深槽角带式输送机增大倾角的机理分析

坏形式是输送带背离散粒体方向移动 , 同时伴有散 粒体沿某滑动面滑动 。
(2) 滑动面为平面 , 用输送带作为第 2 滑动
合的大倾角带式输送机 , 对节约投资成本 , 提高经 济效益具有重大意义 。常用的大倾角带式输送机主 要有压带式输送机 、波状挡边带式输送机 、花纹带 式输送机和深槽型带式输送机等 。压带式和波状挡 边结构复杂 , 磨损及能耗大 , 波状挡边输送距离较 短 ; 花纹带式输送机由于清扫困难 , 并且传动功率 受花纹与滚筒之间的比压许用值的限制 , 造价也高 于普通带式输送机 。深槽型大倾角带式输送机除了 托辊装置特殊外 , 其他均采用通用部件 , 输送带采 用光面胶带 , 因此结构简单 , 清扫方便 , 造价低 。 采用深槽角带式输送机 , 侧压力显著增大 , 增大了 物料在输送带上摩擦力 , 从而增大了适应倾角 。
Abstract : Taking 8 - member mechanism of a backhoe loader as an example , mechanical multi - body system and hy 2 draulic system are modeled. The models of hydraulic cylinders are built as rigid - liquid and flexible - liquid coupling systems re 2 spectively. The influences of these two kinds of models on simulation of coupled mechanical and hydraulic system is discussed , as well as how volume modulus affects track of bucket tip . Keywords : multi - body system ; mechanical ; hydraulic cylinder ; simulation
将所求的
Q =
图1 深槽大倾角输送机四托辊物料断面
( 5) 以 B F 为半径画弧交 BC 于 H 点 ; (6) 过 H 点作平行 AD 的直线交散料面于 E
λ 主 =
1 γEH2 sinψ 2 2 2 2 ) γ 1 2 cos2 (φ - β CH h λ = γ × 2 sinψ = h 2 2 2 2 cos α sin φ CD ) cos2 (φ - α
从图中看出当 α 减小时 , 即槽角增大时 , 侧 压力系数同样增大 。
π
CH 2 EH = AD = AB CD sinφ ) CH h cos (φ - α = cosα sinφ CD CH 表示如下 CD
+ α- φ
CH CD
2 摩擦系数换算法
输送机的倾角越大 , 物料的稳定性越差 , 越容 易引起滑料和滚料 。要增大倾角 , 必须要增大物料 与输送带之间的摩擦力 , 只有摩擦力大于下滑力 时 , 物料才能在输送带的带动下稳定运行 , 下面以
面。
( 3) 把滑动棱体看作刚体 , 作用在它上面的体
积力和表面合力为 G 、Q 、 R 。
( 4) 把系统看作极限平衡状态 , 即处于输送带
位移和散粒体滑动初始瞬间的状态 , 从而可假定从 输送带方向和剩下不动部分散料方向作用在滑动棱 体上的反力与相应的法线偏斜成 φ0 和 φ 角 , 它们 为散料对这些面的摩擦角 。 由于研究的是系统破坏过程的初始瞬间 , 对原 来未变形状态的系统用平衡条件 。滑动棱体在自重
γ γ ( H2 - y ) , d G = 2 2l y d y σ x = n tan θ 两边积分 H2 γ 2γ l l 2 ( H2 G = 2 - H1 ) 2 yd y = H1 tan θ tan2θ
∫
从此式可以看出当减小下托辊 L 1 , 导来摩擦 系数增大 , 当其他参数不变 , 增大槽角 θ, 导来系 数同样增大 。因此 , 从以上 2 种不同分析方法可 知 , 在输送带弯曲应力和刚度许可的范围内 , 应尽 可能减小槽型托辊装置底部输送带的弯曲半径 , 最 大限度地增大导来摩擦系数 。从以上分析可知深槽 型 4 托辊较 5 托辊更为适应大倾角输送 。
参 考 文 献
1 克列因 ( 俄) 1 散粒体结构力学 1 陈万佳译 1 北京 : 中
在 y 轴方向平衡 σ σ 2x y l + d Fy = 2 x yl + dG 所以 d Fy = d G Fy = G 在 x 轴方向上平衡 d Fx = 2
= 2l ( d x ) 2 + ( d y ) 2σ xl 1 + tan2θ γ ( H2 - y ) d y n tanθ 2γnl 1 + tan2θ ( H1 - y ) d y tanθ
1
BD BC ( 2)
CH BC - B H BC BC ×BD = = = CD BC - BD BC - BD
1+
梯形断面来分析增大槽角增大导来系数 , 见图 3 。 设托辊间距为 l , θ为槽角 , n 为被动侧压力系数 , γ 为物料比重 , φ 为内摩擦角 。
《起重运输机械》 2006 (5)
Abstract : In general , belt conveyors have an inclination angle of less than 18 ° . Improving inclination angle of belt convey2 or contributes to rational layout of belt conveyor and reduced equipment cost. This paper discusses the relationship between trough angle and inclination angle and describes how different deep trough idlers influence the increase in inclination angle. This provides a reliable theoretical basis for improving inclination angle of belt conveyor. Keywords : belt conveyor ; lateral pressure coefficient ; large inclination angle ; deep trough angle
