寺塔煤礦主斜井帶式輸送機的設計研究

摘 要：主斜井帶式輸送機是整個礦井的\"咽喉\"部位，對礦井的正常生產起著決定性作用。主斜井帶式輸送機服務不同煤層時運量發生改變，文章通過計算說明，通過改變驅動系統的個數可以兼顧滿足主斜井前后期不同運量的變化。

關鍵詞：主斜井帶式輸送機；方案對比；驅動系統；運量

1 簡介

大同煤礦集團寺塔煤礦有限責任公司井田位于河津市北西約20km，西鄰黃河，與陜西省韓城市隔河相望，是一個整合礦井。本礦井采用斜井開拓方式，礦井設計生產能力1.20Mt/a。主斜井井口標高+495.6m，傾角16°，凈寬4200mm，凈斷面積13.65m2，斜長868m。在帶式輸送機集中大巷及主斜井井筒（傾角1.5°～16°，斜長約1790米）內裝備一臺鋼絲繩芯帶式輸送機，擔負礦井原煤的提升任務。

2 主斜井原煤輸送能力計算

本礦井設有采區緩沖煤倉，因此：Q= ka A /d/h=1.15×1.2×106/330/16=261.4t/h

式中：Q-主斜井運輸能力，t/h；A-主斜井生產能力，1.20Mt/a；ka-不均衡系數，按照《煤炭工業礦井設計規范》取1.15；d-年工作日，330d；h-日工作時間，16h。

由于各工作面開機時間、出煤量不穩定，采區煤倉對采、掘工作面的峰值來煤起到了較好的緩沖作用，確定主斜井帶式輸送機的運輸能力為400t/h。

3 主斜井帶式輸送機設計依據

礦井生產能力：1.20Mt/a

膠帶集中大巷及主斜井井筒傾角：δ=1.5°～16°帶式輸送機長度：L≈1790m；帶式輸送機提升高度：H≈271m；煤的松散容重：ρ=1000kg/m3；原煤粒度：0～300mm；帶式輸送機工作制度：330d/a、16h/d。

4 主斜井帶式輸送機小時輸送能力的論證

本礦井設計生產能力1.20Mt/a，前期采2號煤層，后期采10號煤層，為了兼顧后期采10號煤層時運輸，主斜井落底到10號煤層。在主斜井井底，利用2號煤層與10號煤層高差（約50m）設井底煤倉。前期2號煤層運至井底煤倉，再由甲帶給料機給到主斜井帶式輸送機（運量Q=400t/h）上，運至地面。后期10號煤層大巷帶式輸送機直接搭接到主斜井帶式輸送機上，大巷帶式輸送機與工作面總來煤量相適應，主斜井帶式輸送機的輸送機（運量Q=700t/h）能力與大巷帶式輸送機相適應，結合設備開機率及適當的不均勻系數等因素，確定主斜井帶式輸送機的運量為前期為400t/h，后期為700t/h。

5 主斜井帶式輸送機選型計算

5.1 帶寬、帶速、托輥直徑

對該主斜井帶式輸送機運距長達1790m、提升高度271m的實際情況，輸送帶寬度、帶速的合理確定，顯得尤為重要。

輸送機的運輸能力與帶寬、帶速成正比，在運輸能力一定時，帶寬與帶速成反比。增加帶寬，需要加大主斜井井筒斷面積，增加了施工工程量。提高帶速，可減小帶寬以及輸送帶的張力，從而減小輸送機的外形尺寸，進而減小主斜井巷道寬度。但提高帶速后托輥的直徑也將加大，作為易損件其成本提高，同時輸送帶的磨損將加大，且因本主斜井為進風井，帶速過大易揚起煤塵，增加煤塵爆炸的危險，另外對輸送機制造、安裝水平的要求更高，帶式輸送機方案比選見表1。

在方案比選表中，方案一與方案二分別采用B=1000mm、B=1200mm兩種不同帶寬方案，兩種方案中不同的是帶強、制動器、逆止器型號。分析兩種方案，方案一的優點為礦建工程量少，雖然帶強相對高一級，但綜合分析整條帶式輸送機設備投資相對較少；方案二雖然帶強較低，但帶寬增加，整條帶式輸送機投資較大，且礦建工程量也大于方案一。綜合考慮帶寬、帶強、傳動裝置速比功率關系等多種因素，確定帶寬B=1000mm，帶速為v=3.15m/s，托輥直徑φ=133mm。最終確定主斜井帶式輸送機按Q=400t/h（后期Q=700t/h ）、B=1000mm、v=3.15m/s、δ=1.5°～16°、L=1790m、H≈271m進行設計。

