DT型皮带机设计

湖南工学院

设计说明书

DTⅡ型皮带机设计

? 姓 名: ? 班 级:

? 系 部: 机械工程系 ? 指导老师:

2005年5月

- 1 - 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

- 2 -

一、设计任务

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:δ=13.6°； 容重：ρ=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。

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1、原始数据及工作条件：

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。

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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

1(1????)V (kw) N?Smax?总?1000

式中：N——电机功率 （kw）

Smax——胶带最大带强 （N）

μ——传动滚筒与胶带之间的摩擦系数 α——传动滚筒的围包角 V——带速 （m/s）

η总——传动单元总效率 η=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 棉帆布 尼布 CC-56 NN-150 胶带扯断强度 每层厚度 适用带宽 适用层数 N/mm2层 mm 56 150 - 5 -

1.5 1.1 500～1400 650～1600 3～6 3～6

芯层材料 胶带型号 NN-200 NN-250 尼布 聚酯 NN-300 EP-200 胶带扯断强度 每层厚度 适用带宽 适用层数 N/mm2层 mm 200 250 300 200 1.2 1.3 1.4 1.3 650～1800 650～2200 650～2200 650～2200 3～6 3～6 3～6 3～6 b) 胶带带宽与许用层数的匹配

带宽 500 胶带型号 许用层数 650 800 1000 1200 1400 CC-56 NN-150 NN-200 EP-200 NN-250 EP-300 NN-300 3～4 4～5 3～4 3～4 3 4～6 3～5 3～5 3～4 5～8 4～6 3～6 3～6 5～8 5～6 4～6 4～6 6～8 5～6 4～6 4～6 3 3～4 3～6 4～6 4～6 c) 钢绳芯输送带带宽与带强的匹配

带强N/mm 带宽mm 630 √ √ 800 1000 1250 1600 2000 2500 3150 √ √ √ √ √ √ - 6 -

√ √ √ √ √ √ √ √ 800 1000 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 V 带速带宽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、 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：

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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:δ=13.6°； 容重：ρ=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

qRO?nq'RO3?8.21??20.525kg/ma01.2承载辊子旋转部分质量q’R0=8.21kg 承载分支托辊间距a0=1.2m 承载辊子辊径为θ133,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q’RU=21.83kg q’RU=11.64kg

回程分支托辊间距aU=3.0m 回程辊子轴径为θ133,轴承为4G305

qRU?nq'RU2?21.83?2?11.64??7.2156kg/maU9- 8 -

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

Qmax1500??166.67kg/m3.6V3.6?2.52.2 各种阻力的计算

qG?2.2.1 主要特种阻力FS1

a) 承载分支托辊前倾阻力：Fε1=CrμOLe1(qB+qG)gCosδSinε =0.4530.43923(18.76+166.667)39.813Sin2° =1052N

式中：Cr=0.45 μO=0.4 Le1=92m ε=2°

b) 回程段分支托辊前倾阻力：Fε2=μOLe2qBgCosλCosδSinε

=0.4330.7318.7639.813Cos10°3Sin2°=78N

1 式中：λ=10° Le2=?92=30.7m

3Fε=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=

?2Iv2?glv2b120.6?0.4232?0.985?103?9.81?10??3387.5N 222.5?0.7由上得：FS1=Fε+ 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=Aρμ3=0.01437310430.6=588N

式中：A=1.430.01=0.014m2 ρ=73104N/m2 μ3=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=mgμ3=30.939.8130.6=182N

式中：m=30.9kg （单个空段清扫器自重）

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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=23588+23182=1540N(两个合金清扫器和两个空段清扫器) 2.3 园周力FU

FU=CfLg[qR0+qRU+(2qB+qG)]+qGHg+FS1+FS2 =1.83630.02539239.813[20.525+7.2156+

(2318.76+166.667)]+166.667322.15539.81+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=5188932.5=129.7kw 2.4.2 驱动电机所需功率：PM 由GB/T17119-97得：

1.35PA1.35?129.7PM???203.6kw?0.86 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 + Fε1

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

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F?d?FL?9B?140?0.01?B?D?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 B2 B3 B4 B5 B6 B7 滚筒直径D(mm) θ500 θ500 θ800 θ500 θ500 θ800 输送带绕过滚筒的缠绕阻力FL（N） 44.1+0.00225S2 44.1+0.002256S4 27.56+0.00140625S5 44.1+0.002256S6 44.1+0.002256S8 27.56+0.00140625S9 备注 FL1 FL2 FL3 FL4 FL5 FL6 b) 滚筒轴承阻力：

d0FT,因此力较小,故可以忽略.D3.2.2 物料加速段阻力FbA Ft?0.005FbA=IVρ(V-V0)=416.6673(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=

(?2Iv2?glbv?v022)b1220.6?0.4232?0.985?103?9.81?0.531??719N

2.5?02()?0.722v2?v02.52?0式中：lb=??0.531m0m/s V=2.5m/s

2g?12?9.81?0.63.2.4输送物料与导料挡板间的摩擦阻力Fgl

Fgl=

?2Iv2?g(l?lb)v2b120.6?0.4232?0.985?103?9.81?(10?0.531)??3207N 222.5?0.73.2.5承载分支运行阻力FC

