1、帶式輸送機設計目錄1.緒論12.設計原始資料23.輸送帶類型的確定24.輸送線路初步設計25.帶寬的確定35.1滿足設計運輸能力的帶寬35.2滿足物料塊度條件的寬度46基本參數的確定計算46.1輸送帶線質量46.2物料線質量46.3托輥旋轉部分線質量4托輥的選擇4托輥間距的選擇56.4計算輸送帶許用張力76.5滾筒的選擇76.6計算各直線區段阻力97輸送帶張力計算97輸送帶強度校核138計算滾筒牽引力與電動機功率139 拉緊力與拉緊行程139.1拉緊力計算139.2拉緊行程計算149.3拉緊裝置的選擇與布置1410 制動力矩計算1411 驅動裝置及其布置151.緒論帶式輸送機是輸送能力最大的連

2、續輸送機械之一。其結構簡單、運行平穩、運轉可靠、能耗低、對環境污染小、便于集中控制和實現自動化、管理維護方便，在連續裝載條件下可實現連續運輸。目前國內外帶式輸送機正朝著長距離、高速度和大運量方向發展。單機運距已達30.4km，多機串聯運距最長達208km，最寬的帶式輸送機帶寬為4m。最大運輸能力已達到3.75萬t/h，最高帶速達到15m/s。單條帶式輸送機的裝機功率達到6×2000kW。我國生產的帶式輸送機最大帶寬已達到2m，帶速已達到2 m/s，設計運輸能力已達到5.2萬t/h，最大運距為3.7km。2.設計原始資料設計運輸能力：800t/h, 運輸距離：1024m, 輸送傾角：-

3、14°, 原煤松散密度：0.91t/m³, 煤最大塊度：300mm，煤動態堆積角：25°，供電電壓：660v，帶速：2.5m/s。3.輸送帶類型的確定輸送帶是輸送機的重要部件，要求它具有較高的強度和較好的撓性，其價格比較昂貴，約占輸送機總成本的25%50%。在類型確定上需考慮以下幾點：（1） 煤礦井下必須使用阻燃輸送帶，并且盡量選用橡膠貼面，其次為橡塑貼面和塑料貼面的阻燃輸送帶；（2） 在同等條件下，優先選擇分層帶，其次整體帶芯帶和鋼繩芯帶；（3） 優先選用尼龍、維尼龍帆布層帶，因在同樣抗拉強度下，上述材料比棉帆布帶體輕、帶薄、柔軟、成槽性好、耐水和耐腐蝕；覆蓋膠

4、的厚度主要取決于被運物料的種類和特性，給料沖擊的大小。根據原始資料和上述選擇要求，本設計選擇鋼絲繩芯帶，型號是GX3150，其帶芯強度為3150N/ mm，輸送帶質量為42kg/m，帶厚為25mm，鋼絲繩根數64。芯帶采用硫化接頭。4.輸送線路初步設計線路初步設計的任務是根據使用地點的具體情況、用戶要求或輸送機類型情況，進行輸送機的整體布置。主要內容包括驅動裝置的型式、數量和安裝位置的確定，拉緊裝置的形式和安裝位置的確定，機頭、機尾布置，裝卸位置及形式，清掃裝置的類型及位置的確定等。最后根據這些內容畫 出輸送機的布置簡圖。圖1 輸送機布置簡圖5.帶寬的確定 5.1滿足設計運輸能力的帶寬 B1=

5、1.1（+0.05） (式2-1)=1.1*（+0.05）=0.9658m 式中 Q設計運輸能力，t/h; B1滿足設計運輸能力的輸送帶寬度，m; K物料斷面系數，見表1； v 輸送帶運行速度，m/s; 物料的散狀密度，t/; c傾角系數，見表2。表1 物料斷面系數 1動堆積角10°20°30°40°50°K槽型316385422458496平型67135172209247表2 傾角系數 1輸送傾角03°5°10°15°20°c10.990.950.890.815.2滿足物料塊度條件的寬度 對于

6、未篩分過的物料=2=800mm，根據上列計算選取帶寬B=1000mm。6基本參數的確定計算6.1輸送帶線質量根據DT手冊表4-5鋼絲繩芯輸送帶規格及技術參數查得=42kg/m。6.2物料線質量已知設計運輸能力=800t/h，輸送帶運行速度=2.5m/s時，物料線質量=88.89 kg/m6.3托輥旋轉部分線質量6.3.1托輥的選擇回程托輥安裝在空載分支上，以支承輸送帶。通常采用平行托輥大型輸送機。 緩沖托輥大多安裝在輸送機的裝載點上，以減輕物料對輸送帶的沖擊。 輸送帶運行時，由于張力的不平衡、物料偏堆積、機架變形、托輥軸承損壞以及風載荷作用等使其產生跑偏，目前應用最為普遍的是前傾托輥，它取代了

