煤礦井下膠帶輸送機傳動滾筒優化探究

劉利云

（山西焦煤集團霍州煤電鑫鉅煤機裝備制造有限責任公司研究所， 山西 霍州 031400）

引言

膠帶輸送機是煤礦井下主要運煤設備之一，具有結構簡單、運行平穩、管理維護方便等優勢，能夠實現長時間、大荷載、不間斷運輸。而傳動滾筒作為電力拖動、摩擦傳動的第一傳輸單元，其結構和型式優化對系統性能和后期維護極其重要。

1 傳動滾筒結構

膠帶輸送機的傳動滾筒部分結構如圖1所示。

圖1 傳動滾筒結構示意圖

由上圖可知，傳動滾筒主要是通過軸、筒體和加強環來傳遞動力的。就目前而言，根據井下膠帶輸送機膠帶長度、荷載重量及滾筒功率的大小來確定滾筒數量。其中單滾筒膠帶輸送機目前應用最為廣泛，以某礦為例，其主要技術參數如下：物料粒度為0～300mm，物料散狀密度 γ=0.9 t/m3，水平機長Lh=163.600 m，提升高度H=76.288 m，膠帶寬度B=800mm，膠帶速度V=2.5 m/s，運輸能力Q=290 t/h，傾斜角度α＝25°，受料點只尾部一個。

2 項目分析

結合現場膠帶輸送機的工況條件和實際經驗，影響傳動滾筒功效和壽命的主要因素包括膠帶傾角、膠帶寬度、圓周力和軸功率等。

2.1 膠帶傾角

礦用膠帶輸送機傳動滾筒允許的最大傾角與物料、堆積密度關系如表1所示：

由表1可得，井下順槽巷道膠帶輸送機滾筒設計為20°～22°左右，盤區大巷輸送機滾筒設計為15°～16°左右，地面上倉皮帶機洗煤廠等區域的角度應控制在18°左右。

表1 帶式輸送機最大輸送角度

2.2 膠帶寬度

膠帶的寬度取決于物料的粒度、性質、運量和帶速。根據傳動滾筒功率和現場運輸能力需求，初選帶寬，采用60°深槽角的槽形幅板組，并對其運輸能力進行校核。運輸能力計算公式如下：

式中：Im為輸送機運輸能力，t/h；S為膠帶輸送機上方物料的最大橫截面積，m2；v為帶速，2.5 m/s；k為傾斜輸送機面積折減系數；γ為物料松散密度，900 kg/m3。

參考MT/T467—1996《煤礦用帶式輸送機設計計算》[1]，如表2所示，可知當帶式書動機最大傾角為22°時，對應膠帶面積折減系數k=0.76。

傳動滾筒對應幅板的安裝設計如圖2所示。

表2 傳動滾筒對應膠帶面積折減系數k

圖2 傳動滾筒對應幅板安裝示意圖

其槽形截面（最大裝料斷面）的面積S（即S1、S2、S3三面積之和）按MT/T467—1996《煤礦用帶式輸送機設計計算》[1]計算。

當帶寬為b=0.8 m，L1=0.25 m，θ=22°時，代入上式，可得：S=158563.27mm2≈0.15856 m2

根據公式（1），代入數據計算得:Im=1284.37 kg/s≈356.77 t/h。

參考MT/T467—1996《煤礦用帶式輸送機設計計算》，要求傾角22°時帶式輸送機每小時輸送能力不得低于 290 t/h，356.77 t/h＞290 t/h，

因而帶寬取800mm可滿足運輸能力需求。

3 滾筒設計

根據以上工況因素分析可知，在荷載一定的情況下，傳動滾筒的使用效率與膠帶傾角、膠帶寬度、圓周力和軸功率存在一定關系。而實際使用中傳動滾筒出現物理損壞，主要還是軸與筒體、接盤等區域發生形變，因此要提高滾筒的輪轂強度和傳遞力矩，必須選擇最佳的滾筒直徑。

3.1 傳動滾筒直徑

參考MT/T467—1996《煤礦用帶式輸送機設計計算》，傳動滾筒直徑公式為：

式中：C0為確定最小滾筒直徑的計算系數，δ為滾筒帶芯厚度。

根據現場實測及設計標準，當C0取150，δ取0.0035 m 時，D=0.525 m[2]。

對輸送帶受壓表面的面比壓力進行校核，即：

式中：Sy為傳動滾筒的緊邊輸送帶張力，N；t為鋼絲繩芯輸送帶的鋼絲繩間距，mm；B為初選帶寬，mm；[p]為受壓表面的許用面比壓，一般取[p]=106N/mm2；d為滾筒鋼絲繩直徑，mm。

根據現場實測數據，當Sy=S1=62178 N，t=10mm，初選帶寬B=800mm時，參考MT/T 467—1996可知d取3.5mm，則代入數據計算得D≥448mm。

因此，按滾筒直徑系列應選用傳動滾筒的最小直徑525mm，但考慮到為主井皮帶機，結合目前市場選型，確定滾筒直徑為800mm。

3.2 傳動滾筒靜載計算

根據公式，傳動滾筒承載分支幅板所受靜載荷為：

式中：e為輥子載荷系數，取0.7；ltz為上幅板間距，取1.2 m；q為輸送物料單位長度的質量，取32.22 kg/m；q0為輸送帶單位長度的質量，取16.4 kg/m。將數值代入公式計算得P0=457.4 N。

經查，上幅板直徑為Φ119mm，幅板長l=315mm，軸承為4G205，承載能力為2370 N，因而上幅板能滿足靜載荷要求；

回程分支幅板（平幅板）所受靜載荷計算公式為：

式中：e為輥子載荷系數，取1，ltk為下幅板間距，取3m。將數值代入公式計算得P0=482.2 N。

經查，下幅板直徑為Φ119mm，幅板長l=950mm，軸承為4G205，承載能力為1530 N，因而下幅板能滿足靜載荷要求。

3.3 動載計算

根據公式，承載分支幅板所受動載荷為：

式中：fs為運行系數；fd為沖擊系數；fa為工況系數。

根據下頁表3其中fs可取1.2，下頁表4fd可取1.32，下頁表 5fa可取 1.0[3]：

則P0'=P0×fs×fd×fa=572.4×1.2×1.32×1.0=906.7 N＜2370 N。

回程分支滾筒所受動載荷Pu'=Pu×fs×fa=482.2×1.2×1.0=578.64 N＜1530 N。

承載分支、回程分支的動載荷均能滿足要求。

綜合以上計算結果表明：按滾筒直徑系列傳動滾筒直徑選為800mm時傳動效率最佳；當上幅板直徑為Φ119mm，幅板長l=315mm時，傳動滾筒承載能力為2370 N；當下幅板直徑不變，幅板長l=950mm時，傳動滾筒的承載能力為1530 N；回程分支滾筒所受動載荷為578.64 N。

表3 運行系數fs

表4 工況系數fa

表5 沖擊系數fd

4 結語

通過對傳動滾筒受力影響因素分析，對優化調整直徑后幅板靜載、動載荷計算可知，優化直徑和幅板間距，能夠很大程度減少了幅板的軸向受力，避免在長時間交變應力下滾筒造成的不必要損耗。此方法可對大傾角膠帶的傳動滾筒、改向滾筒和脹緊滾筒進行全面改善，進一步明確傳動滾筒直徑、接盤支點和幅板厚度的最佳工況參數，為滾筒面應力分布和變形偏移分析提供數據參考。