- 1 -設(shè)計說明書DTⅡ型皮帶機設(shè)計- 2 -目 錄一.設(shè)計任務(wù)二.設(shè)計計算1、驅(qū)動單元計算原則……………………………………………52、滾筒的設(shè)計計算…………………………………………………143、托輥的計算……………………………………………………204、拉緊裝置的計算………………………………………………295、中間架的計算…………………………………………………336、機架的結(jié)構(gòu)計算………………………………………………357、頭部漏斗的設(shè)計計算…………………………………………378、導(dǎo)料槽的設(shè)計計算……………………………………………409、犁式卸料器的計算………………………………………………………43三:設(shè)計資料查詢……………………………………………………………47四:設(shè)計體會…………………………………………………………………48- 3 -一、設(shè)計任務(wù)1、原始數(shù)據(jù)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(shù):帶寬:B=1400mm;帶速:V=2.5m/s;水平機長:L=92m;導(dǎo)料槽長:L=10m提升高度:H=22.155m;傾角:δ=13.6°；容重：ρ=0.985t/m31.4 工作環(huán)境：室內(nèi)布置，每小時啟動次數(shù)不少于 5 次。- 4 -2 設(shè)計要求2.1. 設(shè)計要求2.1.1 保證規(guī)定的生產(chǎn)率和高質(zhì)量的皮帶機的同時，力求成本低，皮帶機的壽命長。2.1.2 設(shè)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(yīng)注意外形美觀，各部分比例協(xié)調(diào)。2.2 設(shè)計圖紙總裝圖一張，局部裝配圖三張，驅(qū)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(shè)計說明書（要求不少于一萬字，二十頁以上）2.3.1 資料數(shù)據(jù)充分，并標(biāo)明數(shù)據(jù)出處。2.3.2 計算過程詳細(xì)，完全。2.3.3 公式的字母應(yīng)標(biāo)明，有時還應(yīng)標(biāo)注公式的出處。2.3.4 內(nèi)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。- 5 -二.設(shè)計計算書1 驅(qū)動單元計算原則1.1 整機最大驅(qū)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(shù)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(shù)的選取1、 膠帶最大張力對于編織芯帶：S max=ST.B.Z/n (N)對于鋼繩芯帶：S max=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(shù)a) 輸送帶的扯斷強度、輸送帶的寬度及輸送帶芯層層數(shù)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(shù)棉帆布 CC-56 56 1.5 500～1400 3～6尼布 NN-150 150 1.1 650～1600 3～610)(max???總???V?- 6 -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(shù)NN-200 200 1.2 650～1800 3～6NN-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 3～6b) 膠帶帶寬與許用層數(shù)的匹配500 650 800 1000 1200 1400CC-56 3～4 4～5 4～6 5～8 5～8 6～8NN-150 3～4 3～5 4～6 5～6 5～6NN-200 3～4 3～5 3～6 4～6 4～6EP-200NN-250 3 3～4 3～6 4～6 4～6EP-300NN-300 3 3～4 3～6 4～6 4～6c) 鋼繩芯輸送帶帶寬與帶強的匹配630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3150800 √ √ √ √ √ √ √ √1000 √ √ √ √ √ √ √ √膠帶型號許用層數(shù)帶寬帶寬 mm帶強 N/mm- 7 -1200 √ √ √ √ √ √ √ √1400 √ √ √ √ √ √ √ √d) 輸送帶安全系數(shù)棉帆布帶：n=8～9尼 龍 帶：n=10～12鋼繩芯帶：n=7～95、帶速與帶寬的匹配0.8 1.0 1.25 1.6 2.0 2.5 3.15 4 5 6.5500 √ √ √ √ √ √650 √ √ √ √ √ √800 √ √ √ √ √ √ √1000 √ √ √ √ √ √ √ √1200 √ √ √ √ √ √ √ √1400 √ √ √ √ √ √ √ √二、 減速器根據(jù)帶式輸送機連續(xù)工況、沖擊載荷類型、尖峰負(fù)荷情況以及制造質(zhì)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速校核按《機械設(shè)計手冊》 （中） （化學(xué)工業(yè)出版社）P785，軸的臨界轉(zhuǎn)速校核：帶寬 B帶速 V- 8 -n＜0.75n C1式中：n——減速器輸入軸轉(zhuǎn)速 r/minnC1——允許轉(zhuǎn)速 r/minnC1的計算參考表 8-377 中的有關(guān)計算。