物流设备的设计与制造作业

DT2型皮带输送机设计说明书山东建筑大学DT（II）型皮带式输送机设计说明书课程：物流设备设计与制造院（部）：机电工程学院专业：机械工程班级：机械131（一组）学生姓名：张国威、李晓然、赵贵衡马玉文、迟鹏、刘树青、李思南指导教师：周海涛完成日期：2016.11.20TOC\o"1-3"\h\u摘要 4一．DT2型皮带输送机简介 51.DT2型皮带输送机特点 52.DT2型皮带输送机组成 53.DT2型皮带输送机工作原理 54.DT2型皮带输送机应用 55.DT2型皮带输送机优点 56．国外带式输送机现状 67.带式输送机未来的发展目标 6二．方案设计与草图 71带式输送机的整机由以下主要部件组成： 72．DT2型带式输送机输送带结构 7三．选型计算 71.原始数据 72.核算输送能力 83．根据原煤粒度核算输送机宽度 94.计算圆周驱动力和传动功率 95.张力计算 116.拉紧装置计算 127.输送带选择计算 138.输送带厚度和单位质量 139.输送带总长度、总平方米数和总质量 1410.机架的结构计算 1511头部漏斗的设计计算 1612.主轴的设计计算 1713.托辊的计算 24成本核算 34设计体会 35参考文献 36摘要本说明书是关于DTII型带式输送机的设计。首先是对DTII型带式输送机的基本概述，包括其特点、组成、工作原理、应用等具体介绍。分析带式输送机的计算方法和选择原则，并根据该设计准则和计算方法进行选择设计及计算，并对选择的输送机主要零件进行校核。在确定方案后根据计算确定其额定输送能力、输送机宽度、张力等，并通过计算分析出输送带是否符合初始设计要求。在DTII输送机的设计、制造以及应用方面,目前我国与国外先进水平相比仍有较大差距,国内在设计制造带式输送机过程中存在着很多不足。本次带式输送机设计代表了设计的一般过程,对今后的选型设计工作有一定的参考价值。一．DT2型皮带输送机简介1.DT2型皮带输送机特点DT2型皮带输送机由于输送量大，结构简单，维护方便，成本低，通用型强等优点，而被广泛地应用在冶金、矿山、煤炭、港口、交通、水电、化工等部门，进行装车、装船、转载或堆积各种常温状态各种散状或成件物品，由单机或多机组合成运输系统，根据工艺要求可布置成水平或倾斜的形式，还可采用带凸弧段、凹弧段与直线段组合输送形式。输送机允许输送的物料块度取决于带宽、带速、槽角和倾角也取决于大块物料出现频率。2.DT2型皮带输送机组成DT2型皮带输送机主要由机架、输送皮带、皮带辊筒、张紧装置、传动装置等组成。DT2型皮带输送机原理介绍。3.DT2型皮带输送机工作原理机是以输送带作为牵引构件和承载构件的连续输送机械。输送带绕经传动滚筒和改向滚筒形成闭合回路，输送带的承载，回空分支都支承在托辊上，由拉紧装置给以适当的拉紧力，工作中通过传动滚筒与输送带之间的磨擦力，带动输送带运行。物料由卸料装置卸在受料装置处，或随输送带一起运至滚筒处卸掉，完成输送工作。4.DT2型皮带输送机应用DT2型皮带输送机广泛应用于家电、电子、电器、机械、烟草、注塑、邮电、印刷、食品等各行各业，物件的组装、检测、调试、包装及运输等。线体输送可根据工艺要求选用：普通连续运行、节拍运行、变速运行等多种控制方式；线体因地制宜选用：直线、弯道、斜坡等线体形式。5.DT2型皮带输送机优点也叫带式输送机或胶带输送机，是组成有节奏的流水作业线所不可缺少的经济型物流输送设备。皮带机按其输送能力可分为重型皮带机如矿用皮带输送机，轻型皮带机如用在电子塑料，食品轻工，化工医药等行业。皮带输送机具有输送能力强，输送距离远，结构简单易于维护，能方便地实行程序化控制和自动化操作。运用输送带的连续或间歇运动来输送100KG以下的物品或粉状、颗状物品，其运行高速、平稳，噪音低，并可以上下坡传送。6．国外带式输送机现状