7、調心托輥，靠普通槽形托輥的兩側輥向輸送帶運行方向傾斜2°3°實現防跑偏。6.3.2托輥間距的選擇托輥間距的選擇應考慮物料性質、輸送帶的重度及運行阻力等條件的影響。承載分支托輥間距可參考表3選取。緩沖托輥間距一般為承載托輥間距的倍，約為m。回程托輥間距可按2-3 m考慮或取為承載托輥間距的2倍。表3 承載托輥間距參考表（m）1松散物料堆積密度t/m²帶寬 (mm)40050065080010001200140016002000<0.81.51.41.31.30.811.61.41.31.21.21.6121.41.31.21.22.12.51.31.21.11

8、.0>2.51.21.21.11.11.0表4 F托輥回轉部分質量（kg）1托輥形式帶寬（mm）500650800100012001400160018002000槽形承載托輥鑄鐵座111214222547507277沖壓座89111720回程托 輥、V形托輥鑄鐵座81012172039（V）42（V）61（V）65（V）沖壓座79111518頭部滾筒或尾部滾筒距第一組槽形托輥的距離s按下式計算： 式中 滾筒與第一組托輥之間的距離，m；托輥的成槽角，rad；輸送帶寬度，m。經計算可知，我設計的帶式輸送機的尾部滾筒距第一組槽形托輥的距離： =2.67×35×2×

9、1/360=1.63m（槽型托輥成槽角=35°；=1m）；頭部滾筒距第一組槽形托輥的距離： =2.67×35×2×1/360=1.63m（槽形托輥成槽角=35°；=1m）。本設計的帶式輸送機的帶寬=1000mm，堆積密度=0.91 t/m²，經查表3、表4可知選托輥直徑D=133mm,承載分支托輥間距=1.2 m，其托輥回轉部分質量=17kg （沖壓座），根據DT手冊查的承載托輥選擇35°槽型托輥，圖號DT100C514。回程托輥間距=2.4m，其托輥回轉部分質量=15kg（沖壓座），根據DT手冊回程托輥選擇平行下托輥，圖號

10、DT100C560。因此，可求出托輥旋轉部分線質量：承載托輥旋轉部分線質量為：=14.17kg/m （式2-2）回程托輥旋轉部分線質量為：=6.25kg/m （式2-3）另外，在輸送機的前后各加一個10°過渡托輥，圖號為DT100C511，一個20°過渡托輥，圖號為DT100C512。6.4計算輸送帶許用張力鋼絲繩芯帶 （式2-4）=3150*1000/11=286363.6N式中輸送帶許用張力，N； 帶芯拉斷強度，N/mm； 輸送帶寬度，mm；輸送帶安全系數。取鋼絲繩芯帶m=11。6.5滾筒的選擇·滾筒直徑的選擇計算在選擇傳動滾筒直徑時，可按四個方面考慮：1）為

11、限制輸送帶繞過傳動滾筒時產生過大的附加彎曲應力，傳動滾筒直徑應按下面方法計算：對于鋼繩芯帶式輸送機的傳動滾筒直徑=150=1215mm （式2-5）式中 傳動滾筒直徑，mm；d鋼絲繩直徑，mm。2）為限制輸送帶的表面比壓，以免造成覆蓋膠脫落，傳動滾筒直徑為：鋼繩芯帶=2×286363.6/1000×1000000=1.06 mm式中 傳動滾筒直徑，mm； 輸送帶張力，N； 輸送帶寬度，mm； d鋼絲繩直徑，mm； a鋼絲繩間距，mm； 輸送帶表面許用比壓，取1MPa。3）限制覆蓋膠或花紋變形量小于6%的，傳動滾筒直徑為鋼繩芯帶 2=35=666.75式中 傳動滾筒直徑，mm

12、； 圍包角影響系數，當圍包角小于90°時，=0.8，否則， =1； b鋼繩芯輸送帶上覆蓋膠厚度（包括花紋高度），mm； d鋼絲繩直徑，mm。4）改向滾筒直徑可按下式確定=0.8=1000mm=0.6=630mm式中 尾部改向滾筒直徑，mm其他改向滾筒直徑，mm傳動滾筒直徑，mm綜合考慮以上幾條因素，我選擇傳動滾筒直徑=1250mm，圖號為DT100A109Y(G) 2的傳動滾筒；尾部改向滾筒的直徑=1000mm，圖號為DT100B308(G) 2的尾部改向滾筒；頭部改向滾筒直徑為=630mm 各個滾筒表面均為人字形溝槽的橡膠覆蓋面。6.6計算各直線區段阻力對于承載分支：3 （式2-6