三、原始數(shù)據(jù)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(shù):帶寬:B=1400mm;帶速:V=2.5m/s;水平機長:L=92m;導(dǎo)料槽長:L=10m提升高度:H=22.155m;傾角:δ=13.6 °；容重：ρ=0.985t/m31.4 工作環(huán)境：室內(nèi)布置，每小時啟動次數(shù)不少于 5 次。2、園周力和運行功率計算2.1 各種參數(shù)的確定：2.1.1 由 GB/T17119-97 取系數(shù) C=1.8362.1.2 模擬摩擦系數(shù) f=0.0252.1.3 承載分支每米托輥旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量 qRO承載輥子旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)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 4G3052.1.4 回程分支每米托輥旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量 qRU回程輥子旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)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 4G305mkganqRO/52.0.183'0???mkganqUR /2156.794.23.1' ????- 9 -2.1.5 每米輸送物料的質(zhì)量 qG2.1.6 每米輸送帶質(zhì)量 qB選輸送帶 EP200，上膠 4.5mm, 下膠 1.5mm,5 層 qB=18.76kg/m2.2 各種阻力的計算2.2.1 主要特種阻力 FS1a) 承載分支托輥前傾阻力：F ε1 =Crμ OLe1(qB+qG)gCosδSin ε=0.45×0.4×92×(18.76+166.667)×9.81×Sin2°=1052N式中：C r=0.45 μ O=0.4 Le1=92m ε=2 °b) 回程段分支托輥前傾阻力：F ε2 =μ OLe2qBgCosλ CosδSinε=0.4×30.7×18.76×9.81×Cos10°×Sin2°=78N式中：λ=10° Le2= =30.7m931?Fε =承載分支托輥前傾阻力+回程段分支托輥前傾阻力=1052+78=1130Nc) 輸送物料與導(dǎo)料擋板間的摩擦阻力 FglFgl= NbvglI 5.3877.05210.9843.062321 ?????由上得：F S1=Fε + Fgl=1130+3387.5=4517.5N2.2.2 附加特種阻力：F S2a) 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 =Aρμ 3=0.014×7×104×0.6=588N式中：A=1.4×0.01=0.014m2 ρ=7×104N/m2 μ 3=0.6b) 空段清掃器的摩擦阻力 Fr 空 (按單個清掃器計算 )Fr 空 =mgμ 3=30.9×9.81×0.6=182N式中：m=30.9kg （單個空段清掃器自重）mkgVQqG/67.15.2630.max???- 10 -本機組共 2 組合金清掃器，2 組空段清掃器，故：得：F S2=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 FUFU=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=22.155m2.4 輸送機所需的運行功率2.4.1 傳動滾筒運行功率：P A由 GB/T17119-97 得：PA=FUV=51889×2.5=129.7kw2.4.2 驅(qū)動電機所需功率：P M由 GB/T17119-97 得：取電機功率 P=220kw ,電壓 6000v ,型號 Y355-37-43、輸送帶張力采用逐點張力計算法3.1 根據(jù)逐點張力法，建立張力關(guān)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 + Fε13.2 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 FLkwAM6.2038.71935.1????- 11 -式中：F—— 滾筒上輸送帶趨入點張力d——膠帶厚度 d=12.5mm=0.0125mD——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 FL1B3 φ500 44.1+0.002256S4 FL2B4 φ800 27.56+0.00140625S5 FL3B5 φ500 44.1+0.002256S6 FL4B6 φ500 44.1+0.002256S8 FL5B7 φ800 27.56+0.00140625S9 FL6b) 滾筒軸承阻力：3.2.2 物料加速段阻力 FbAFbA=IVρ(V-V 0)=416.667×(2.5-0)=1042N式中：V 0=0m/s V=2.5m/s3.2.3 加速段物料與導(dǎo)料欄板間的摩擦阻力 FfFf= NbvglI 7197.0)25.