国外带式输送机技术的发展很快，其主要表现在2个方面：一方面是带式输送机的功能多元化、应用范围扩大化，如高倾角带输送机、管状带式输送机、空间转弯带式输送机等各种机型；另一方面是带式输送机本身的技术与装备有了巨大的发展，尤其是长距离、大运量、高带速等大型带式输送机已成为发展的主要方向，其核心技术是开发应用于了带式输送机动态分析与监控技术，提高了带式输送机的运行性能和可靠性。7.带式输送机未来的发展目标随着科技水平的日益更新，带式输送机未来发展之路也需要改变，绿色化、大型化、自动化、多样化方向的发展道路已被提到了日常的考虑范围中。第一，多样化。发展能在高温、低温条件下、有腐蚀性、放射性、易燃性物质的环境中工作的，以及能输送炽热、易结团、易爆、粘性的物料的输送机。第二，自动化。使输送机的构造满足物料搬运系统自动化控制对单机提出的要求。第三，大型化。大型化包括大输送能力、大单机长度和大输送倾角等几个方面。目前，带式输送机水力输送装置的长度已达440公里以上，带式输送机的单机长度已近15公里，并已出现由若干台组成联系甲乙两地的“带式输送道”。不少国家正在探索长距离、大运量连续输送物料的更完善的输送机结构。第四，绿色化。减少各种输送机在作业时所产生的粉尘、噪声和排放的废气，十分重要。降低能量消耗以节约能源，已成为输送技术领域内科研工作的一个重要方面。二．方案设计与草图1带式输送机的整机由以下主要部件组成：上图为DT2型带式输送机整机设计与主要结构组成。2．DT2型带式输送机输送带结构三．选型计算1.原始数据物料名称＝原煤带宽（mm）B＝1000要求输送能力（t/h）Q＝900带速（m/s）V＝3.15物料最大粒度(mm)a＝300托辊槽角（°）λ＝35倾斜段机长（水平距离）(m)Ln＝1327.161上托辊间距（m）a0＝1.20水平段机长（m）LS＝0下托辊间距(m)au＝3.00提升高度（m）H＝133.187托辊辊径(mm)＝133倾斜角度（°）δ＝5.7596°导料槽长度（m）＝4堆积密度（kg/cm－3）ρ＝850输送带上胶厚（mm）＝4.5静堆积角（°）α＝45°输送带下胶厚（mm）＝1.5托辊前倾（°）ε＝1.382.核算输送能力查表(2-1)得运行堆积角（°）θ＝20查表(3-2)得输送带上物料的最大截面积(m2)S＝0.1127根据δ＝5.7596，查表(3-3)得倾斜输送机面积折算系数k＝0.98核算输送能力(t/h)Q=3.6Svkρ＝1064.591064.59>900t/h，满足输送能力要求3．根据原煤粒度核算输送机宽度核算带宽B=2a+200＝8001000>800mm，输送机带宽满足输送300mm原煤要求4.计算圆周驱动力和传动功率4.1、主要阻力FH由表(3-6)得模拟摩擦系数f=0.022由表(3-7)得承载分支每组托辊旋转部分质量(kg)G1=18.90由表(3-7)得回程分支每组托辊旋转部分质量(kg)G2=16.09承载分支每米长度旋转部分重量(kg/m)qRO=G1/a0=15.75回程分支每米长度旋转部分重量(kg/m)qRU=G2/aU=5.36每米长度输送物料重量(kg/m)qG=Q/(3.6v)=79.37由表(3-8)每米长度输送带质量(kg/m)qB=25输送机长度(头尾滚筒中心距)(m)L=1333.89主要阻力(N)FH=fLg[(qRO+qRU)+(2qB+qG)cosδ]=43131.904.2、主要特征阻力Fs1槽形系数Cε=0.43托辊和输送带间的摩擦系数μ0=0.3装有前倾托辊的输送机长度(m)Ln=1333.89托辊前倾角度(°)ε=1.38倒料槽栏板长度(m)l=4.00查表(3-11)导料槽两栏板间宽度(m)b1=0.61物料与导料栏板间的摩擦系数μ2=0.7输送量(m-3/s)Iv=Q/3.6/q=0.29托辊前倾的摩擦阻力(N)Fε=Cε•μ0•Ln•(qB+qG)•g•cosδ•sinε=4231.55导料栏板间的摩擦阻力(N)Fgl=μ2•Iv2•ρ•g•l/(v2•b12)=547.03主要特征阻力(N)Fs1=Fε+Fgl=4778.584.3、附加特种阻力Fs2查表(3-11)一个清扫器和输送带接触面积(m2)A=0.01清扫器和输送带间的压力((N/m2)p=100000清扫器和输送带间的摩擦系数μ3=0.6清扫器摩擦阻力(N)Fr=Ap•μ3=600刮板系数(N/m)k2=1500清扫器个数n3=5犁式卸料器个数n4=0梨式卸料器摩擦阻力(N)Fa=n4•B•k2=0附加特种阻力(N)Fs2=n3•Fr+Fa=30004.4、倾斜阻力Fst倾斜阻力(N)Fst=qG•g•H=103695.594.5、圆周驱动力Fu附加长度(m)L0=85.00系数C=1.06圆周驱动力(N)Fu=C•FH+Fs1+Fs2+Fst=157354.574.6、传动功率计算传动滚筒轴功率(kw)PA=Fu•v/1000=495.67联轴器效率η1=0.94减速器传动效率η2=0.94传动效率η=0.89电压降系η′=0.95多电机驱动不平衡系数η"=1.00电动机功率(kw)PM=PA/(ηη′η")=589.245.