3×33運輸巷皮帶設備選型及驗算

姚福海

摘 要：根據3×33皮帶巷輸送長度、巷道傾角、輸送高度、輸送量、原煤安息角以及帶速的要求對3×33皮帶巷所有的皮帶設備進行驗算，使得所選用的設備符合煤礦安全規程的要求，并且經濟合理。

關鍵詞：鋼絲繩芯帶式輸送機 運輸能力 驗算

中圖分類號：TQ520.61 文獻標識碼：A 文章編號：1674-098X（2017）02（c）-0022-03

3×33皮帶下山擔負三水平下山采區主要運輸任務，在皮帶下山中設計一條鋼絲繩芯帶式輸送機，運輸能力1 200 t/h。采區煤炭通過皮帶下山運到上部采區煤倉，裝入底卸式礦車后運到三水平卸載煤倉，再通過3～2水平皮帶運到二水平儲煤倉，由混合井提至地面。

1 主要技術參數

（1）原煤安息角：ρ=20°；容重：γ=0.9 t/m3；最大粒度：Xmax=0.35 m；2、輸送量：Q=1 200 t/h；（3）輸送長度：L=631 m，其中平段L1=260 m，斜段L2=371 m；（4）輸送高度：H=105 m；（5）輸送傾角：β1=0°，β2=15°50′（上運）；（6）工作環境與裝載點：煤礦井下運輸，輸送機成槽角λ=35°，工作條件一般，機尾裝載，機頭卸載。

2 主要設備選型驗算

（1）帶速：初選V=3.15 m/s；（2）帶寬：初選B=1.2 m；①按輸送量計算B=[Q/（ρKVCm）]0.5=[1 200/（0.9×409×3.15×0.88）]0.5=1.08 m，式中K為裝料斷面系數，取409；Cm為傾斜系數，取0.88。②按輸送物料塊度驗算帶寬，B≥2Xmax+0.2=2×0.35+0.2=0.9 m，故選擇帶寬B=1.2 m，符合要求。（3）輸送帶：預選阻燃鋼絲繩芯輸送帶ST2000，單位長度質量qo=44 kg/m，額定拉斷力Sn=2 000 N/mm×1 200 mm=2 400 kN，鋼絲繩直徑δ=6 mm，間距t=12 mm；（4）托輥：選用托輥直徑ф=133 mm，4G306軸承。承載分支三托輥組成，托輥組轉動部分質量Gts=8.13×3=24.39 kg，托輥組間距Lts=1.2 m；回空分支平形托輥，托輥轉動部分質量Gtk=18.35 kg，托輥間距Ltk=3 m。按下式求得承載、回空托輥組轉動部分單位長度質量qt。qt=qtk+qts，qtk=Gtk/Ltk、qts=Gts/Lts，qtk=18.35/3=6.12 kg/m，qts=24.39/1.2=20.325 kg/m，qt=qtk+qts=6.12+20.325=26.445 kg/m。

（5）傳動滾筒圓周力和軸功率計算。

①圓周力計算。承載分支空載主要阻力Fsh=CNfg [L1（qts+qdcosβ1）+L2（qts+qdcosβ2）]=1.17×0.03×9.81×[260×（20.325+44×cos0°）+371×（20.325+44×cos15°50′）]=13763N，式中CN為附加阻力系數，1.17；f為運行阻力系數，0.03。回空分支主要阻力：Fkh=CNfg[L1（qtk+qdcosβ1）+L2（qtk+qdcosβ2）]=1.17×0.03×9.81×[260×（6.12+44×cos0°）+371×（6.12+44×cos15°50′）]=10 677 N，輸送物料單位長度的質量：q=Q/3.6V=1200/（3.6×3.15）=105.82 kg/m，物料主要阻力：Fwh=CNfgq（L1cosβ1+L2cosβ2）=1.17×0.03×9.81×105.82×（260×cos0°+371×cos15°50′）=22 479 N，主要阻力：FH=Fsh+Fkh+Fwh=13 763+10 677+22 479=46 919 N，物料傾斜阻力：Fwst=qHg=105.82×105×9.81=109 000 N，輸送帶傾斜阻力：Fost=qdHg=44×105×9.81=45 322 N，物料與導料槽之間的摩擦阻力：Fg=μ2Iv2γlg/V2b12=0.7×0.372×900×4.5×9.81/（3.152×0.732）=720 N，式中l為導料槽攔板長度，4.5m；b1為料槽兩攔板長度，0.73m；μ2為物料與導料攔板的摩擦系數，0.7；Iv為輸送能力，1 200/（3.6×900）=0.37m3。頭部清掃器摩擦阻力，Fr1=N3Apμ3=1×0.012×100 000×0.7=840 N，空段清掃器摩擦阻力，Fr2=N3Apμ3=1×0.018×100 000×0.7=1 260 N，式中N3為清掃器個數，1個頭部，1個空段；A為清掃器和輸送帶接觸面積，頭部：0.012，空段：0.018；P為清掃器和輸送帶間的壓力，100 000 N/㎡；μ3為清掃器和輸送帶間的摩擦系數，0.7。F=FH+Fwst+Fg+Fr1+Fr2=46 919+109 000+720+840+1260=158 739 N。②軸功率P，P=FV/1 000=158 739×3.15/1 000=500 kW，③電動機功率的確定，傳動裝置由電動機、聯軸器、XCQ行星軟啟動傳動裝置等組成，采用雙滾筒三電機的傳動方式。每臺電動機功率，Pd=KdP/（ηζdζn）=1.15×500/（0.90×0.98×0.95×3）=229 kW，式中Kd為功率備用系數，1.15；η為傳動裝置的效率，0.98×0.94×0.98=0.90；ζd為多機功率不平衡系數，0.98；ζ為電壓降系數，0.95；n為傳動裝置數目，3。按兩個滾筒的功率配比2：1選擇，電動機實選功率為250kW。