5.2 帶式輸送機選型計算

5.2.1 初期帶式輸送機基本參數

運量：Q=400t/h；帶寬：B=1000mm；行速度：v=3.15m/s；機長：L=～1790m；傾角：δ=1.5°～16°；凈高差：ΔH=271m；初選輸送帶強度：St 2000N/mm；托輥運行阻力系數：f=0.03；傳動滾筒摩擦系數：μ=0.3；上托輥間距：ao=1.2m；下托輥間距：au=3m；每米承載托輥轉動質量：qRO=15.75kg/m；每米回程托輥轉動重量：qRU=6.07 kg/m；每米物料質量：qG=35.27kg/m；每米輸送帶質量：qB=34.00kg/m；附加阻力系數：C=1.05；重力加速度：g=9.81m/s2。

（1）圓周驅動力計算

本帶式輸送機為1.5°～16°全程上運，根據經驗知最危險工況為：全程滿載工況。全程滿載工況。

此時，主要阻力：C·FH=CfLg（qRO+qRU+（2qB+qG）conδ）=67.8kN；特種主要阻力：FS1=3.6kN；特種附加阻力：FS2=4.0kN；傾斜阻力：Fst=93.5kN；圓周驅動力Fu=C·FH+FS1+FS2+Fst=168.9kN。

（2）電動機功率

帶式輸送機正常運行時滾筒總的軸功率：PA=Fuv=532kW

驅動裝置為2驅，功率配比為1：1，驅動電機所需驅動功率：PM=PA/2η=328kW

式中：η-總傳動效率，取η=0.81。

實際選擇電機功率N=400kW，滿足要求。

（3）輸送帶張力計算

該輸送機采用頭部雙傳動滾筒兩電機驅動（功率配比1：1），假設第二傳動滾筒的圍包角用足，即α2=200°，eμα2=2.85（μ=0.3），FU2=FU/2=84.5kN。

假設輸送帶不打滑，則最小張力為：

S2≥KA·FU2/（eμα2-1），啟動系數KA=1.05（變頻軟起動）

S2=48kN

S1=Fu+S2=217kN

尾部張力S3≈S4=S2+FS2+FHU+Fεu-qBHg=-16.3kN

按輸送帶允許最大下垂度計算最小張力：

承載分支：Smin≥ao（qB+qG）g/8（h/a）max=10.2kN

回程分支：Smin≥auqBg/8（h/a）max=12.5kN

取（h/a）max=0.01，ao=1.2m，au=3m

可見不滿足承載分支、回程分支最小張力要求，

故取尾部張力S3≈S4=12.5kN

S2=S3-FS2-FHU-Fεu+qBHg=77kN

S1-2=S2+FU/3=166kN

S1=Fu+S2=246kN

防滑驗算：

a.一傳動滾筒：α1≥170° eμα1=2.435

不打滑條件：■≤eμα1

246/166=1.48≤eμα1，滿足不打滑條件。

b.第二傳動滾筒：α2=200° eμα2=2.85

不打滑條件：■≤eμα2

166/77=2.16≤eμα2，滿足不打滑條件。

按垂度條件計算及按不打滑條件驗算，張力均滿足要求。

（4）輸送帶安全系數計算

n=BSt/S1=1000×2000/246000=8.13

可見，安全系數在許用值7～9范圍內，輸送帶強度St2000滿足要求。

5.2.2 后期帶式輸送機選型計算

帶式輸送機基本參數如下：

運量：Q=700t/h；帶寬：B=1000mm；運行速度：v=3.15m/s；機長：L=1790m；傾角：δ=1.5°～16°；凈高差：ΔH=271m；初選輸送帶強度：St 2500N/mm；托輥運行阻力系數：f=0.03；傳動滾筒摩擦系數：μ=0.3；上托輥間距：ao=1.2m；下托輥間距：au=3m；每米承載托輥轉動質量：qRO=15.75kg/m；每米回程托輥轉動重量：qRU=6.07 kg/m；每米物料質量：qG=61.73kg/m；每米輸送帶質量：qB=36.80kg/m；附加阻力系數：C=1.05；重力加速度：g=9.81m/s2。