张力计算5.1、输送带不打滑条件校核输送带满载启动或制动时出现的最大圆周驱动力(N)Fumax=Ka•Fu=236031.85为保证输送带工作时不打滑，需在回程带上保证最小张力F2min(N)F2min≥Fumax/(eμφ-1)=1.8271.495.2、输送带下垂度校核允许最大下垂度(h/a)adm=0.01承载分支最小张力F承min≥a0(qB+qG)g/(8(h/a)adm)=15357.32回程分支最小张力F回min≥aU•qB•g/(8(h/a)adm)=9196.885.3、传动滚筒合力Fn(kN)令S1=F2min=1.8271.49Fn=Fumax+2S1=452.57根据Fn查第六章表6-1初选传动滚筒直径(mm)D=1400mm输送机代号=10063.2许用合力(kN)=560满足要求5.4、传动滚筒扭矩Mmax（kN•m）Mmax＝Fumax•D/（2000*1000）=74.35满足要求输送机代号=10063.2许用扭矩(kN•m)=80根据输送机代号和电动机功率，查表7-1驱动装置选择表得：驱动装置组合号为120140，根据组合号查表7-3得驱动装置各部件型号，再从表7-6查得低速轴联轴器型号及尺寸L=2555m5.5、各特性点张力令S1=F2min=108271.49满足不打滑条件，亦满足回程分支下垂度最小张力条件S2=S1+2*Fr=109471.49S3=1.02*S2=111660.92L'（m）＝30.45L'垂直拉紧装置与头轮间的水平距离S4=S3+f*L'*g*(qRU+qB)+1.5*Fr=112760.46S5=S6=1.03*S4=116143.27S7=S8=1.04*S6=120789.01S9=1.03*S8=124412.68S10=S9+f*L'*g*(qRU+qB)+1.5*Fr=125512.21S11=S12=1.02*S10=128022.46S13=1.04*S12=133143.366.拉紧装置计算6.1、拉紧力根据特性点张力计算结果F0=S6+S7=236932.286.2、重锤重量查6-6重锤拉紧装置型谱得GK＇=523查6-2改向滚筒型谱得GK＂=567GK=GK＇+GK＂=1090重锤的重量G=F0-GK=23062.127.输送带选择计算7.1、织物芯输送带层数Z稳定工况下输送带最大张力Fmax=Fu+S1=265626.06稳定工况下织物输送带静安全系数n=9棉帆布芯n取8~9，尼龙、聚脂帆布芯n取10~12初选输送带NN-100，由表3-2得σ=100Z＝Fmax•n/（B•σ）=23.91确定层数，取Z＝37.2、核定传动滚筒直径D系数C=80织物芯带每层厚度(mm)dB1=0.7核算传动滚筒直径(mm)D=CZdB1=168<630，满足条件8.输送带厚度和单位质量8.1、织物芯输送带厚度dB查表4-2得，织物芯带每层厚度(mm)dB1=0.7按4.1.2节原则，织物芯上覆盖层厚度(mm)dB2=3按4.1.2节原则，织物芯下覆盖层厚度(mm)dB3=1.5织物芯带厚度(mm)dB=dB1+dB2+dB3=5.2钢绳芯输送带厚度直接从表4-5选取8.2、织物芯输送带单位质量qB查表4-2得，织物芯带每层质量(kg/m2)qB1=1.02织物芯带单位质量(kg/m2)qB=(Z*qB1+1.14dB2+1.14dB3)*B=3.072钢绳芯输送带单位质量qB查表4-5得，钢绳芯带质量(kg/m2)qB2=19钢绳芯带单位质量qB=qB2*B=199.输送带总长度、总平方米数和总质量9.1、输送带几何长度Lz半径(m)R=80弧长(m)Lh=δ•π•R/180=8.04输送带水平段距离(m)LS=0输送带倾斜段距离(m)LN=1333.89改向滚筒直径(mm)d＝500输送带几何长度(m)Lz＝（D＋d）•π/（2•1000）+2•（Ls+Lh+Lx）=26859.2、接头长度LA查表3-22得，阶梯宽度b′=450织物芯带(m)：LA＝（（Z-1）•b′+B•ctg60°）/1000=1.48钢丝绳破段强度（N/根）Ps＝15000接头系数K＝1.40抽出力（N/mm）Fc＝38.00接头数N=Lz/100=2.66取N=3.00搭接长度（mm）L′＝Ps•K/Fc＝552.63钢绳芯带（m）：LA＝（3•L′+250）/1000＝1.919.3、输送带订货长度LD（m）LD＝Lz+LA•N＝2690.089.4、输送带订货平方米数MD(m2)织物芯带订货平方米数为(m2)MD=B*[Z+(dB2+dB3)/1.5]*LD=16140.48钢绳芯带订货平方米数为MD=B*dB/1.5*LD=9325.619.5、输送带总质量Qb(kg)输送带总质量（KG）Qb=LD*qb=8245.459.6.拉紧行程S（m）由表4-2查得输送带伸长率ζ=0.018S＝LZ*ζ/2+Sa=29.5210.机架的结构计算