国铁道出版社 , 1983
2 黄松元 1 散体力学 1 北京 : 机械工业出版社 , 1993 3 洪致育 , 林良明 1 连续运输机 1 北京 : 机械工业出版
社 , 1982
4 王鹰主编 , 连续输送机械设计手册 1 北京 : 中国铁道出
两边积分得
Fx =
∫
H1
H2
版社 , 2001 作 者: 韩 刚 地 址 : 太原市万柏林区瓦流路太原科技大学机械电子 学院起机教研室 邮 编 : 030024 收稿日期 : 2005 - 06 - 13
=
γ nl
1 + tan2θ ( H2 - H1 ) 2 2tanθ
L1
其中 : H1 =
2
tanθ H2 =
L2
2
tanθ
液压缸模型对机械与液压耦合仿真的影响
吉林大学机械科学与工程学院 范文杰 杨 斌 张子达
摘 要 : 以挖掘装载机的装载工作装置的特殊八杆机构为例 , 建立了多体机械系统模型和液压系统模型 , 其中液压缸模型分别采用刚液耦合体和弹液耦合体建模 。着重分析了 2 种液压缸模型对于机械与液压耦合仿真 的影响 , 并分析了液压油的体积弹性模量对斗尖轨迹的影响 。 关键词 : 多体系统 ; 机械 ; 液压缸 ; 仿真
深槽角带式输送机增大倾角的机理分析
2 1 北京理工大学 2 太原科技大学 韩 刚1 、 万小金2
摘 要 : 普通带式输送机倾角一般小于 18° 。提高倾角对于合理选择布置方式 , 节约设备投资具有重大意 义 。通过输送机槽角的机理分析 , 提出不同形式深槽托辊组对增大带式输送机倾角的影响 , 为提高带式输送机 倾角提供可靠的理论依据 。 关键词 : 带式输送机 ; 侧压力系数 ; 大倾角 ; 深槽角
1+
cos2α cos (α+ φ 0)
2
λ 被 =
1+
cos2α cos (α- φ 0)
上的主动散料压力 。
sin (θ- φ) Q= G sin (ψ + θ- φ)
对 θ进行求导并令导数等于零得 d G sin (θ- φ) sin (ψ + θ- φ) G= dθ sinψ 作与 B H 线成ψ 角的 EH 线 , 求出
sin (θ- φ) =
sin (θ+ ψ - φ) sin (π - ψ - θ+ φ) B H = = sinψ siຫໍສະໝຸດ Baiduψ BE
代入式 ( 1) 得 ΔAB E = G =γ =
Q=
1 2 EL B H γ BE 2 BE BE
图2 侧压力系数随倾角变化的曲线图
1 γEL ×B H 2
1 sin (θ- φ) γ B H ×EL 2 sin (θ+ ψ - φ) sin
) sin (φ + φ 0) sin (φ - β ( φ φ ) ( α β cos + 0 cos - ) ) cos2 (φ +α ) sin (φ + φ 0) sin (φ +β α- β ) cos (φ + φ 0) cos (
2
点;
( 7) 自 H 点以 EH 为半径画弧交 BC 于 I 点 ; ( 8) 用直线连接点 E 和点 I , 并求出三角形 EHI 的面积 , 将此面积乘以比重 γ 就得到输送带
《起重运输机械》 2006 (5)
这 3 个力的作用下处于平衡 。根据列布汉第二理 论 : 作用在挡墙平面背上的主动散粒体压力等于底 面积为三角形的 EHI 的棱体的重量 , 根据彭斯雷 尔提出的图解法确定滑移面及相关参数 , 见图 1 。
( 1) 作水平线与内摩擦角的 BC 线交于散体表
面;
( 2) 以线段 BC 为直径画圆 ; ( 3) 从 A 点作与输送带背成 (φ + φ 0 ) 角的直
普通带式输送机的倾角一般小于 18° 。为了适 应大倾角 、大运量及不同的工况和作业要求 , 节省 巷道开凿费用和设备 , 煤矿迫切需要输送倾角大于
18° 的带式输送机 。深槽形托辊组与光面输送带配
用的图解法和公式 , 把角度 φ 和φ0 添加负号分析 主动压缩 。就此提出假设 :
( 1) 输送带和散粒体楔形所组成的系统 , 其破
线交 BC 线于 D 点 ; ( 4) 自 D 点作垂直线交半圆于 F 点 ; — 15 —
BD 从ΔABD 与ΔABC 中求得 BC ) 0 ) sin (φ - β BD BD ×AB sin (φ + φ = = ) BC AB ×BC sinψ cos (α - β ( 3)
BD CH 、 和 EH 的值依次代入公式 BC CD ( 1) 、( 2) 和 ( 3) 重整理得
— 16
—
F= F f G 0 [1 + n
2
Fx + Fy
2
2
则物料与输送带间的摩擦系数 f =
图3 3 托辊简化图
=
2 ( 1 + tan2θ ) ] tan2θ ( L 2 - L 1 ) f ( L 2 + L 1) 0 4
n = tan
2
( 45° + φ/ 2) , y = xtanθ,
dG= 1 2 γ B E dθ 2
EL BE
( 1)
π - α, 图中 B E 是滑动平面迹线 , 2 φ0 与 β 一定的条件下 , 为了方便计算选 φ 在 φ、 = 30° , φ , β= ρ , α = 10° 、15° 、20° 、 0 = 17° 动 = 0° 25° 、30° 、35° 、40° 、45° , 用描点法作出侧压力系 α的图表 , 如图 2 所示 。 数λ 被 — 即槽角 θ=
G 、输送带的反力 Q 和剩下部分的散粒体反力 R
1 图解法
深槽角带式输送机托辊组常见有 5 托辊和 5 托 辊组 。带式输送机承载分支从加料段进入成形段这 一动态过程是极为复杂的 , 在此分析中把散粒体视 为一个被动压缩过程 , 并将刚进入成形段视为处于 极限平衡状态 , 为了分析方便 , 先以散粒体主动压 力分析 , 对于散粒体被动压缩的确定 , 根据相应的 假设 , 以下面的事实为根据 : 当输送带上的散粒体 被挤出时作用在挤出体上的摩擦力 , 其方向与作用 在滑动棱体上的摩擦相反 , 可用散粒体主动压力所