運輸機輸送機-DTⅡ型皮帶機設計【含全套CAD圖紙】
- 1 -設計說明書DT型皮帶機設計- 2 -目 錄一.設計任務二.設計計算1、驅動單元計算原則52、滾筒的設計計算143、托輥的計算204、拉緊裝置的計算295、中間架的計算336、機架的結構計算357、頭部漏斗的設計計算378、導料槽的設計計算409、犁式卸料器的計算43三:設計資料查詢47四:設計體會48- 3 -一、設計任務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;導料槽長:L=10m提升高度:H=22.155m;傾角:=13.6;容重:=0.985t/m31.4 工作環(huán)境:室內布置,每小時啟動次數(shù)不少于 5 次。- 4 -2 設計要求2.1. 設計要求2.1.1 保證規(guī)定的生產率和高質量的皮帶機的同時,力求成本低,皮帶機的壽命長。2.1.2 設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,應注意外形美觀,各部分比例協(xié)調。2.2 設計圖紙總裝圖一張,局部裝配圖三張,驅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,并標明數(shù)據(jù)出處。2.3.2 計算過程詳細,完全。2.3.3 公式的字母應標明,有時還應標注公式的出處。2.3.4 內容條理清楚,按步驟書寫。2.3.5 說明書要求用計算機打印出來。- 5 -二.設計計算書1 驅動單元計算原則1.1 整機最大驅動功率(kw)式中:N電機功率 (kw)Smax膠帶最大帶強 (N)傳動滾筒與膠帶之間的摩擦系數(shù)傳動滾筒的圍包角V帶速 (m/s) 總 傳動單元總效率 =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 5001400 36尼布 NN-150 150 1.1 6501600 3610)(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 6501800 36NN-250 250 1.3 6502200 36尼布 NN-300 300 1.4 6502200 36聚酯 EP-200 200 1.3 6502200 36b) 膠帶帶寬與許用層數(shù)的匹配500 650 800 1000 1200 1400CC-56 34 45 46 58 58 68NN-150 34 35 46 56 56NN-200 34 35 36 46 46EP-200NN-250 3 34 36 46 46EP-300NN-300 3 34 36 46 46c) 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=89尼 龍 帶:n=1012鋼繩芯帶:n=795、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、尖峰負荷情況以及制造質量等按 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。臨界轉速校核按機械設計手冊 (中) (化學工業(yè)出版社)P785,軸的臨界轉速校核:帶寬 B帶速 V- 8 -n0.75n C1式中:n減速器輸入軸轉速 r/minnC1允許轉速 r/minnC1的計算參考表 8-377 中的有關計算。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;導料槽長:L=10m提升高度:H=22.155m;傾角:=13.6 ;容重:=0.985t/m31.4 工作環(huán)境:室內布置,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部分質量 qRO承載輥子旋轉部分質量 qR0=8.21kg 承載分支托輥間距 a0=1.2m承載輥子輥徑為 133,軸承為 4G3052.1.4 回程分支每米托輥旋轉部分質量 qRU回程輥子旋轉部分質量 qRU=21.83kg qRU=11.64kg 回程分支托輥間距 aU=3.0m 回程輥子軸徑為 133, 軸承為 4G305mkganqRO/52.0.1830mkganqUR /2156.794.23.1 - 9 -2.1.5 每米輸送物料的質量 qG2.1.6 每米輸送帶質量 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 1 =Cr OLe1(qB+qG)gCosSin =0.450.492(18.76+166.667)9.81Sin2=1052N式中:C r=0.45 O=0.4 Le1=92m =2 b) 回程段分支托輥前傾阻力:F 2 = OLe2qBgCos CosSin=0.430.718.769.81Cos10Sin2=78N式中:=10 Le2= =30.7m931F =承載分支托輥前傾阻力+回程段分支托輥前傾阻力=1052+78=1130Nc) 輸送物料與導料擋板間的摩擦阻力 FglFgl= NbvglI 5.3877.05210.9843.062321 由上得:F S1=F + 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 =A 3=0.01471040.6=588N式中:A=1.40.01=0.014m2 =7104N/m2 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 =mg 3=30.99.810.6=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 =2588+2182=1540N(兩個合金清掃器和兩個空段清掃器)2.3 園周力 FUFU=CfLgqR0+qRU+(2qB+qG)+qGHg+FS1+FS2=1.8360.025929.8120.525+7.2156+(218.76+166.667)+166.66722.1559.81+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=518892.5=129.7kw2.4.2 驅動電機所需功率: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 + F13.2 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 500 44.1+0.00225S2 FL1B3 500 44.1+0.002256S4 FL2B4 800 27.56+0.00140625S5 FL3B5 500 44.1+0.002256S6 FL4B6 500 44.1+0.002256S8 FL5B7 800 27.56+0.00140625S9 FL6b) 滾筒軸承阻力:3.2.2 物料加速段阻力 FbAFbA=IV(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/smg31.608.95103.2.4 輸送物料與導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TtDddBFL01.49- 12 -FC 承 =Lfg(qRO+qG+qB)(qB+qG)Hg=920.0259.81(20.525+166.667+18.76)+(18.76+166.667)22.1559.81 =44948N3.2.6 回程分支運行阻力 FKFH3-4= Lfg (qB+qRU)qBHg=48.950.0259.81(18.76+7.2156)- 18.7611.89.81=-1860NFH7-8= Lfg (qB+qRU)qBHg2=43.050.0259.81(18.76+7.2156)-18.7610.3559.81=-1631N3.2.7 張力值計算(由上張力關系式計算而得)由 3.1 張力關系式計算得: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=518891.5=77833.5N 啟動系數(shù) KA=1.5 =0.35 =200 e=3.4暫取 S2=32431N,代入上述關系式得: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=24254NS 9=31018N 滿足要求4.1.2 對于下分支(回程分支)Fmin=6901NS 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 n1012 的要求7、拉緊裝置重垂質量的計算垂直拉緊裝置設在距地平面高約 6.7m 處,則拉緊滾筒合張力 FHFH=S5,+S 6,=32165+32238=64403N重錘質量:G= -G1-G2= -1350-777=4438KggFH8.96403取重錘塊(圖號 DTD-1)的數(shù)量為 310 塊,約 4.65t式中:G1- 垂拉滾筒 DT06B6142 的質量,KgG2- 垂直拉緊裝置 DT06D2146 的質量, Kg8、 張力簡圖2.1820571max FBNahgqGBO 2451.88.9)67.(2.18)(mxmin NahgqBO6901.8713mxin - 14 -F2 =0F2 =131 173甲 乙 皮 帶 機 張 力 簡 圖2.2 滾筒的設計計算一.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 1F 2e 合張力:F=F 1+F2 (kN)扭矩:T=(F 1-F2) (kN.m)D- 15 -經推導得出:驅動方式參數(shù)單滾筒驅動 (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=0.375DF T1=T2=0.21DF1 T1=20.14DF1T2=0.14DF1其中:F1:膠帶最大許用張力 (N)D:滾筒直徑 (m):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:2F1100%Sin(/2)F= 2F160%Sin(/2)2F130%Sin(/2)二、 滾筒的結構型式及確定原則:1、 結構型式:參考國內外有關資料,本系列滾筒根據(jù)承載能力分為:輕、中、重三種結構型式。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)機械設計手冊(中) 本系列滾筒軸均采用 45#鋼,調質處理調質硬度:217255HB-1=280 N/mm 2-1=60 N/mm 2 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) 軸的強度的校核疲勞強度的校核:FlM2 2FlFF2FFM22F- 17 -安全系數(shù)S=1.8根據(jù)額定載荷按照機械設計手冊中關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計手冊中關于軸的靜強度校核的計算方法進行計算。 軸的剛度校核式中:E彈性模量 2.110 5N/mm2J (mm)46dFmax( )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)各廠的生產經驗確定。3、 強度計算:22max31lalFfmax- 18 -許用應力:起動時=90N/mm 2穩(wěn)定運行時:=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)的設計計算:1、 輪轂 輪轂外徑的確定:(D N)對于鍵聯(lián)接:D N=(1.41.5)d 軸對于漲套聯(lián)接:D ND CPN2.0式中:D為輪轂內徑 0.2為輪轂材料屈服總極限PN輪轂上單位面積壓力C根輪轂形式有關的系數(shù) 輪轂長度的確定:對鍵聯(lián)接:LL 鍵 +20 (mm)對于漲套聯(lián)接:L= (mm)4.06工 作L 材料:焊接型為 Q235-A鑄造型為 ZG252、 幅板 材料:Q235-A、ZG25 幅板厚度:幅板厚度的確定根據(jù)柔性設計方法進行確定。即使幅板的剛性控制在最佳值范圍進行設計。 