恩施帶式輸送機托輥間距的合理確定

李福固

(兗州礦區(qū)職工大學 , 山東 鄒城 273500)

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摘    要 : 通過對帶式輸送機托輥間距的現(xiàn)狀進行分析 ,論證了合理確定托輥間距的必要性 ,探討了托輥間距合理確定的方法及優(yōu)越性。

關鍵詞 : 帶式輸送機; 輸送帶; 托輥; 托輥間距; 張力

中圖號 :  TH222                                                                   文獻標識碼 : A

1         引言

在帶式輸送機中,托輥用于支承輸送帶和貨載 , 并使輸送帶的垂度不超過限定值。托輥的數(shù)量對于帶式輸送機的正常使用、平穩(wěn)運行、維護費用、功率消耗、整機價格有重要影響。因此 ,如能對托輥間距進行合理設計和布置 ,可減少托輥用量 ,降低整機價格 ,減少投資、營運及維護費用 ,節(jié)約能源 ,并帶來可觀的經(jīng)濟效益。

2         托輥間距的現(xiàn)狀及其分析

國產(chǎn)帶式輸送機托輥間距通常根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)確定 ,或通過輸送帶最小張力設計計算托輥間距。

211          根據(jù)廠家提供的數(shù)據(jù)確定

我國目前采用的DT Ⅱ型帶式輸送機規(guī)定的托輥間距為:

(1)  當運輸物料的松散密度 γ ≤1 600 kg/ m3時 ,承載托輥間距取 112 m ;

(2)  當運輸物料的松散密度 γ > 1 600 kg/ m3時 ,承載托輥間距取 110 m ;

(3)  對于鋼繩芯帶式輸送機 , 承載托輥間距一般取115 m ;(4)   回程托輥間距一般取 310 m。

實踐證明 ,由于上述數(shù)據(jù)是根據(jù)廠家所提供的經(jīng)驗數(shù)據(jù)確定 ,與實際工況可能存在很大差別。

212          根據(jù)最小張力確定托輥間距

根據(jù)逐點計算法,首先分別計算出輸送機承載段和空載段的最小張力值 ,由公式即可計算出承載托輥間距和回程托輥間距的理論更大值。

β———輸送機運輸傾角 , (°) 。

根據(jù)計算值 , 并考慮各種實際因素 , 可確定托輥間距。

213          現(xiàn)狀分析

以上兩種方法 , 其基本原理都是按承載段或回程段最小張力點的輸送帶張力確定托輥間距 , 在整個輸送機長度上 , 分別采用統(tǒng)一的托輥間距。這樣雖可簡化設計和制造工藝 , 但沒有根據(jù)輸送帶在輸送機長度上張力的變化及托輥的受力情況 , 合理確定托輥間距。對于短運距帶式輸送機的影響不大 , 但對于長運距帶式輸送機 , 則會大大增加托輥數(shù)量 , 從而使設備造價較高 , 運行阻力、功率消耗、維護費用等都會大量增加 , 因此很不合理。

3     托輥間距的合理計算

帶式輸送機在整個運輸長度上 , 輸送帶張力是連續(xù)變化的。合理的托輥間距應在滿足托輥承載能力及壽命要求、輸送帶下垂度要求的條件下 , 根據(jù)該處輸送帶張力的大小 , 來確定托輥間距。如在德國有一條 10 km 長的帶式輸送機 ,在全長 3/ 4 的區(qū)段 ,承載托輥間距達 4 m ,回程托輥間距達 8 m ,因而大大減少了托輥用量。

在設計時 ,托輥間距應同時滿足 2 個條件: (1) 托輥承載能力及使用壽命要求; (2) 保證輸送帶適當?shù)南麓苟取?/p>

311 根據(jù)托輥承載能力及使用壽命確定托輥間距

托輥的承載能力及使用壽命取決于物料的特性、單位長度輸送帶及貨載的質量 ,托輥間距、帶速、

承載托輥間距 a0

回程托輥間距 au

          Sminzh               

5 ( q  +  qd)  gncosβ

     Smink       

5 qd gncosβ

(1)

(2)

輥徑、輥子軸承和運行工況等因素 ,可由其動載和靜載分別計算如下:

(1)     承載托輥間距

式 中 S

minzh

———承載段輸送帶最小張力值 ,N ;

       [ p0 ]      

0            e ( q + qd) gn

(3)

Smink ———回程段輸送帶最小張力值 ,N ; qd ———單位長度輸送帶的質量 ,kg/ m ; q ———單位長度貨載的質量 ,kg/ m ;

按動載計算 a0

            [ p0 ]             e ( q + qd) gn f s f d f a

(4)

· 8  ·                          煤    礦    機    械                              2002 年第 2 期

式中  [ p0 ] ———承載托輥的輥子額定承載能力 ,N ;

e ———輥子載荷系數(shù);

f s ———運行系數(shù) ;

f d ———沖擊系數(shù) ;

f a ———工況系數(shù)。

以上各系數(shù)均可從有關資料上查得。

承載托輥間距取式(3) 、式 (4)  計算出較小值 , 即可滿足承載段承載能力的要求 ,并保證托輥的使用壽命高于 30 000 h。

(2)     回程托輥間距

按靜載計算 a   ≤ [ p0 ]                                   (5)

d    n

量減少托輥用量。

313          托輥間距的合理確定

根據(jù)以上的計算結果 , 可選取較小值確定托輥間距;同時 , 還要綜合考慮其他因素的影響 , 如物料性質、輸送帶寬度、輸送機傾角、實際運行情況等。輸送機較長時 , 可分段確定托輥間距。

314          優(yōu)越性分析

通過對帶式輸送機托輥間距的合理確定及優(yōu)化布置 , 可大大減少托輥用量 , 其優(yōu)越性是非常明顯的。

(1)    托輥成本約占輸送機成本的 30 % , 如果托輥數(shù)量減少一半 , 成本約降低 15 % 。因此將會大幅

按動載計算 au

≤   [ p0 ]       eqd gn f s f d f a

(6)

度減少投資。

(2)    托輥數(shù)量減少 , 使輸送機運行阻力降低 , 功

回程托輥間距取式(5) 、式(6) 計算出的較小值即可滿足回空段承載能力的要求 ,并保證托輥的使用壽命高于 30 000 h。

312 根據(jù)輸送帶下垂度確定托輥間距

輸送帶下垂度取決于托輥間距、該處的輸送帶張力、單位長度輸送帶和貨載的質量等因素 ,一般要求比較合適的輸送帶下垂度為 1 % ,計算如下:

率消耗減小 , 節(jié)約電能。

(3)    由于帶式輸送機托輥用量很大 , 且易出現(xiàn)故障 , 故減少托輥用量 , 使維護工作量和費用降低。

(4)    延長輸送帶使用壽命 , 降低輸送帶跑偏率 ,

提高運行可靠性。

參考文獻 :

[ 1 ] 楊林 1 長距離帶式輸送機的托輥間距優(yōu)化[J ]1 礦山機械,2001 ,

(1)        承載托輥間距 a0

(2)        回程托輥間距 au

      8 Fk        ( q + qd) gn

≤8 Fk

qd gn

(7)

(8)

(3) :46 —471

[ 2 ] 機械工業(yè)部北京運輸機械研究所 1DTⅡ型固定式帶式輸送機設計選用手冊[ M]1 北京:冶金工業(yè)出版社,19941

[ 3 ] 楊復興 1 恩施膠帶輸送機結構、原理與計算[ M]1 北京:煤炭工業(yè)出版

式中   F ———該處輸送帶張力 ,N ;

社,19901

[ 4 ] 于學謙 1 礦山運輸機械[ M]1 徐州:中國礦業(yè)大學出版社,19891

k ———輸送帶下垂度 , 一般取 k  = 0101 。                                               

由式(7) 、式(8) 可知 , 在 q 、qd 和 k 一定的情況下 , 托輥間距取決于該處輸送帶張力的大小。為滿足下垂度要求 , 張力較小的區(qū)段采用較小的托輥間距 , 張力較大的區(qū)段可采用較大的托輥間距 , 這樣可大

作者簡介 : 李福固(1969 - ) ,山東鄒城縣人,1991 年畢業(yè)于原山東礦業(yè)學院,現(xiàn)從事礦山機械的科研及教學工作,已發(fā)表論文數(shù)篇。

收稿日期 :2001208231