(53.89143.06)2( 232210 ????????式中：l b= 0m/s V=2.5m/smg31.608.9510????3.2.4 輸送物料與導(dǎo)料擋板間的摩擦阻力 FglFgl= NbvlI 32077.052)51.(891.43.)( 2321 ??????3.2.5 承載分支運行阻力 FC.,,5.0故 可 以 忽 略因 此 力 較 小TtDd?dBFL????????01.49- 12 -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 =44948N3.2.6 回程分支運行阻力 FKFH3-4= Lfg (qB+qRU)±qBHg=48.95×0.025×9.81×(18.76+7.2156)- 18.76×11.8×9.81=-1860NFH7-8= Lfg (qB+qRU)±qBHg2=43.05×0.025×9.81×(18.76+7.2156)-18.76×10.355×9.81=-1631N3.2.7 張力值計算（由上張力關(guān)系式計算而得）由 3.1 張力關(guān)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=1.008181S2-1792S9=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：F Umax=FUKA=51889×1.5=77833.5N 啟動系數(shù) KA=1.5 μ=0.35 α=200 ° eμα=3.4暫取 S2=32431N，代入上述關(guān)系式得：S3=33728N S4=32049N S5=32165N S6=32238N S7=32354N S8=30904N S9=31018N S10=31089N S1=82057N4、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）Neu 341.58-≥maxax2 ????- 13 -式中：(h/a) max=0.01 a0=1.2mFmin=24254N＜S 9=31018N 滿足要求4.1.2 對于下分支（回程分支）Fmin=6901N＜S 8=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=82057N4.2 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(zhì)量的計算垂直拉緊裝置設(shè)在距地平面高約 6.7m 處,則拉緊滾筒合張力 FHFH=S5，+S 6，=32165+32238=64403N重錘質(zhì)量：G= -G1-G2= -1350-777=4438KggFH8.96403取重錘塊(圖號 DTⅡD-1)的數(shù)量為 310 塊,約 4.65t式中:G1----------- 垂拉滾筒 DTⅡ06B6142 的質(zhì)量,KgG2----------- 垂直拉緊裝置 DTⅡ06D2146 的質(zhì)量, Kg8、 張力簡圖2.1820571max][ ???FB???NahgqGBO 2451.88.9)67.(2.18)(≥mxmin ???????NahgqBO6901.8713≥mxin ???- 14 -F2α =0°F2α =1'31α 173甲 乙 皮 帶 機 張 力 簡 圖2.2 滾筒的設(shè)計計算一.主要參數(shù)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、10002、 滾筒受力的確定原則：傳動滾筒：根據(jù)：F 1≤F 2eμα 合張力：F=F 1+F2 （kN）扭矩：T=（F 1-F2） （kN.m）D- 15 -經(jīng)推導(dǎo)得出：驅(qū)動方式參數(shù)單滾筒驅(qū)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／ =1.75F1F∥ =0.71F1F／ =1.45F1F∥ =0.67F1扭矩(kN.m) T=0.375·D·F T1=T2=0.21·D·F1 T1=2·0.14·D·F1T2=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(shù)3、 改向滾筒合張力改向滾筒合張力，根據(jù)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(jié)構(gòu)型式及確定原則：1、 結(jié)構(gòu)型式：參考國內(nèi)外有關(guān)資料，本系列滾筒根據(jù)承載能力分為：輕、中、重三種結(jié)構(gòu)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(lián)接方式：軸承處直徑≤100mm 時，采用單鍵聯(lián)接軸承處直徑≥120mm 時，采用漲套聯(lián)接三、 滾筒計算原則：- 16 -(一) 軸的計算：依據(jù)《機械設(shè)計手冊（中） 》本系列滾筒軸均采用 45#鋼，調(diào)質(zhì)處理調(diào)質(zhì)硬度：217～255HBσ-1=280 N/mm 2[σ-1]=60 N/mm 2① 軸的受力簡圖N.mmT=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：??FlM???2 