DT型皮带机设计.docx
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DT型皮带机设计
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:
20XX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……………………………………………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
-2-
一、设计任务
输送物料:
无烟煤额定能力:
额定输送能力:
Q=1500t/h;输送机主要参数:
带宽:
B=1400mm;带速:
V=/s;水平机长:
L=92m;导料槽长:
L=10m
提升高度:
H=;倾角:
δ=°;容重:
ρ=/m3工作环境:
室内布置,每小时启动次数不少于5次。
-3-
1、原始数据及工作条件:
2设计要求
设计要求
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。
设计的皮带机必须保证操作安全、方便。
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。
保证搬运、安装、紧固到皮带机上,并且方便可靠。
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。
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。
设计说明书资料数据充分,并标明数据出处。
计算过程详细,完全。
公式的字母应标明,有时还应标注公式的出处。
内容条理清楚,按步骤书写。
说明书要求用计算机打印出来。
-4-
二.设计计算书
1驱动单元计算原则
整机最大驱动功率
1
(1)V (kw)NSmax总1000
式中:
N——电机功率
Smax——胶带最大带强
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
η总——传动单元总效率η=一、式中各参数的选取
1、
胶带最大张力
对于编织芯带:
Smax=/n (N)对于钢绳芯带:
Smax=/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-56NN-150胶带扯断强度每层厚度适用带宽适用层数N/mm2层mm56150-5-
500~1400650~16003~63~6
芯层材料胶带型号NN-200NN-250尼布聚酯NN-300EP-200胶带扯断强度每层厚度适用带宽适用层数N/mm2层mm200250300200 650~1800650~2200650~2200650~22003~63~63~63~6b)胶带带宽与许用层数的匹配
带宽500胶带型号许用层数650800100012001400CC-56NN-150NN-200EP-200NN-250EP-300NN-3003~4 4~53~43~434~63~53~53~45~84~63~63~65~85~64~64~66~85~64~64~633~43~64~64~6c)钢绳芯输送带带宽与带强的匹配
带强N/mm带宽mm630√√80010001250160020XX25003150√√√√√√-6-
√√√√√√√√800100012001400√√√√√√√√√√√√√√√√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=7~95、带速与带宽的匹配V带速带宽B 45500650800100012001400√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√√ √ √√√√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》中的校核方法。
临界转速校核
按《机械设计手册》P785,轴的临界转速校核:
-7-
n<
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:
输送物料:
无烟煤额定能力:
额定输送能力:
Q=1500t/h;输送机主要参数:
带宽:
B=1400mm;带速:
V=/s;水平机长:
L=92m;导料槽长:
L=10m提升高度:
H=;倾角:
δ=°;容重:
ρ=/m3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各种参数的确定:
GB/T17119-97取系数C=模拟摩擦系数f=
承载分支每米托辊旋转部分质量qRO
qROnq'RO3/承载辊子旋转部分质量q’R0= 承载分支托辊间距a0=承载辊子辊径为θ133,轴承为4G305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=q’RU=
回程分支托辊间距aU=回程辊子轴径为θ133,轴承为4G305
qRUnq'RU22/maU9-8-
每米输送物料的质量qG每米输送带质量qB
选输送带EP200,上胶,下胶,5层qB=/m
Qmax1500/各种阻力的计算
qG主要特种阻力FS1
a)承载分支托辊前倾阻力:
Fε1=CrμOLe1(qB+qG)gCosδSinε=(+)°=1052N
式中:
Cr= μO= Le1=92mε=2°
b)回程段分支托辊前倾阻力:
Fε2=μOLe2qBgCosλCosδSinε
=°3Sin2°=78N
1 式中:
λ=10° Le2=92=
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FglFgl=
2Iv210310上得:
FS1=Fε+Fgl=1130+=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==588N
式中:
A== ρ=73104N/m2 μ3=b)空段清扫器的摩擦阻力Fr空(按单个清扫器计算)Fr空=mgμ3==182N
式中:
m=
-9-
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)园周力FU
FU=CfLg[qR0+qRU+(2qB+qG)]+qGHg+FS1+FS2=[++
(+)]+++1540=51889N
式中:
H=输送机所需的运行功率传动滚筒运行功率:
PAGB/T17119-97得:
PA=FUV==驱动电机所需功率:
PMGB/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
根据逐点张力法,建立张力关系式如下:
S3=S2+2Fr合+FL1 S4=S3+FH3-4+Fr空S5=S4+FL2S6=S5+FL3 S7=S6+FL4 S8=S7+FH7-8+Fr空
S9=S8+FL5 S10=S9+FL6 S1=S10+FbA+Ff+Fgl+FC+Fε1
各段阻力的计算
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
-10-
FdFL9B140BD式中:
F——滚筒上输送带趋入点张力 d——胶带厚度 d==