计算依据

10.1、钢结构设计规范TJ17-74

10.2、材料的性能

选用材料为焊接H型钢（YB3302-81）和轧制型钢，材质为Q235-A

屈服极限

ζy=235

N/mm2

10.3、载荷计算

机架的载荷是按滚筒给定的载荷，机架是按起制动过程中可能承受的最大载荷。10.4、强度校核：

按第四强度理论：

式中：ζy——材料的屈服极限应力

N/mm2

ζ——结点的正应力

N/mm2

η——结点所受剪应力

N/mm2

M——计算截面的弯矩

N.mm

MJ——净截面抗弯模量

mm3

Q——计算截面的剪力

N

I——毛截面惯性矩

mm4

S——计算剪应力处以上的截面对中性轴的静面矩

mm3

δ——型钢腹板的厚度

mm

n——安全系数

稳定工况时

n=4

起制动工况时

n=2.511头部漏斗的设计计算

11.1、物料在头部滚筒上抛离点的计算

物料在头部滚筒上的抛离点与输送机带速、头部滚筒直径、倾角等因素有关，通过分析、计算可分为下面三种情况。(1)

水平输送机，且有：h=g*V2＞R

式中：V——带速

m/s

g——9.81m/s2

R——滚筒半径

m

(2)

上运倾斜输送机，且有h=gV2＞R时

物料抛料点，在滚筒内侧S点，其夹角α=β

(3)

当h=gV2＜R时，则无论是水平机还是斜倾机，抛料点均在滚筒外侧，且有：

11.2、抛料轴迹方程式：

(1)

以抛料点S为坐标点，S点切线方向为X轴，垂直向下为Y轴的抛料轨迹参数方程：

X／=V³t

Y=0.5³g³t

其中t为时间参数。

(2)

当h=g*V2＞R时，以抛物点为原点的直角坐标系下的抛料轴迹方程为：(3)