（6）輸送帶張力計算。

帶式輸送機系統如圖1所示。

①按傳動條件，傳動滾筒采用包膠滾筒，使FⅡ=FⅠ/2=

F/3=158 739/3=52 913 N，摩擦系數μ=0.25，動載荷系數Ka=1.2。對傳動滾筒Ⅱ，選取圍包角θⅡ=210°，傳動系數CⅡ=0.667，S3min≥CⅡ·Ka·FⅡ=0.667×1.2×52913=42 352 N，對傳動滾筒Ⅰ，選取圍包角θⅠ=210°，傳動系數CⅠ=0.667，S2min≥CⅠ·Ka·FⅠ=0.667×1.2×52 913×2=84 703N，S3min≥S2min-FⅡ=84 703-52 913=31 790N，比較上述計算結果，按傳動條件應滿足S3min≥42 352 N，②按垂度條件，承載分支，S6min≥100（q+qd）g·lts/8=100×（105.82+44）×9.81×1.2/8=22 046 N回空分支S5min≥100qd·g·ltk/8=100×44×9.81×3/8=16187N，按垂度條件應滿足S5min=S6min≥22 046 N。③張力比較，回空分支區段上各項阻力總和F3=FKH-FoST+Fr2=10 677-45 322+1 260=

-33 385 N，S3min=S5min-F3=22 046+33 385=55 431 N，比較上述最小張力計算結果，最小張力應由垂度條件來確定，選取S3=55 431 N。④輸送帶張力逐點計算Smax=S1=S3+F=55 431+158 739=214 170 N，S3=55 431 N，S4=S5=22 046 N。⑤輸送帶強度校核。許用安全系數[m]=m0·Ka·Cw/η0=3×1.8×1.2/0.9=7.2，式中m0為基本安全系數，3；Cw為附加彎曲伸長折算系數，1.8；η0為皮帶接頭效率，0.9。計算實際安全系數。m=Sn/Smax=2 400 000/214 170=11.2，輸送帶強度符合要求。圍包角校核。傳動滾筒I圍包角許用值：eμα=2.50，e1=S1/（S1-FI）=214 170/（214 170-105 826）=1.98符合要求，傳動滾筒II圍包角許用值：eμα=2.50，e2=（S1-FI）/S3=（214 170-105 826）/55431=1.95符合要求。

（7）滾筒直徑的確定。

①傳動滾筒直徑D≥C0·δ=150×6=900 mm，式中 C0為為確定最小滾筒直徑的計算系數，150，D≥（2S1-FI）t/B[p']d=（2×214 170-105 826）×12/（1 200×1.2×6）=448mm。式中[P']為鋼絲繩芯輸送帶鋼絲繩下的許用比壓，1.2 MPa

選傳動滾筒直徑D=1.0 m。

②機頭卸載滾筒，圍包角α=180°，輸送帶張力利用率，φ=[m]·S1/Sn=7.2×214 170/2 400 000=0.64，選滾筒直徑D=1.0 m。

③傳動改向滾筒I，圍包角α=180°，輸送帶張力利用率，φ=[m]·S1/Sn=7.2×214 170/2 400 000=0.64，選滾筒直徑D=1.0 m。

④傳動改向滾筒Ⅱ，圍包角α=180°，輸送帶張力利用率，φ=[m]·S3/Sn=7.2×55 431/2 400 000=0.17，與傳動改向滾筒I一致，選滾筒直徑D=1.0 m。

⑤機尾拉緊改向滾筒，圍包角α=180°，輸送帶張力利用率，φ=[m]·S4/Sn=7.2×22 046/2 400 000=0.066，選滾筒直徑D=0.63 m。

（8）部件選擇。

①電動機。

型號：YB400M1-4，功率250 kW，電壓6 000 V，轉速1488 r/min，轉動慣量9.5kg·m2。

②XCQ行星軟啟動傳動裝置。

減速比i=π·D·nd/60V=3.14×1.04×1488/（60×3.15）=25.7取i=25。扭矩T=FⅠ/2·D/2=105826/2×1.04/2=27 515 N·m選擇XCQ行星軟啟動傳動裝置，型號XCQ-63/25，速比i=25，力矩T=63 000 N·m，輸入功率P=355 kW。