13、） =9.8×1024（88.89+42+14.17）×0.04*cos14°-（88.89+42）sin14°= -261267.6N 其中（´=0.04）對于回程分支：3 （式2-7）=9.8×1024×（42+14.17）×0.035cos14°-42×sin14°=121107.5N （"=0.035）式中 承載分支直線運行阻力，N；回程分支直線運行阻力，N；重力加速度， m/s²輸送長度，m輸送傾角；輸送帶在承載分支運行的阻力系數，見表5輸送帶在回程分支運

14、行的阻力系數，見表5表5 輸送帶沿托輥運行的阻力系數1工作條件´（槽形）"（平行）滾動軸承含油軸承滾動軸承含油軸承清潔、干燥0.020.040.0180.034少量塵埃，正常濕度0.030.050.0250.040大量塵埃，濕度大0.040.060.0350.0567輸送帶張力計算用逐點法計算輸送帶關鍵點張力：圖2：輸送帶設計示意圖輸送帶張力應滿足兩個條件：） 摩擦傳動條件，即輸送帶的張力必須保證輸送機在任何正常工況下都無輸送帶打滑現象發生。傳動滾筒與輸送帶間的摩擦系數可參考表6選取，對于塑面帶應相應減少。表6 傳動滾筒與輸送帶間的摩擦系數1運行條件光滑裸露的鋼滾筒帶人字形

15、溝槽的橡膠覆蓋面帶人字形溝槽的聚胺基酸脂覆蓋面帶人字形溝槽的陶瓷覆蓋面干態運行清潔濕態（有水）運行0.10.350.35污濁濕態（泥土）運行0.20.35按摩擦條件確定：； ；。經查表6可知，摩擦系數，其中圍包角取，摩擦備用系數取；。；2）垂度條件，即輸送帶的張力必須保證輸送帶在兩托輥間的垂度不超過規定值，或者滿足最小張力條件對于承載分支輸送帶最小張力： （式2-8） 對于回程分支輸送帶最小張力： （式2-9） 由上面計算的數值可以得知不滿足垂度條件。取回空分支的最小張力點S2=，則S3=KS2=1.04*7467.6=7766.4N根據這一條件 出各點的張力點分別為 ；。7輸送帶強度校核 8

16、計算滾筒牽引力與電動機功率 由于滿載工作下電動機的運行狀態，有可能是電動狀態也可能是發電狀態，所以在牽引力和功率計算上有區別。尤其應注意各種阻力的正方向和正常發電狀態而空載電動狀態下的功率驗算。電動機備用功率一般按15%-20%考慮。1）傳動滾筒的主軸牽引力： 3=-146148.9N （式2-10）2）電動機功率由于主軸牽引力為負值所以電機處于發電狀態3=381.5KW（其中電動機功率備用系數為，傳動裝置的效率為）所以電動機選200，查閱有關手冊選擇型三相異步電動機，其主要技術參數：額定功率為200kw;轉速為1470r/min;許用扭矩為52KN.M。9 拉緊力與拉緊行程9.1拉緊力計算K

17、N3 （式2-11）9.2拉緊行程計算3 （式2-12）式中 L輸送機總長度，m； K輸送帶工作時的伸長系數，見表7，可知K=0.0015表7 輸送帶伸長系數K 3輸送機長度L，m合成纖維輸送帶鋼繩芯輸送帶<3000.020.002301-5000.020.002501-10000.0150.0017>10000.010.00159.3拉緊裝置的選擇與布置通常確定拉緊裝置的位置時需要考慮以下三點：·拉緊裝置應盡量安裝在靠近傳動滾筒的空載分支上，以利于起動和制動時不產生打滑現象，對運距很短的輸送機可布置在機尾部，并將尾部滾筒作為拉緊滾筒；·拉緊裝置應盡可能布置在輸

18、送帶張力最小處，這樣可以減少拉緊力，縮小拉緊行程；·應使輸送帶在拉緊滾筒的繞入和繞出分支方向與滾筒位移線平行，而且施加的拉緊力要通過滾筒中心。根據輸送機設計原始資料和已計算出的拉緊力和拉緊行程，綜合考慮上述各種拉緊裝置類型和特點，本設計選擇使用液壓拉緊裝置，型號為TYZL-100/3，拉緊裝置布置在中間改向滾筒一端（如輸送帶布置簡圖所示）。 10 制動力矩計算 根據井下用帶式輸送機技術要求，制動裝置或逆止裝置產生的制動力矩不得小于該輸送機所需制動力矩的1.5倍。 1）對于電動機運行狀態的帶式輸送機所需制動裝置的總制動力矩為：1 （式2-13）式中 制動裝置作用在傳動滾筒軸上的總制動力矩，Nm； 傳動滾筒直徑，m； 輸送機長度，m； 托輥阻力系數，取值為0.0122）對于發電運行狀態的帶式輸送機所需制動裝置的總制動力矩為： （式2-14）式中 制動裝置作用在傳動滾筒軸上的總制動力矩，Nm； 傳動滾筒直徑，m； 輸送帶速度，m/s