2FlFF2FFM22F- 17 -安全系數(shù)[S]=1.8根據(jù)額定載荷按照《機械設(shè)計手冊》中關(guān)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(shù)[S S]=3根據(jù)最大載荷按照《機械設(shè)計手冊》中關(guān)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 2.1×10 5N/mm2J—— （mm）46d?Fmax≤（ ～ ）l25013(二) 筒皮的計算：1、 材料：Q235-A2、 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(jù)各廠的生產(chǎn)經(jīng)驗確定。3、 強度計算：???????????????22max31lalFfmax- 18 -許用應(yīng)力：起動時[σ]=90N/mm 2穩(wěn)定運行時：[σ]=60N/mm 2計算方法：根據(jù)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(shè)計計算：1、 輪轂① 輪轂外徑的確定：（D N）對于鍵聯(lián)接：D N=（1.4～1.5）×d 軸對于漲套聯(lián)接：D N≥D× CPN???2.0?式中：D——為輪轂內(nèi)徑σ 0.2——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(guān)的系數(shù)② 輪轂長度的確定：對鍵聯(lián)接：L≥L 鍵 +20 (mm)對于漲套聯(lián)接：L= (mm)4.0~6工 作L③ 材料：焊接型為 Q235-A鑄造型為 ZG252、 幅板① 材料：Q235-A、ZG25② 幅板厚度：幅板厚度的確定根據(jù)柔性設(shè)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(shè)計。③ 幅板強度的校核許用應(yīng)力[σ]=65 N/mm 2根據(jù)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(yīng)力小于許用應(yīng)力- 19 -(四) 鍵的擠壓強度校核：P= ≤[P]lkdT?2T——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(yīng)力 [P]=1.25N/mm 2(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≤ 4~3tMM——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(dāng)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(dāng)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(yīng)大于 5 萬小時計算公式：Lh=????????PC601式中：C——軸承額定動負(fù)荷 (kN)P——當(dāng)量動負(fù)荷 P=F/2 (kN)F——滾筒所受的合張力 (kN)N——滾筒轉(zhuǎn)速 r.P.m- 20 -L1l2FfmaxF2(l-1)/2ω——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 Q2352、 許用撓度：[f]= 5013、 受力簡化圖4、 托輥橫梁最大下?lián)?fmaxfmax= ?????????????2121396lEJlF式中：F——托輥承受的全部載荷 （N）（凸凹弧處應(yīng)考慮膠帶的影響）E——彈性模量 2.1×10 5 N/mm2J——型鋼的慣性矩 mm 4F=(Sρa 0ψ+q Ba0+GR)g (N)式中：S——物料截面積 （m 2）- 21 -le/2Fρ——輸送散狀物料密度 （kg/m 3）a0——承載托輥間距 (m)qB——輸送帶每米質(zhì)量 (kg/m)ψ——沖擊系數(shù) ψ=1.1GR——托輥輥子質(zhì)量 （kg）S=S1+S2S1= (m2)5)05.9.(2??tgCosLBL?????????S2= (m2)????????????? ?SinLBs210.9.2二、 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]=1/5003、 受力簡圖θλ S20.9B-51- 22 -0.9B'+5λ ρLS4、 托輥橫梁最大下?lián)隙萬max= EJFl83式中：F——托輥承受的全部載荷F=（q Baυ ψ+G R）g (N)式中：a υ ——回程托輥間距 （m）ψ——沖擊系數(shù) 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(zhuǎn)動部分重量1、 一節(jié)平行輥子上分支：P O= (N)gGaqVIRB??????????????010??下分支：P U=（q Bψa U+GR）g (N)2、 二節(jié) V 型輥子：PU=（0.5q Bψa U+GR）g3、 三節(jié)槽形（35°）托輥PO= (N)gGaqIRBV??????????????001??ψ 0=S／ /s= ??SL2354.693.??