a=<10/
J= mm4
3、 托輥軸危險斷面彎曲應力:
σ=<[σ]
式中:W= (mm3)
材料為20號鋼
注:[σ]取170N/mm2
(三) 托輥軸承壽命計算:
設計的托輥軸承壽命應大于3萬小時
Lh=>30000 (小時)
式中:n——工作轉速 (轉/分)
C——軸承的額定動負荷
四、 調心托輥計算
(一) 摩擦上調心托輥計算
1、 上橫梁受力計算
受力簡圖
C——C為危險段面
1) 中輥作用在上橫梁的力F1
F1=
P0——承載分支對中輥的作用力
P0= (N)
S——輸送帶承載截面積 (m)
qB——輸送帶每米重量 kg/m
ψ——物料對托輥的沖擊系數 取ψ=1.1
a0——托輥間距 取a0=1m
ρ——物料密度 取ρ=2000kg/m3
2) 邊輥作用在上橫梁的力
F2= (N)
1)、2)中qZ為中托輥輥子重量, (kg)
qB為邊托輥輥子重量, (kg)
邊輥作用在B點力為,作用在A點為
3) FB=
= (N)
=
FA= (N)
2、 上橫梁選用型鋼
許用應力 [σ]=170N/mm2
3、 上橫梁強度計算
M0=FBl1+FACos35°(l2+l3Cos35°)+FASin235°l3
σ=<[σ]
圖二
4、 上橫梁剛度計算
許用撓度 [f]=
FB在A點產生的撓度:
FBA=×l
式中:l=l2Cos35°+l3 (mm)
FA在A點產生的撓度:
fAA=
fA=fBA+fAA≤[f]
式中:E=2.1×105 N/mm2
J——型鋼的慣性矩 mm4
5、 底座比壓計算
因為底座尺寸B500~B1000時全相同,因此只計算底座受力最大的情況即B1000,φ133時,底座的比壓
B1000時膠帶最大張力(n=8,z=8)
Tmax=
當膠帶跑偏達10cm時,膠帶邊緣張力對摩擦輪的作用力
T=
Fb=499N
圖三
托輥所受載荷 :
F物=(lrψγ+qB)a0
=2670N
托輥自重:G=1070N
F2=F物+G+FbCos35°
=4150N
圖四
以O點為支點,對上橫梁求力矩平衡(參見圖四)則有:
F1×65= F物×100+Fb×Cos35°×(310+428×Cos35°)+F b×428×Sin235-F2×37
求得:F1=6980N
比壓P=≤[P]=4 N/mm2
式中:d——軸徑,d=5mm
L——底座下段受力寬度 L=35mm
解得:P=3.9N/mm2≤[P]
故而比壓滿足要求
(二) 上平調心輥子強度、轉角計算
1、 軸的材料為20#鋼
許用應力為:[σ]=170N/mm2
2、 軸承處軸的許用轉角即制為10/
3、 計算公式:
d>2.17×
a=
式中:d——許用最小軸徑, (mm)
M——軸所受彎矩, (N.mm)
[σ]——軸許用應力 (N/mm2)
P0——軸所受載荷 (N)
b——輥子支點到軸承中心距離 (mm)
l——輥子兩支點間距 (mm)
a——軸承處軸的轉角 (分)
(三) 錐形調心托輥連桿穩(wěn)定性計算
原圖
可簡化為:
臨界載荷P0的計算:
P0=
式中:n——穩(wěn)定系數 n=9.87
E——彈性模數 E=2.1×105 N/mm2
J——桿件的慣性矩 mm4
l——桿長 mm
實際產生的糾編力P<P0
2.4拉緊裝置的計算
一、 拉緊裝置的類型
本系列共有4種拉緊裝置:螺旋拉緊裝置、垂直重錘拉緊裝置、車式拉緊裝置、固定絞車拉緊裝置
二、 張緊F的確定
按不打滑條件
按滿足垂度條件:
當中較大的作為張緊力F
式中:F1——膠帶最大的許用張力 (kN)
a0——上托輥間距 (m)
qB——每米物料重量, (kg/m)
qG——每米膠帶重量, (kg/m)
計算結果:
螺旋拉緊裝置:
帶寬(mm)
拉緊力 (kN)
帶寬 (mm)