D——滚筒直径 B=滚筒编号B2B3B4B5B6B7滚筒直径D(mm)θ500θ500θ800θ500θ500θ800输送带绕过滚筒的缠绕阻力FL++++++备注FL1FL2FL3FL4FL5FL6b)滚筒轴承阻力:
d0FT,因此力较小,故可以忽略.物料加速段阻力FbAFt=IVρ(V-V0)==1042N式中:
V0=0m/s V=/s
加速段物料与导料栏板间的摩擦阻力Ff
Ff=
(2Iv2glbvv022)103719N
020式中:
lb=/s V=/s
2g12输送物料与导料挡板间的摩擦阻力Fgl
Fgl=
2Iv2g(llb)103(10)3207N承载分支运行阻力FC
FC承=Lfg(qRO+qG+qB)±(qB+qG)Hg
-11-
=(++)+(+)=44948N回程分支运行阻力FK
FH3-4=Lfg(qB+qRU)±qBHg
=(+)-=-1860N
FH7-8=Lfg(qB+qRU)±qBHg2
=(+)-=-1631N
张力值计算张力关系式计算得:
S3=+1224
S4=
S5=
S6= S7= S8=S9= S10= S1=+49241输送带与传动滚筒之间启动时不打滑,必须满足:
F2max≥Fumax1e-11式中:
FUmax=FUKA==
启动系数KA= μ= α=200°eμα=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=82057N4、输送带张力校核输送带下垂度的限制
对于上分支
a(qqG)≥OB24254Nh8式中:
(h/a)max= a0=
-12-
Fmin=24254N<S9=31018N 满足要求对于下分支
aqg3≥OB6901Nh8Fmin=6901N<S8=30904N 满足要求。
故此,得:
S2=32431 S3=33728N S4=32049N S5=32165NS6=32238NS7=32354NS8=30904NS9=31018NS10=31089N S1=82057N胶带张力校核
选用聚脂胶带EP200B=1400mm输送机在运行时最大张力为S1=48836N
nB100020XX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处,则拉紧滚筒合张力FHFH=S5,+S6,=32165+32238=64403N重锤质量:
G=
FH64403-G1-G2=-1350-777=4438Kg
取重锤块(图号DTⅡD-1)的数量为310块,约式中:
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
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、10002、 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+F2D 2扭矩:
T=-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/=F∥=T1=T2=双滚筒三电机F/=F∥=T1=T2=合张力(kN)F=扭矩T=其中:
F1:
胶带最大许用张力D:
滚筒直径
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:
-15-
(一)轴的计算:
依据《机械设计手册》本系列滚筒轴均采用45#钢,调质处理调质硬度:
217~255HBζ-1=280N/mm2[ζ-1]=60N/mm2①轴的受力简图 F2F2F F1MllF 22T=T1 式中:
F——滚筒所受合力2F2lFlMF2F2T1——滚筒所受扭矩(对于改向滚筒T1=0)②轴的强度的校核疲劳强度的校核:
-16-
安全系数[S]=
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 F2fmaxal1Fal2224EJF2afmax2a34l式中:
E——弹性模量/mm2
J——
64
d4
Fmax≤l25003000
(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LangeHallmuth提出的计算方法进行强度校核。
(三)底盘的设计计算:
1、
轮毂
①轮毂外径的确定:
对于键联接:
DN=3d轴对于涨套联接:
DN≥D3式中:
D——为轮毂内径
ζ
PNC
PNC——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~(mm)
③材料:
焊接型为Q235-A 铸造型为ZG252、
幅板
①材料:
Q235-A、ZG25②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]=65N/mm
根据滚筒所受的合张力、扭矩参考西德LangeHallmuth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=
2T≤[P]
dklT——扭矩 d——轴的直径
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]=/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≤
Mt3~42
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:
106CLh=60hP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
-19-
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 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fmax2Fll1l2ll13fmax=296EJl材料:
选用角钢Q235许用挠度:
[f]=受力简化图1500F2fmaxF2L1l(l-l1)/2式中:
F——托辊承受的全部载荷 E——弹性模量 N/mm2J——型钢的惯性矩 mmF=(Sρa0ψ+qBa0+GR)g (N)式中:
S——物料截面积-20-
4
FC==2kVdk附D轮2325Q=N+N/ P= 式中:
N=Wb+W物+辊架重 N=N+滑杆重量 (kg)Wb——胶带重量 (kg)W物——物料重量 (kg)①Wb=L03qb (kg)L0=+L (m)L托——为活动托辊的总间距Qb——每米胶带重量(kg/m)/°3535°S2LV②W物=S3V3L0 (kg)S=S1+S2 S2=S1=r2H1=Lh122351BHBLtg35°2H-46-h1H0=
22 H=
-47-
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)
-48-
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!
图纸联系QQ:
81656512
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- DT 皮带机 设计