幅板強度的校核許用應力=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,并使其應力小于許用應力- 19 -(四) 鍵的擠壓強度校核:P= PlkdT2T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 34 倍M 43tMM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:滾筒軸承壽命應大于 5 萬小時計算公式:Lh=PC601式中:C軸承額定動負荷 (kN)P當量動負荷 P=F/2 (kN)F滾筒所受的合張力 (kN)N滾筒轉速 r.P.m- 20 -L1l2FfmaxF2(l-1)/2球軸承 =3;滾子軸承 =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)(凸凹弧處應考慮膠帶的影響)E彈性模量 2.110 5 N/mm2J型鋼的慣性矩 mm 4F=(Sa 0+q Ba0+GR)g (N)式中:S物料截面積 (m 2)- 21 -le/2F輸送散狀物料密度 (kg/m 3)a0承載托輥間距 (m)qB輸送帶每米質量 (kg/m)沖擊系數(shù) =1.1GR托輥輥子質量 (kg)S=S1+S2S1= (m2)5)05.9.(2tgCosLBLS2= (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 S20.9B-51- 22 -0.9B+5 LS4、 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 Ba +G R)g (N)式中:a 回程托輥間距 (m)沖擊系數(shù) =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,托輥輥子轉動部分重量1、 一節(jié)平行輥子上分支:P O= (N)gGaqVIRB010下分支:P U=(q Ba U+GR)g (N)2、 二節(jié) V 型輥子:PU=(0.5q Ba U+GR)g3、 三節(jié)槽形(35)托輥PO= (N)gGaqIRBV001 0=S /s= SL2354.693.- 23 -MBL+1P/2Dd0.5b 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=1.4(二) 輥子軸的彎曲剛度軸承處的許用轉角不大于 101、 受力簡圖2、 軸承處軸的轉角a= 10 601842EJbLqPBJ= mm46d3、 托輥軸危險斷面彎曲應力:= WMmax- 24 -式中:W= (mm3)32d材料為 20 號鋼注:取 170N/mm2(三) 托輥軸承壽命計算:設計的托輥軸承壽命應大于 3 萬小時Lh= 30000 (小時)36201PCn式中:n工作轉速 (轉/分)C軸承的額定動負荷四、 調心托輥計算(一) 摩擦上調心托輥計算1、 上橫梁受力計算受力簡圖CC 為危險段面1) 中輥作用在上橫梁的力 F1F1= ZqP02P0承載分支對中輥的作用力35lFB12CBFACA- 25 -35lFB1圖 二2AP0= (N)gaqSB0021S輸送帶承載截面積 (m)qB輸送帶每米重量 kg/m物料對托輥的沖擊系數(shù) 取 =1.1a0托輥間距 取 a0=1m物料密度 取 =2000kg/m 32) 邊輥作用在上橫梁的力F2= (N)gqPB0411)、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)gqPgqPBZ004134= 61250FA= (N)gqPB032、 上橫梁選用型鋼許用應力 =170N/mm 23、 上橫梁強度計算M0=FBl1+FACos35(l2+l3Cos35)+FASin235l3= WC- 26 - 240圖 三 13 13T圖二4、 上橫梁剛度計算許用撓度 f= 50lFB在 A 點產生的撓度:FBA= llEJl12136式中:l=l 2Cos35+l3 (mm)FA在 A 點產生的撓度:fAA= EJl3fA=fBA+fAAf式中:E=2.110 5 N/mm2J型鋼的慣性矩 mm45、 底座比壓計算因為底座尺寸 B500B1000 時全相同,因此只計算底座受力最大的情況即 B1000,133 時,底座的比壓B1000 時膠帶最大張力(n=8,z=8)Tmax= N56081056當膠帶跑偏達 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 r+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:F165= F 物 100+FbCos35(310+428Cos35)+F b428Sin235-F237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 2P故而比壓滿足要求Fb42835101圖 四651037F2物- 28 -連 桿(二) 上平調心輥子強度、轉角計算1、軸的材料為 20#鋼許用應力為:=170N/mm 22、軸承處軸的許用轉角即制為 103、計算公式:d2.17 3Ma= 26040EJblP式中:d許用最小軸徑, (mm)M軸所受彎矩, (N.mm)軸許用應力 (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軸承處軸的轉角 (分)(三) 錐形調心托輥連桿穩(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=2.1105 N/mm2J桿件的慣性矩 mm4l桿長 mm實際產生的糾編力 PP 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、固定絞車拉緊裝置二、 張緊 F 的確定按不打滑條件 e1按滿足垂度條件: %80gqaGB當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固定絞車拉緊力: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絞車拉緊:17四、 絞車的設計計算1、 牽引力的確定 F:由于絞車拉緊裝置分為: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: 鋼絲繩的規(guī)格選為:619.5-18.5鋼絲繩直徑的選擇由 SP=Fn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
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