（1）圓周驅動力計算

本帶式輸送機為1.5°～16°全程上運，根據經驗知最危險工況為：全程滿載工況。

此時：主要阻力C·FH=CfLg（qRO+qRU+（2qB+qG）conδ）=85kN

特種主要阻力：FS1=4.5kN

特種附加阻力：FS2=4.0kN

傾斜阻力：Fst=164kN

圓周驅動力：Fu=C·FH+FS1+FS2+Fst=257.5kN

（2）電動機功率

帶式輸送機正常運行時滾筒總的軸功率：

PA=Fuv=812kW

驅動裝置為3驅，功率配比為2：1，驅動電機所需驅動功率：PM=PA /3η=332kW

式中：η-總傳動效率，取η=0.81。

實際選擇電機功率N=400kW，滿足要求。

（3）輸送帶張力計算

該輸送機采用頭部雙傳動滾筒三電機驅動（功率配比2：1），假設第二傳動滾筒的圍包角用足，即α2=200°，eμα2=2.85（μ=0.3），FU2=FU /3=85.8kN。

假設輸送帶不打滑，則最小張力為：

S2≥KA·FU2/（eμα2-1），啟動系數KA=1.05（變頻軟起動）

S2=48.7kN

S1=Fu+S2=306kN

尾部張力S3≈S4=S2+FS2+FHU+Fεu-qBHg=-21.4kN

按輸送帶允許最大下垂度計算最小張力：

承載分支：Smin≥ao（qB+qG）g/8（h/a）max=14.5kN

回程分支：Smin≥auqBg/8（h/a）max=13.5kN

取（h/a）max=0.01，ao=1.2m，au=3m

可見不滿足承載分支、回程分支最小張力要求，

故取尾部張力S3≈S4=14.5kN

S2=S3-FS2-FHU-Fεu+qBHg=85kN

S1-2=S2+FU/3=175kN

S1=Fu+S2=342kN

防滑驗算：

a.第一傳動滾筒：α1≥170° eμα1=2.44

不打滑條件：■≤eμα1

342/175=1.95≤eμα1，滿足不打滑條件

b.第二傳動滾筒：α2=200° eμα2=2.85

不打滑條件：■≤eμα2

175/85=2.06≤eμα2，滿足不打滑條件

按垂度條件計算及按不打滑條件驗算，張力均滿足要求。

（4）輸送帶安全系數計算

n=BSt/S1=1000×2500/342000=7.31

可見，安全系數在許用值7～9范圍內，輸送帶強度St 2500滿足要求。

5.3 最終主斜井帶式輸送機選型結果

經上述計算選型，主斜井帶式輸送機的主要技術參數為：機長L≈1790m，傾角δ=1.5°～16°，運量Q=400t/h（后期Q=700t/h），帶寬B=1000mm， 速度v=3.15m/s，輸送帶為St 2000N/mm（后期St 2500N/mm）（阻燃），傳動滾筒直徑φ=1250mm，驅動型式為頭部雙傳動滾筒雙電機驅動（配比1：1），采用變頻軟啟動驅動裝置，電動機為2臺YBPS-450S3-4（400kW，1140V），減速器型號為H3SH15+風冷（速比i=31.5），2臺；配有SHI202×2-Φ1500（防爆）型盤式制動器1臺，DSN200型逆止器1臺。采用尾部液壓自動拉緊方式，拉緊裝置型號ZYJ-500-80型（ZLY-01-80），N=9.5kW，660V（防爆）。

參考文獻

[1]于載澤.礦井生產系統設計手冊[M].北京：中國經濟出版社，1998.

[2]鄭慧.井下帶式輸送機用變頻調速技術的研究[D].山東科技大學，2005.

[3]汪曉東.帶式輸送機運行功率的計算問題[J].起重運輸機械，2010（10）：5-8.

作者簡介：董兆艷（1981-），男，山東泰安人，工程師，2005年7月畢業于山東科技大學機械設計制造及其自動化專業，現就職于中煤科工集團北京華宇工程有限公司，從事礦井設計機制專業方面的工作。