当h=g*V2＜R时，以抛物点为原点的直角坐标系下的抛料轨迹方程为：利用上述计算公式，可以画出任意条件下的物料抛料轨迹线。12.主轴的设计计算12.1.主要参数的确定主轴直径的选取通过计算及多方面的比较，本系列主轴直径为：传动主轴：500、630、800、1000改向主轴：250、315、400、500、630、800、1000主轴受力的确定原则：传动主轴：根据：F1≤F2eμα合张力：F=F1+F2（kN）扭矩：T=（F1-F2）（kN.m）经推导得出：驱动方式参数单主轴驱动(1:1)双主轴双电机（2:1）双主轴三电机合张力(kN)F=1.4F1F／=1.75F1F∥=0.71F1F／=1.45F1F∥=0.67F1扭矩(kN.m)T=0.375·D·FT1=T2=0.21·D·F1T1=2·0.14·D·F1T2=0.14·D·F1其中：F1：最大许用张力（N）D：主轴直径（m）μ：传动主轴和输送带之间的摩擦系数改向主轴合张力改向主轴合张力，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：2F1·100%·Sin(α/2)F=2F1·60%·Sin(α/2)2F1·30%·Sin(α/2)主轴的结构型式及确定原则：结构型式：参考国内外有关资料，本系列主轴根据承载能力分为：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，采用涨套联接主轴计算原则：轴的计算：依据《机械设计手册（中）》本系列主轴均采用45#钢，调质处理调质硬度：217～255HBσ-1=280N/mm2[σ-1]=60N/mm2轴的受力简图N.mmT=T1N.mm式中：F——主轴所受合力（N）T1——主轴所受扭矩（N.mm）(对于改向主轴T1=0)轴的强度的校核疲劳强度的校核：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。轴的刚度校核式中：E——弹性模量2.1×105N/mm2J——（mm）Fmax≤（～）l轴皮的计算：材料：Q235-A厚度的确定：轴皮的厚度取决于主轴直径、主轴长度、所受的拉力、制动时的摩擦等因素。本系列的轴皮厚度是根据各厂的生产经验确定。强度计算：许用应力：起动时[σ]=90N/mm2稳定运行时：[σ]=60N/mm2计算方法：根据所受合力、扭矩及轴皮厚度，参考西德LangeHallmuth提出的计算方法进行强度校核。底盘（轮毂+幅板）的设计计算：轮毂轮毂外径的确定：（DN）对于键联接：DN=（1.4～1.5）×d轴对于涨套联接：DN≥D×式中：D——为轮毂内径σ0.2——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轮毂长度的确定：对键联接：L≥L键+20(mm)对于涨套联接：L=(mm)材料：焊接型为Q235-A铸造型为ZG25幅板材料：Q235-A、ZG25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。幅板强度的校核许用应力[σ]=65N/mm2根据主轴所受的合张力、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键的挤压强度校核：P=≤[P]T——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/mm2涨套的校核涨套的扭矩不小于传动主轴扭矩的3～4倍M≤M——主轴的扭矩Mt——涨套公称扭矩轴承寿命的计算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系列轴承寿命的计算：主轴轴承寿命应大于5万小时计算公式：Lh=式中：C——轴承额定动负荷(kN)P——当量动负荷P=F/2(kN)F——主轴所受的合张力(kN)N——主轴转速r.P.mω——球轴承ω=3；滚子轴承ω=10/3本系列的主轴轴承寿命均大于5万小时13.