拉緊力 (kN)
50
9
1000
38
650
16
1200
38
800
24
1400
38
垂直重錘拉緊力:63;50;40;25;20;16;8kN
重錘車式拉緊力:63;40;25kN
固定絞車拉緊力:150;90;50;30kN
三、 拉緊行程:
張緊方式 行程范圍 (m)
螺旋拉緊 0.5;0.8;1
重錘車式拉緊:3;4;5;6
絞車拉緊:~17
四、 絞車的設計計算
1、 牽引力的確定F:
由于絞車拉緊裝置分為:150kN;100kN;50kN,而絞車的倍率為6,故而牽引力為以下幾檔:
25 kN;16 kN;10 kN;5 kN;
2、 絞車的速度:
牽引力≤25kN;V=0.3m/s
牽引力≥30kN;V=0.4m/s
3、 鋼絲繩及卷筒:
① 鋼絲繩的規(guī)格選為:6×19.5-18.5
鋼絲繩直徑的選擇
由SP=F×n
式中:n——鋼絲繩的安全系數 取n=6
SP——鋼絲繩所需的破為斷拉力 (N)
由SP再查表確定鋼絲繩直徑d
② 卷筒型式確定:
采用多層纏繞卷筒,鋼絲繩纏繞層數為5,卷筒直徑確定D,
D=hd (mm)
式中:h——系數,由手冊確定,h=20
4、 電動機功率計算:
PW= (kw)
式中:η1——為低速軸聯軸器效率 η1=0.98
η2—— 減速器效率 η2=0.90
η3——高速軸聯軸器效率, η3=0.98
P——卷筒軸功率 (kw) P=
n——卷筒轉速 r.P.m n= (m/s)
T——卷筒扭矩 (kN.m) T=
D/——鋼絲繩纏繞5層的最大直徑 D/=D+9d (m)
5、 減速器的選擇
類型:NGW型行星齒輪減速器
i=
式中:n/——電動機轉速
6、 制動器的選擇:
制動力矩=
式中:n——制動器安全系數,取n=3.5
類型:YWZ3液壓推桿制動器
7、 卷筒軸計算
① 材料:45號鋼,調質處理,硬度217~255HB
σS=360N/mm2
② 初選軸徑:
d≥ (mm)
式中:[τ]——軸的許用剪切應力,取[τ]=25N/mm2
③ 軸的強度校合:
S=>[S]
式中:Mmax——軸計算載面受的最大彎矩 (N.mm)
Z、ZP——軸計算載面抗彎扭截面模數 mm4
[S]——取為2
五、 塔架的計算:
1、 塔架的結構及受力
柱子AB、AC、A/B/、A/C/橫梁DE均采用H型鋼,綴條FG、FR、GS采用槽鋼。
AB柱截面:
AC柱為單個H型鋼 Y—Y軸與BC方向重合
DE梁為單個H型鋼 Y—Y軸與AB方向重合
AC、DE截面:
2、 材料應力的選取
許用應力[σ]=155N/mm2
3、 柱子AB在ABB/平面的穩(wěn)定校核
柱子AC在ACC/A/平面的穩(wěn)定性校核
柱子AC在ACC平面的穩(wěn)定性校核
σ= (N/mm2)
式中:N——柱子所受的軸心壓力 N
φP——軸心受壓的穩(wěn)定系數
A——柱子的毛截面面積 mm2
2.5 中間架的計算
一、 計算條件:
(1) 物料比重按ρ=2500kg/m3
(2) 托輥間距:a0=1000mm
二、 受力簡圖
原受力圖
簡化后的力學模型:
三、 許用撓度:[fX]=
四、 撓度計算:
AB段的撓度應出現在DB段,采用疊加的方法計算
FX=fDX+fEX+fFX+fGX
式中:fDX——作用在D點的P1力在X點產生的撓度
fEX——作用在E點的P1力在X點產生的撓度
fFX——作用在F點的P1力在X點產生的撓度
fGX——作用在G的P2力在X點產生的撓度
fX≤[fX]=
五、 凸凹段中間架曲率半徑計算
1、 凸弧段中間架曲率半徑計算:
編織芯膠帶:R=42×B×Sinλ (mm)
鋼繩芯膠帶:R=167×B×Sinλ (mm)
式中:B——膠帶寬度 (mm)
λ——承載托輥槽角 (度)