FC承=Lfg(qRO+qG+qB)±(qB+qG)Hg

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=9230.02539.813(20.525+166.667+18.76)+(18.76+166.667)322.15539.81 =44948N 3.2.6回程分支运行阻力FK

FH3-4= Lfg (qB+qRU)±qBHg

=48.9530.02539.813(18.76+7.2156)- 18.76311.839.81 =-1860N

FH7-8= Lfg (qB+qRU)±qBHg2

=43.0530.02539.813(18.76+7.2156)-18.76310.35539.81 =-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：

F2max≥Fumax1e??-1?77833.5?32431N3.4?1式中：FUmax=FUKA=5188931.5=77833.5N

启动系数KA=1.5 μ=0.35 α=200° eμα=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）

a(q?qG)g1.2?(18.76?166.667)?9.81Fmin≥OB??24254Nh8?0.018amax??式中：(h/a)max=0.01 a0=1.2m

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Fmin=24254N＜S9=31018N 满足要求 4.1.2 对于下分支（回程分支）

aqg3?18.76?9.81Fmin≥OB??6901Nh8?0.018amax??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

n?B[?]1000?200?5??12.2F82057max能满足n≥10~12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=

FH64403-G1-G2=-1350-777=4438Kg

9.81g取重锤块(图号DTⅡD-1)的数量为310块,约4.65t 式中:G1----------- 8、 张力简图

垂拉滚筒DTⅡ06B6142的质量,Kg

G2----------- 垂直拉紧装置DTⅡ06D2146的质量, Kg

- 13 -

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、 根据：F1≤F2eμα滚筒受力的确定原则： F1F1'α1=170°F3F1F2F2α=210°F''α2=200°F2传动滚筒： 合张力：F=F1+F2 （kN） D （kN.m） 2扭矩：T=（F1-F2）- 14 -

经推导得出：

驱动方式 参数 单滚筒驱动 (1:1) 双滚筒双电机 F／=1.75F1 F∥=0.71F1 T1=T2=0.212D2F1 （2:1） 双滚筒三电机 F／=1.45F1 F∥=0.67F1 T1=220.142D2F1 T2=0.142D2F1 合张力(kN) F=1.4F1 扭矩(kN.m) T=0.3752D2F 其中：

F1：胶带最大许用张力 （N） D：滚筒直径 （m）

μ：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：

2F12100%2Sin(α/2) F= 2F1260%2Sin(α/2)

2F1230%2Sin(α/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：

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(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 ζ-1=280 N/mm2 [ζ-1]=60 N/mm2 ① 轴的受力简图 F2F2F F1M???l?lF? N.mm 22T=T1 N.mm 式中：F——滚筒所受合力 （N） 2F2lFlMF2F2T1——滚筒所受扭矩 （N.mm）(对于改向滚筒T1=0) ② 轴的强度的校核 疲劳强度的校核：

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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。 ③ 轴的刚度校核 F2fmaxal1F?a?l2?224?E?JF2afmax2??a???3?4?????l?????式中：E——弹性模量 2.13105N/mm2

J——

?64

d4 （mm）

Fmax≤（

11～）l 25003000(二) 筒皮的计算： 1、 2、

材料：Q235-A

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：

- 17 -

许用应力：起动时[ζ]=90N/mm2 稳定运行时：[ζ]=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

① 轮毂外径的确定：（DN）

对于键联接：DN=（1.4～1.5）3d轴 对于涨套联接：DN≥D3式中：D——为轮毂内径

ζ

0.2

?0.2?PN?C

?0.2?PN?C——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 ② 轮毂长度的确定： 对键联接：L≥L键+20 (mm) 对于涨套联接：L=

L工作0.6~0.4 (mm)

③ 材料：焊接型为Q235-A 铸造型为ZG25 2、

幅板

① 材料：Q235-A、ZG25 ② 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。 ③ 幅板强度的校核 许用应力[ζ]=65 N/mm

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

- 18 -

2

(四) 键的挤压强度校核： P=

2?T≤[P]

d?k?lT——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 (五) 涨套的校核

涨套的扭矩不小于传动滚筒扭矩的3～4倍 M≤

Mt 3~42

M——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：

106?C?Lh=??? 60h?P?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

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?ω——球轴承ω=3；滚子轴承ω=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、 2、 3、 4、 托辊横梁最大下挠fmax 2F?l?l1?l2??l?l1????3?fmax=? 296EJl??材料：选用角钢 Q235 许用挠度：[f]=受力简化图 1 500F2fmaxF2L1l(l-l1)/2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 2.13105 N/mm2 J——型钢的惯性矩 mm F=(Sρa0ψ+qBa0+GR)g (N) 式中：S——物料截面积 （m2） - 20 -

4

FC==2k?Vd?k附 D轮2?0.03?0.1?3?2?0.144 5Q=N+N／ （kg） P=0.1443（N+N／） （kg） 式中：N=Wb+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) ①Wb=L03qb (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) ／0.8B°3535° S2LV ②W物=S3V3L0 (kg) S=S1+S2 S2=S1=??r2?H1=0.8B?L?h1 22?351???0.8?B?H? 36020.8?B?L?tg35° 2H- 46 - h1H0 S10.8Br=

2 2 H=

tg55Cos550.8B

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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. JSOSO49/1

6. 钢结构设计规范TJ17-749试行)

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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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