帶式輸送機(jī)非標(biāo)滾筒的設(shè)計(jì)及計(jì)算

摘 要：根據(jù)設(shè)計(jì)及使用經(jīng)驗(yàn)，從結(jié)構(gòu)參數(shù)和力學(xué)參數(shù)兩方面進(jìn)行分析，介紹了滾筒軸、筒皮厚度、壽命的計(jì)算方法，對(duì)非標(biāo)滾筒的設(shè)計(jì)計(jì)算有一定的指導(dǎo)意義。

關(guān)鍵詞：帶式輸送機(jī)；滾筒；設(shè)計(jì)；計(jì)算

DOI：10.16640/j.cnki.37-1222/t.2016.17.180

0 引言

帶式輸送機(jī)是重要的散狀物料輸送與裝卸設(shè)備，廣泛用于礦山、冶金、電力、化工等工業(yè)領(lǐng)域，滾筒是帶式輸送機(jī)的重要部件，分為傳動(dòng)滾筒和改向滾筒兩類，滾筒一般由軸、軸承座、輪轂、幅板、筒皮等組成。由于滾筒是帶式輸送機(jī)的主要受力部件，隨著帶式輸送機(jī)向長(zhǎng)距離、大運(yùn)量方向發(fā)展，設(shè)計(jì)制造出具有合理結(jié)構(gòu)尺寸及足夠承載能力的滾筒，對(duì)帶式輸送機(jī)整個(gè)系統(tǒng)的安全、穩(wěn)定運(yùn)行起著重要的作用。因此本文以我公司設(shè)計(jì)實(shí)例對(duì)非標(biāo)滾筒的設(shè)計(jì)計(jì)算進(jìn)行說(shuō)明。

1 滾筒初始參數(shù)

帶寬B=2000mm，滾筒直徑D=φ1250mm，帶速v=3.15m/s，滾筒緊邊張力T1=395kN，滾筒松邊張力T2=236kN，扭矩Mt≈100kN.m，滾筒軸承支點(diǎn)的間距為2800mm，幅板到軸承支點(diǎn)的距離為400mm。

2 軸強(qiáng)度及剛度的計(jì)算

滾筒軸可以簡(jiǎn)化為簡(jiǎn)支結(jié)構(gòu)，如圖1，L為滾筒軸承支點(diǎn)的間距，A為幅板到軸承支點(diǎn)的距離。

所受力通過(guò)幅板和輪轂作用到軸上，這個(gè)力可根據(jù)作用在滾筒上輸送帶的張力和滾筒的重力計(jì)算出，滾筒所受的徑向載荷可以由圖2計(jì)算出。圖中T1、T2為滾筒所受張力，W為滾筒的重力，R為合成的徑向力。

F=R/2=313kN

（1）軸伸處直徑：d=17.2× （1）

式中：許用剪切應(yīng)力[σt]=35 Mpa 45#鋼

Mt-扭轉(zhuǎn)力矩 N·m

根據(jù)式（1）得出d=244mm

因軸伸處有一個(gè)鍵槽，得到軸徑需增大至252mm

最終取值dz=280mm>d1 滿足要求。

（2）輪轂處直徑初選：

d3=21.68× （2）

式中：[σp]-許用彎曲應(yīng)力[σp]=45 Mpa 45#鋼

Mb-彎曲力矩 Mb=F×A=125.2kN·m

kt-校正系數(shù)，kt=0.6

根據(jù)式（2）得出d3=316mm

（3）擾度、轉(zhuǎn)角的計(jì)算

1）軸擾度：

f≥FA（3L2-4A2）/（24EIm） （3）

式中：f-軸彎曲產(chǎn)生的擾度，鑄焊滾筒取（1/2500～1/3000）L

E-材料的彈性模量，2.06×105 MPa

Im-軸的當(dāng)量截面慣性矩：

Im=

2） 輪轂處轉(zhuǎn)角：

θlg≤FA（L-2A）/（2EI） （4）

式中：θ l g-輪轂處轉(zhuǎn)角，漲套聯(lián)接取θ l g≤4'