托辊的计算13.1.三节托辊横梁的计算材料：选用角钢Q235许用挠度：[f]=受力简化图托辊横梁最大下挠fmaxfmax=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2.1×105N/mm2J——型钢的惯性矩mm4F=(Sρa0ψ+qBa0+GR)g(N)式中：S——物料截面积（m2）ρ——输送散状物料密度（kg/m3）a0——承载托辊间距(m)qB——输送带每米质量(kg/m)ψ——冲击系数ψ=1.1GR——托辊辊子质量（kg）S=S1+S2S1=(m2)S2=(m2)二节回程托辊下横梁的计算：材料：选用型钢角钢许用挠度：[f]=1/500受力简图托辊横梁最大下挠度fmax=式中：F——托辊承受的全部载荷F=（qBaυψ+GR）g(N)式中：aυ——回程托辊间距（m）ψ——冲击系数ψ=1.4辊子的计算辊子受力计算作用在托辊轴上载荷有：物料重量，输送带重量，托辊辊子转动部分重量一节平行辊子上分支：PO=(N)下分支：PU=（qBψaU+GR）g(N)二节V型辊子：PU=（0.5qBψaU+GR）g三节槽形（35°）托辊PO=(N)ψ0=S／/s=上面三式中：IV——体积输送能力M3/SV——带速M/S其它符号同前ψ=1.4辊子轴的弯曲刚度轴承处的许用转角不大于10／受力简图轴承处轴的转角a=＜10／J=mm4托辊轴危险断面弯曲应力：σ=＜[σ]式中：W=(mm3)材料为20号钢注：[σ]取170N/mm2托辊轴承寿命计算：设计的托辊轴承寿命应大于3万小时Lh=＞30000（小时）式中：n——工作转速（转/分）C——轴承的额定动负荷调心托辊计算摩擦上调心托辊计算上横梁受力计算受力简图C——C为危险段面中辊作用在上横梁的力F1F1=P0——承载分支对中辊的作用力P0=（N）S——输送带承载截面积（m）qB——输送带每米重量kg/mψ——物料对托辊的冲击系数取ψ=1.1a0——托辊间距取a0=1mρ——物料密度取ρ=2000kg/m3边辊作用在上横梁的力F2=（N）1)、2)中qZ为中托辊辊子重量，(kg)qB为边托辊辊子重量，(kg)边辊作用在B点力为，作用在A点为FB==（N）=FA=（N）上横梁选用型钢许用应力[σ]=170N/mm2上横梁强度计算M0=FBl1+FACos35°(l2+l3Cos35°)+FASin235°l3σ=＜[σ]图二上横梁刚度计算许用挠度[f]=FB在A点产生的挠度：FBA=×l式中：l=l2Cos35°+l3(mm)FA在A点产生的挠度：fAA=fA=fBA+fAA≤[f]式中：E=2.1×105N/mm2J——型钢的惯性矩mm4底座比压计算因为底座尺寸B500～B1000时全相同，因此只计算底座受力最大的情况即B1000，φ133时，底座的比压托辊所受载荷：F物=（lrψγ+qB）a0=2670N托辊自重：G=1070NF2=F物+G+FbCos35°=4150N图四以O点为支点，对上横梁求力矩平衡（参见图四）则有：F1×65=F物×100+Fb×Cos35°×(310+428×Cos35°)+Fb×428×Sin235-F2×37求得：F1=6980N比压P=≤[P]=4N/mm2式中：d——轴径，d=5mmL——底座下段受力宽度L=35mm解得：P=3.9N/mm2≤[P]故而比压满足要求上平调心辊子强度、转角计算轴的材料为20#钢许用应力