大傾角上運式帶式輸送機的選型設計

張 佳 王 飛 王曉亮 潘江如 黃 艷

（新疆工程學院機電工程學院）

帶式輸送機作為一種高效的傳送運輸機械，廣泛應用于冶金、化工、煤炭及礦山等行業［1］。 帶式輸送機主要有固定帶式輸送機、管型帶式輸送機、 氣墊帶式輸送機及壓帶式帶式輸送機等，煤礦大都采用固定帶式輸送機， 隨著煤炭業的發展，傳統的帶式輸送機不能滿足企業個性化物料傳輸需求［2］。

近些年，大傾角、長距離帶式輸送機逐漸應用起來，大傾角帶式輸送機比普通帶式輸送機傾角更大，輸送距離更長，容易出現皮帶振動和物料滑落的情況，影響輸送效率和輸送安全，在運用大傾角帶式輸送機時，必須要進行嚴格的選型設計［3］。 新疆哈密某煤礦因改擴建需要一臺大傾角上運式皮帶輸送機，煤礦技術人員提供的設計條件為：運量Q=350t/h；輸送長度L=120.033m；帶速v=2.5m/s；輸送傾角δ=25°，上運；原煤塊度a=200mm。

1 帶式輸送機設計方案

1.1 輸送帶的選用設計

輸送帶在物料輸送過程中起到承載作用，也起到牽引傳動作用，輸送帶的帶速、帶寬均影響輸送機的輸送能力［4］。 根據給定條件可計算輸送帶的帶寬。

式中 B——輸送帶帶寬，mm；

K——貨載斷面系數，取460；

ε——貨載密度，取0.8t/m3；

μ——輸送機的傾斜系數，取0.81。

考慮到實際運輸時，可能由于輸送帶的傾角較大、距離較長造成物料撒落，同時根據輸送帶的規格，選擇帶寬B=1000mm的鋼絲繩芯輸送帶，型號為ST1600，帶重量qB=23.1kg/m，該輸送帶不僅可以滿足高強度、長距離的工作要求，也滿足礦井內防燃、防爆的要求。

1.2 輸送能力驗算

如圖1所示，輸送物料是原煤，通過查原煤的物理參數可知，原煤的運行堆積角θ=20°，托輥槽角λ=35°，承載托輥中間輥子的長度l3=380mm，通過以上參數可求得輸送帶上的截面面積S， 進一步求得理論運量， 如果理論運量大于設計運量，則該設計可以滿足需求［4，5］。

如圖1所示，輸送機截面面積S=S1＋S2，其中：

圖1 輸送機輸送截面

輸送帶可用寬度b=850mm；輸送帶實際寬度B=1000mm。 由以上公式求得輸送機截面面積S=0.1127m3，理論運量Ql=3.6Svkρ，其中，傾斜輸送機面積折算系數k=0.659，原煤堆積密度ρ=900kg/m3，由此可知，理論運量Ql=634.27t/h，大于設計運量Q，故該設計的輸送能力滿足設計要求。

1.3 輸送帶的布置形式

根據給定的設計參數并結合實際工作情況［6］，確定大傾角上運式帶式輸送機的布置形式和張力點分布（1～13）如圖2所示。

圖2 輸送帶的布置形式和張力點分布

2 帶式輸送機選型設計

2.1 基本參數計算和托輥的選型

根據帶寬并綜合考慮原煤的松散密度、經濟成本等因素［7］，按照托輥的選型標準，選用35°槽型托輥組，托輥直徑為133mm，承載分支托輥的間距ao=1.2m，回程分支托輥的間距au=3.0m。

2.1.1 基本參數計算

2.1.2 托輥的選型

托輥靜載荷可分為承載分支托輥靜載荷Po和回程分支托輥靜載荷Pu。托輥載荷系數fe=0.80，輸送帶每米質量qB=23.1kg/m，并代入其他參數值可得，Po=feao（qG+qB）g=584N，Pu=feauqBg=680N。

托輥動載荷可分為承載分支托輥動載荷Po′和回程分支托輥動載荷Pu′。 運行系數fR=1.2，沖擊系數fd=1.0，工況系數fa=1.1，并代入其他參數可得Po′=PofRfdfa=771N，Pu′=PufRfa=897N。

已知承載分支托輥輥子額定載荷Poe=4070N，回程分支托輥額定載荷Pue=1120N，經計算，該選型設計的托輥靜、動載荷均小于額定載荷，滿足設 計 要 求［10］，因 此，確 定 托 輥 規 格 為φ133mm×1000mm，查相關資料，托輥軸承選用6305/C4。

2.2 各項阻力及圓周驅動力計算

主要阻力FH=fgL［qro+qru+（2qB+qG）cosδ］，其中，摩擦系數f=0.03，重力加速度g=9.81m/s，承載分支每米長度旋轉部分質量qro=15.75kg/m； 輸送帶傾斜角度δ=25°，經計算，主要阻力FH=3470N。

附加阻力FN=（C-1）FH，其中，附加阻力系數C取1.78，經計算，附加阻力FN=2706N。

一般地，附加特種阻力FS2為清掃器摩擦產生阻力Fr與卸料器摩擦阻力之和［13］，該設計無需卸料器，故附加特種阻力FS2等于清掃器摩擦產生阻力Fr，即FS2=Fr=nqstFrRO+nqsvFrRU，其中，頭部清掃器個數nqst取1；尾部清掃器個數nqsv取2；頭部清掃器摩擦阻力FrRO，經計算為600N；尾部清掃器摩擦阻力FrRU，經計算為900N；經計算，附加特種阻力FS2=2400N。