- 23 -MBL+1P/2Dd0.5bα P/2上面三式中：I V——體積輸送能力 M 3/SV——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(zhuǎn)角不大于 10／1、 受力簡圖2、 軸承處軸的轉(zhuǎn)角a= ＜10 ／?????601842???EJbLqPBJ= mm46d?3、 托輥軸危險斷面彎曲應(yīng)力：σ= ＜[σ]WMmax- 24 -式中：W= (mm3)32d?材料為 20 號鋼注：[σ]取 170N/mm2(三) 托輥軸承壽命計算：設(shè)計的托輥軸承壽命應(yīng)大于 3 萬小時Lh= ＞30000 （小時）36201???????PCn式中：n——工作轉(zhuǎn)速 （轉(zhuǎn)/分）C——軸承的額定動負(fù)荷四、 調(diào)心托輥計算(一) 摩擦上調(diào)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 F1F1= ??ZqP?02P0——承載分支對中輥的作用力35°lFB12CBFACA- 25 -35°lFB1圖 二2AP0= （N）??gaqSB0021???S——輸送帶承載截面積 （m）qB——輸送帶每米重量 kg/mψ——物料對托輥的沖擊系數(shù) 取 ψ=1.1a0——托輥間距 取 a0=1mρ——物料密度 取 ρ=2000kg/m 32) 邊輥作用在上橫梁的力F2= （N）??gqPB?0411)、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23F231F3) FB= 21?= （N）????gqPgqPBZ??004134= ???????61250FA= （N）??gqPB?032、 上橫梁選用型鋼許用應(yīng)力 [σ]=170N/mm 23、 上橫梁強度計算M0=FBl1+FACos35°(l2+l3Cos35°)+FASin235°l3σ= ＜[σ]WC- 26 -φ 240圖 三 φ 13φ 13T圖二4、 上橫梁剛度計算許用撓度 [f]= 50lFB在 A 點產(chǎn)生的撓度：FBA= ×l????????lEJl12136式中：l=l 2Cos35°+l3 (mm)FA在 A 點產(chǎn)生的撓度：fAA= EJl3fA=fBA+fAA≤[f]式中：E=2.1×10 5 N/mm2J——型鋼的慣性矩 mm45、 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= N56081056??當(dāng)膠帶跑偏達 10cm 時，膠帶邊緣張力對摩擦輪的作用力T= 10maxFb=499N- 27 -圖三托輥所受載荷 ：F 物 =（l rψγ+q B）a 0=2670N托輥自重：G=1070NF2=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：F 1=6980N比壓 P= ≤[P]=4 N/mm 2dL式中：d——軸徑，d=5mmL——底座下段受力寬度 L=35mm解得：P=3.9N/mm 2≤[P]故而比壓滿足要求Fb42835°101圖 四651037F2物- 28 -連 桿(二) 上平調(diào)心輥子強度、轉(zhuǎn)角計算1、軸的材料為 20#鋼許用應(yīng)力為：[σ]=170N/mm 22、軸承處軸的許用轉(zhuǎn)角即制為 10／3、計算公式：d＞2.17× 3][?Ma= ???26040??EJblP式中：d——許用最小軸徑， （mm）M——軸所受彎矩， （N.mm）[σ]——軸許用應(yīng)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(zhuǎn)角 （分）(三) 錐形調(diào)心托輥連桿穩(wěn)定性計算原圖可簡化為： Pl- 29 -臨界載荷 P0 的計算：P0= 2lEJn?式中：n——穩(wěn)定系數(shù) n=9.87E——彈性模數(shù) E=2.1×105 N/mm2J——桿件的慣性矩 mm4l——桿長 mm實際產(chǎn)生的糾編力 P＜P 02.4 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?yán)o裝置二、 張緊 F 的確定按不打滑條件 ??e1按滿足垂度條件： ??%80??gqaGB當(dāng)中較大的作為張緊力 F式中：F 1——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(jié)果：螺旋拉緊裝置：- 30 -帶寬（mm） 拉緊力 (kN) 帶寬 (mm) 拉緊力 (kN)50 9 1000 38650 16 1200 38800 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?yán)o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?yán)o：～17四、 絞車的設(shè)計計算1、 牽引力的確定 F：由于絞車?yán)o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/s3、 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(shù) 取 n=6SP——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