I-軸的慣性矩，I=πd4/64

3）軸承處轉(zhuǎn)角：

θ z c≤FA（L-2A）/（2EIm） （5）

式中：θ z c -軸承處轉(zhuǎn)角，軸承公稱內(nèi)徑≥140mm時(shí)θ z c ≤8'

根據(jù)式（3）得出軸徑dm=331mm

f取1/2800×L

根據(jù)式（4）得出軸徑d3=322mm

根據(jù)式（5）得出軸徑d2=271mm

由式（2）、式（4）求出的軸徑，取大值并圓整為標(biāo)準(zhǔn)漲套內(nèi)徑最終選取漲套處軸徑d3=340mm，選取軸承處軸徑d2=300mm，軸伸處軸徑d1=280mm。

用以上數(shù)值按公式dv=，得出dv=335>dm，滿足要求。

3 筒皮厚度計(jì)算

筒皮的厚度取決于滾筒的直徑、筒體的長(zhǎng)度、輸送帶的張力等因素。滾筒筒皮厚度的計(jì)算難度較大，從使用經(jīng)驗(yàn)來(lái)看，筒皮的中點(diǎn)及靠近幅板處的應(yīng)力較大。國(guó)內(nèi)外各公司的筒皮計(jì)算公式均為經(jīng)驗(yàn)計(jì)算，本文實(shí)例按日本宗孝筒皮進(jìn)行計(jì)算：

[σ]=K（3Tw/L1/t2）D （6）

式中：[σ]-許用應(yīng)力，Q235-A鋼 ，[σ]=56N/mm2

K-根據(jù)包角確定的系數(shù)，取K=0.551

Tw-輸送帶緊邊的最大張力；kg

D-滾筒的直徑； mm

t-筒皮厚度； mm

根據(jù)式（6）得出筒皮厚度t=27mm。

4 軸承壽命計(jì)算

滾筒組的軸承壽命以小時(shí)為指標(biāo)單位，按標(biāo)準(zhǔn)要求滾筒軸承設(shè)計(jì)壽命不應(yīng)小于50000小時(shí)，按可靠性為90%，則壽命值為

L10=106*（C/Pd）ε/60/n （7）

式中：L10-保證90%可靠性的基本額定壽命，h；

C-軸承基本額定動(dòng)載荷， N；

Pd-當(dāng)量徑向動(dòng)載荷， N；

n-滾筒的轉(zhuǎn)速， r/min；

ε-壽命指數(shù)，對(duì)調(diào)心滾子軸承，ε=10/3。

滾筒所配軸承為調(diào)心滾子軸承，因?yàn)檩S承的公稱接觸角α≠0°，所以在恒定的徑向和軸向負(fù)荷作用下，其當(dāng)量徑向動(dòng)載荷為：

Pd=Fr+Y1Fa （8）

式中：Y1-軸向載荷系數(shù)，（見軸承樣本）；

Fr-徑向載荷，kN，其關(guān)系式為Fr=KT

K-附加載荷系數(shù)，K=0.55；

T-滾筒合力，kN；

Fa-軸向載荷，kN，F(xiàn)a=0.1Fr。

由式（7）、式（8）求出C=1656 kN

選用軸承為22260，查表得Cr=1840 kN>C，滿足要求。

5 結(jié)語(yǔ)

滾筒是帶式輸送機(jī)的核心部件，其能否安全穩(wěn)定的運(yùn)行是整個(gè)帶式輸送機(jī)的關(guān)鍵。根據(jù)以上計(jì)算方法設(shè)計(jì)制造的滾筒，通過(guò)現(xiàn)場(chǎng)使用情況的分析，完全可以滿足實(shí)際實(shí)用需求，為今后的非標(biāo)滾筒設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。長(zhǎng)期的實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)表明滾筒的制造工藝要求對(duì)滾筒的使用壽命及性能同樣有非常重要的作用，有配合的部件需進(jìn)行精確的表面加工，并嚴(yán)格執(zhí)行焊接工藝及相關(guān)的檢測(cè)要求。

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