③高速端聯軸器。

Tg=9 550 K·Pw/nd=9 550×1.7×250/1488= 2 728 N·m。式中K為工況系數1.7。選擇聯軸器，型號：ZL6型彈性柱銷齒式聯軸器，公稱扭矩TN=6 300 N.m，轉動慣量Jo=0.188 kg·m2，輸入端軸徑90 mm，軸孔長172 mm，輸出端軸徑90 mm，軸孔長172 mm。

④低速端聯軸器。

Td=9550K·Pw·i/nd=9550×1.7×250×25/1488=68191N·m。選擇聯軸器，型號：ZL13型彈性柱銷齒式聯軸器，公稱扭矩TN=100 000 N.m，轉動慣量JL=18.798 ㎏·m2，輸入端軸徑215 mm，軸孔長352 mm，輸出端軸徑200 mm，軸孔長282 mm。

⑤逆止器。

逆止器安裝在傳動滾筒的改向滾筒軸端。FHmin=FH×0.012/0.03=46919×0.012/0.03=18 768 N，逆止力，FBN=Fwst-FHmin=109 000-18 768=90 232 N，逆止力矩TL=FBN·D/2=90 232×1.04/2=46 921 N·m，逆止器所需逆止力矩，T=2TL=2×46 921=93 842 N·m，選擇逆止器，型號：NJ125000/260型接觸式逆止器，逆止力矩125 000 N·m。

⑥制動器。

制動器安裝在傳動滾筒的改向滾筒軸端。制動力矩：Mz=TL=46 921 N·m。選擇KPZ-II-1 200/103自冷盤式制動裝置，制動力矩103 kNm。

⑦滾筒。

第一，傳動滾筒Ⅰ。傳遞的扭矩T=FⅠ/2·D/2=105826/2×1.04/2=27515N·m所受合力F=2S1-FⅠ=2×214170-105826=322514N。選擇滾筒，型號：D5A4Z622S，滾筒直徑φ=1.0m，許用合力[F]=495 kN，額定扭矩[T]=2×58.6kNm，轉動慣量J=225.54 kg·m2。

第一，傳動滾筒Ⅱ。傳遞的扭矩T=FⅡ·D/2=52 913×1.04/2=27 515 N·m所受合力F=2S3+FⅡ=2×55 431+52 913=163 775 N。選擇滾筒，型號：D5A4Z622D，滾筒直徑φ=1.0 m，許用合力[F]=495 kN，額定扭矩[T]=64 kNm，轉動慣量J=224.95 kg·m2。

第三，傳動改向滾筒Ⅰ。

選擇傳動滾筒作改向滾筒用，一端安裝逆止器，另一端安裝制動器。受到的扭矩T=46 921 N·m。所受合力F=2S1=2×214 170=428 340 N。選擇滾筒，型號：D5A4Z622S，滾筒直徑φ=1.0 m，許用合力[F]=495 kN，額定扭矩[T]=2×58.6 kNm，轉動慣量J=225.54 kg·m2。

第四，傳動改向滾筒Ⅱ。傳動改向滾筒Ⅱ與傳動改向滾筒Ⅰ相同。受到的扭矩T=46 921 N·m。所受合力F=2S3=2×55 431=110 862 N。選擇滾筒，型號：D5A4Z622S，滾筒直徑φ=1.0 m，許用合力[F]=495 kN，額定扭矩[T]=2×58.6 kNm，轉動慣量J=225.54kg·m2。

第五，機頭卸載滾筒。所受合力F=2S1=2× 214 170=428 340 N。選擇滾筒，型號：D5B2Z622，滾筒直徑φ=1.0 m，許用合力[F]=495 kN，轉動慣量J=225.78 kg·m2。

第六，機尾改向滾筒。所受合力F=2S4=2× 22 046=44 092 N。選擇滾筒，型號：D5B2Z412，滾筒直徑φ=0.63 m，許用合力[F]=130 kN，轉動慣量J=36.46 kg·m2。

第七，機尾拉緊裝置。拉緊力：T=2S4=2×22 046= 44 092 N。拉緊行程：lSp≥L（ε0+ε1）+lN=631×（0.002 5+0.001）+3=5.2 m。式中ε0為輸送帶彈性伸長和永久伸長綜合系數，0.002 5，ε1為托輥組間的輸送帶屈撓率，0.001。lN為輸送帶安裝附加行程，3 m。選擇拉緊裝置，型號ZY-400型自控液壓拉緊裝置（最大拉力60 kN，最大行程6 m，電源電壓660 V，第一種安裝方式）。

3 選型驗算結論

通過以上選型計算，所選用的皮帶設備均符合《煤炭工業礦井設計規范》和《煤礦安全規程》的規定。

參考文獻

[1] 開灤能源化工股份有限公司范各莊礦業分公司礦井三水平下山采區設計說明書[Z].

[2] 煤炭工業礦井設計規范[S].2008.

[3] 煤礦安全規程[S].2016.