傾斜阻力Fst=qGgH， 其中輸送機輸送高度H=50.7m；經計算，傾斜阻力Fst=19342N。

輸送機圓周驅動力Fu為上述計算中各項阻力之和，即，Fu=FH+FN+FS1+FS2+Fst=28038N。

2.3 傳動輥筒的選型

傳動輥筒的直徑D≥145dB，其中，鋼絲芯直徑dB查表可取4.0mm；經計算，直徑D=580mm。 考慮到覆蓋膠變形量和輸送帶表面比壓［14］，取傳動輥筒的直徑D=800mm。 查輥筒的標準參數，選用型號為10080.3，許用合力為168kN。

穩定運行時傳動輥筒的功率PA=Fuv×10-3=70.1kW。

2.4 電動機和減速器的選型

2.4.1 電動機選型

根據求得的傳動輥筒的功率PA，可計算出電動機功率PM=PA/（η1η2η3）， 其中傳動效率η1取0.8；電壓降系數η2取0.95； 不平衡系數η3取1.0； 經計算，電動機功率PM=92.2kW。

根據計算得出的電動機所需功率，查電動機型號標準［15］，并考慮實際工作時損耗情況，采用1臺電動機，電動機選用Y315S4型號，電動機的額定功率110kW，額定轉速為1 480r/min。

2.4.2 減速器選型

根據以上計算結果，并考慮與電動機功率匹配［16］，可選擇專用皮帶輸送機減速器B3SH09-B-40型減速器，功率110kW，傳動比40，實際工作時電動機需要連接變頻器再次調速以滿足帶速需求。

2.5 拉緊裝置的選型

輸送機拉緊裝置是保障輸送機正常運行的必要結構之一［17］，可以增加輸送帶與驅動輥筒之間的摩擦力，以增加驅動力，并且降低托輥間輸送帶的垂度，保障承載分支的張力［18］。 該設計中，需要設計一拉緊裝置，拉緊裝置的配重G=2.1{FU/［g（euφ-1）］+（qB+qru）fL′-qBH′}，其中，歐拉系數euφ取3.39；摩擦系數f=0.022；垂直拉緊裝置與頭輪水平距離L′=10.0m； 垂直拉緊裝置與頭輪豎直距離H′=4.66m；經計算，拉緊裝置的配重G=2164kg。

根據拉緊裝置所需的重量，選擇型號為YZL-01-50的自動液壓拉緊裝置，拉緊力可達到50kN，滿足設計需求。

3 張力計算及校核

3.1 輸送帶不打滑的條件

綜上，要保證輸送帶在運行時不打滑，輸送帶在傳動輥筒繞出點的最小張力F2min≥30038N。

3.2 輸送帶各點張力計算

按照輸送帶不打滑的條件計算各點張力，即令傳動滾筒奔離點最小張力S1＝F2min=30038N，從而得知其他點的張力分別為：

3.3 輥筒的校核

根據之前計算得出的圓周驅動力，可求得傳動輥筒的合力。

啟動時，傳動輥筒的合力Fna=Fua+2F2min，其中，運行時傳動輥筒圓周力Fua=43255N； 輸送帶在傳動輥筒繞出點的最小張力F2min=30038N； 經計算，傳動輥筒的合力Fna=103.3kN。

由此，可計算傳動輥筒扭矩Mmax=FuaD/1000。其中，運行時傳動輥筒圓周力Fua=28038N；經計算，傳動輥筒扭矩Mmax=22.4kN·m。

查輥筒的標準參數可知，初選輥筒的許用扭矩為168kN·m， 該輥筒的最大扭矩為22.4kN·m，小于許用扭矩，該選用的輥筒符合設計要求。

3.4 輸送帶下垂度校核

輸送機垂度滿足的條件為：兩個托輥之間的輸送帶的垂度不能大于最小張力條件［19］。

根據上述計算可知，輸送帶13點的張力S13大于承載分支最小張力FROmin，同時12點的張力S12大于回程分支最小張力FRUmin，滿足輸送帶下垂度要求。

4 結論

4.1 筆者以新疆哈密某煤礦提供的設計參數為依據，結合實際需求情況，參考固定帶式輸送機的設計方法，選型設計一種大傾角上運式帶式輸送機，運量為350t/h；運距達120m，輸送機傾角為25°，該設計參數符合設計需求。

4.2 對輸送機的主要工作部件進行了選型設計以及計算，最終，選用輸送帶的帶寬為1000mm，型號為ST160； 選用托輥規格為φ133mm×1000mm，托輥軸承選用6305/C4；傳動輥筒的直徑D取800mm。 選用型號為10080.3； 電動機選用Y315S4型號，電動機的額定功率110kW，額定轉速為1 480r/min； 拉緊裝置選擇型號為YZL-01-50的自動液壓拉緊裝置。

4.3 隨著煤礦機械的不斷發展， 標準化的帶式輸送機不能滿足多種行業的需求，長距離、大傾角帶式輸送機的應用越來越廣泛， 在選型設計中，要結合實際工作情況來進行選型設計，該選型設計的帶式輸送機工作可靠，數據準確，為不同需求下的帶式輸送機的選型設計提供參考價值。