2、 凹弧段中間架曲率半徑計算:
R= (m)
式中:T——凹弧段膠帶張力
δ——輸送機凹弧段處的傾角 (度)
qB——每米長度上膠帶重 (kg/m)
qG——每米長度上物料帶重 (kg/m)
g——重力加速度 (9.81m/s2)
2.6機架的結構計算
一、 計算依據
1、 鋼結構設計規(guī)范TJ17-74 (試行)
2、 JSO5049/1
3、 有限無法概論 (人民教育出版社)
4、 機械設計手冊 (化學工業(yè)出版社)
二、 材料的性能
選用材料為焊接H型鋼(YB3302-81)和軋制型鋼,材質為Q235-A
屈服極限 σy=235 N/mm2
三、 載荷計算
01機架的載荷是按滾筒給定的載荷
02機架是按起制動過程中可能承受的最大載荷
四、 內力計算
采用平面鋼架的有限元法計算內力及位移
簡圖如下:
圖中:1、2、3、4為結點號,①、②、③為單元號
五、 強度校核:
按第四強度理論:
≥n
σ—— τ——
式中:σy——材料的屈服極限應力 N/mm2
σ——結點的正應力 N/mm2
τ——結點所受剪應力 N/mm2
M——計算截面的彎矩 N.mm
MJ——凈截面抗彎模量 mm3
Q——計算截面的剪力 N
I——毛截面慣性矩 mm4
S——計算剪應力處以上的截面對中性軸的靜面矩 mm3
δ——型鋼腹板的厚度 mm
n——安全系數
穩(wěn)定工況時 n=4
起制動工況時 n=2.5
2.7 頭部漏斗的設計計算
一、 物料拋料軌跡計算
1、 物料在頭部滾筒上拋離點的計算
物料在頭部滾筒上的拋離點與輸送機帶速、頭部滾筒直徑、傾角等因素有關,通過分析、計算可分為下面三種情況。
(1) 水平輸送機,且有:h=>R
式中:V——帶速 m/s
g——9.81m/s2
R——滾筒半徑 m
物料拋料點與滾筒頂點S重合(如圖一)
(2) 上運傾斜輸送機,且有h=>R時
物料拋料點,在滾筒內側S點,其夾角α=β 如圖二
(3) 當h=<R時,則無論是水平機還是斜傾機,拋料點均在滾筒外側,且有:
h==R×Cosα 如圖三
圖三
2、 拋料軸跡方程式:
(1) 以拋料點S為坐標點,S點切線方向為X軸,垂直向下為Y軸的拋料軌跡參數方程:
X/=V×t
Y=0.5×g×t
其中t為時間參數, (S)
(2) 當h=>R時,以拋物點為原點的直角坐標系下的拋料軸跡方程為:
y=
(3) 當h=<R時,以拋物點為原點的直角坐標系下的拋料軌跡方程為:
y=
利用上述計算公式,可以畫出任意條件下的物料拋料軌跡線。
二、 漏斗主要結構尺寸的計算和確定
1、護罩高度Hf
Hf≥│Ymax│+h+P
式中:Ymax——物料最大拋料高度 (m)
h——輸送帶上物料最大堆積高度 (m)
P——裕度 (m)
(1) 由經驗可知,當輸送機傾角最大,帶速V最大時,│Ymax│也就最大,此時拋料軌跡方程為:
y=
求導:y/=0時,X=
此時:Ymax= 取極限傾角為20°,則有:
│Ymax│=0.006V2
(2) 當物料在輸送帶上堆積成三角形時,h最大,且有:
h=
其中:S——物料斷面面積m(見主參數)
b——B-0.05 (m)
(3) 裕度P取150~200mm
2、漏斗高度H2、H3、H1
H2與系列中頭架的高度一致,有個別頭架是高式的,選用漏斗時可加高漏斗安裝基礎或再加支架;
H3根據不同帶寬和滾筒直徑控制在:
H3=H2+350~600 (mm)
H1根據不同滾筒直徑和Hf確定
H1=Hf+
3、 漏斗長度L1
L1是按照各種條件下的拋料軌跡線確定的,原則是使物料拋在漏斗浮面的襯板上,防止沖擊和損壞其它部位。
2.8 導料槽的設計計算
一、 導料槽的結構型式:
以開口形式分:矩形開口、喇叭型開口
以槽角分:35°、45°
截面形狀如:
二、 耐磨襯板設置情況
喇叭型開口的導料槽當中,帶寬大于800mm的均有耐磨襯板
導料槽的規(guī)格見下表:
開口.槽角.結構
規(guī)格
B
500
650
800
1000
1200
1400
矩型
槽角
35°
√
√
√
√
√
√
45°
√
√
√
√
√
√
喇
叭
型
無襯板
槽角
35°
√
√
√
√
√
√
45°
√
√
√
√
√
√
有襯板
槽角
35°
√
√
√
√
45°
√
√
√
√
三、 導料槽高(H)及開口尺寸b的確定
b=(2/3~1/2)B
H=(0.6~0.5)B
式中:B——輸送帶寬度
四、 導料槽面積 (S)
1、 矩型口導料槽:
S=H1b-
2、 喇叭口導料槽:
S=
五、 導料槽壓緊件的設計計算:
根據結構作出下圖所示:
要使橡膠板5不下掉,則必須滿足
Nf≥G
式中:f——鋼與橡膠的摩擦系數
G——橡膠的自重
N≥
N對A點產生的彎矩
MA=0.21N
σ=
W件4的抗彎模量
要求σ<[σ]
[σ]=480N/mm2
2.9 犁式卸料器計算
一、 結構
1——托架;2——滑動框架;3——活動托輥組; 4——卸料架頭;
5——撐桿;6——機架; 7——驅動連桿; 8——電動推桿
二、 滑桿行程的計算:
為使槽形活動托輥組在卸料時能形成平行托輥組,故而滑桿行程能滿足以下關系:
計算簡圖和公式:
b=h×Ctgα
式中:b——為滑桿行程
α——為設計的結構角度,α=18°
h——為活動托輥組應抬的高度
h=°
=°
式中:l——為活動托輥中中輥長度
三、 電動推桿力F:
1、 計算簡圖:
2、 F計算
依據:M(0)=0
FlF-QlQ-PlP=0
F= (kg)
LQ及l(fā)P從結構圖中能得出 (mm)
(1) Q力的計算:
QlQ-GlG=0
Q=G× (kg)
式中:G——犁頭的重量 (kg)
lQ、lG從圖紙中能查出 (mm)
(2) P力的計算
依據《起重機設計手冊》中的運行機構計算:
P=Qf (kg)
FC=
=
Q=N+N/ (kg)
P=0.144×(N+N/) (kg)
式中:N=Wb+W物+輥架重 (kg)
N/=N+滑桿重量 (kg)
Wb——膠帶重量 (kg)
W物——物料重量 (kg)
①Wb=L0×qb (kg)
L0=1.2+L (m)
L托——為活動托輥的總間距 (m)
Qb——每米膠帶重量 (kg/m)
②W物=S×V×L0 (kg)
S=S1+S2 S2=
S1=
H1=°
r= H=
參考資料
1. 機械設計手冊(化學工業(yè)出版社)
2. 起重機設計手冊
3. 皮帶機設計手冊
4. 有限無法概論(人民教育出版社)
5. JSOSO49/1
6. 鋼結構設計規(guī)范TJ17-749試行)
設計體會
通過這次做畢業(yè)設計,使我在老師的指導和自己不屑的努力下完成了《DTII型皮帶機設計》的任務,在組建的過程中遇到 很多困難,但都被我一一解決。但是,還存許多方面的不足,希望能取得各位老師的諒解。
這次設計,使我在機械設計和CAD繪圖方面有比較深刻的認識。這次的動手,使我在設計過程中遇到了許多異想不到的問題,這都是由于以前學過的理論知識不能夠很好的與時間相結合、沒能融會貫通,在設計的時候不能夠信手拈來,熟練應用。
一門專業(yè)的學習,不是一蹴而就的,需要的是每個學習都持之以恒的學習態(tài)度,迎難而上的不畏困難的學習精神,肯鉆研,肯吃苦頭,有自信,相信終有成功的一天。
在此,我非常感謝我的指導老師及各位領導、各位任課老師,你們教會了我許多在社會上不能學習到的知識,也告訴我做人的道理,我將緊記在心,再次感謝你們!
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