帶式輸送機傳動滾筒的設計

帶式輸送機傳動滾筒的設計,輸送,傳動,滾筒,設計 帶式輸送機傳動滾筒的設計 戈慧 田海彬 焦作大學 畢業(yè)設計 中國分類號∶ 帶式輸送機傳動滾筒的設計 專業(yè)名稱： 計算機輔助設計與制造 學生姓名： 田海彬 戈慧 導師姓名： 盧杉 教授 焦作大學 二00八年五月 中圖分類號： 密級： 　UDC： 單位代碼： 帶式輸送機傳動滾筒的設計 Driving the design of roller belt conveyor 姓　 名 田海彬戈慧 學　　制 三年 ?！　I(yè) 計算機輔助設計與制造 研究方向 導　 　師 盧杉 職　　稱 教授 論文提交日期 論文答辯日期 焦作大學 目 錄 摘要 ………………………………………………………………………………(Ⅰ) Abstract……………………………………………………………………………(Ⅱ) 第一章 緒論………………………………………………………………………(01) 1.1概述………………………………………………………………………(02) 1.2傳動滾筒的研究目的和意義……………………………………………(03) 1.3國內外研究現(xiàn)狀…………………………………………………………(04) 1.4本文研究的主要內容……………………………………………………(04) 第二章 帶式輸送機傳動滾筒的結構……………………………………………(05) 2.1 結構與種類………………………………………………………………(07) 2.2 運行阻力…………………………………………………………………(10) 2.3 傳動滾筒軸功率…………………………………………………………(10) 2.4 傳動理論…………………………………………………………………(13) 2.5 傳動滾筒的受力分析……………………………………………………(15) 第三章 傳動滾筒的結構設計……………………………………………………(16) 3.1 滾筒失效形式與許用應力的確定………………………………………(18) 3.2 傳動滾筒結構設計………………………………………………………(30) 第四章 傳動滾筒有限元模型的建立與結果分析………………………………(31) 4.1 傳動滾筒有限元模型的建立……………………………………………(35) 4.2 節(jié)點耦合與約束方程……………………………………………………(37) 4.3 載荷和約束………………………………………………………………(38) 4.4 求解和后處理……………………………………………………………(39) 4.5 結果分析…………………………………………………………………(41) 結論與建議 ………………………………………………………………………(42) 參考文獻 …………………………………………………………………………(43) 致謝 設計圖紙 摘 要 帶式輸送機是現(xiàn)代最主要的散狀物料輸送設備之一。滾筒是帶式輸送機的主要傳部件，它的作用有兩個：一是傳遞動力，二是改變輸送帶運行方向。帶式輸送機滾筒的設計質量，關系到整個輸送機系統(tǒng)的性能、安全性和可靠性。目前，國內滾筒的設計一般采用近似公式，對于中小型滾筒已經能夠滿足工程需求，但對于大型滾筒這種設計方法其結果與工程實際有一定的差距，它的安全性和可靠性難以保障。由于缺乏精確的計算方法，如果盲目的增大安全系數，會使結構尺寸變大，重量增加，強度得不到顯著的提高同時又增加了成本。 本文主要包括以下幾方面內容：首先，對帶式輸送機滾筒結構的設計計算方法進行了分析研究，修正了有關計算公式，完善并統(tǒng)一了設計計算內容。其次，滾筒采用實體單元，為了提高運算速度和精度，采用映射網格劃分方式；分析并確定滾筒載荷；結果后處理對滾筒的各個部件的應力和應變進行分析。 本文關于帶式輸送機滾筒的設計計算方法具有一定的實用價值和指導意義，可以大大提高滾筒的設計質量，縮短設計的周期。 關鍵詞：帶式輸送機 傳動滾筒 有限元 I Abstract Belt-conveyor system is the most important transport equipment which can carry bulkmaterial. Belt-conveyor Pulley is the key transmission part in Belt-conveyor system. It hastwo functions, one is transferring power, and another is altering the operation direction of thebelt. The design quality of Belt-conveyor Pulley connects with systems security and reliabilityof the whole conveyor. At present, in our country, the design of the pulley usually adopts theapproximate formula, however, pulley that be designed out with such method can not meet theneed of manufacture, its security and reliability are difficult to guarantee. While lacking thesuitable calculation method of strength and stiffness about the pulley, if we increase the safecoefficient without enough reasons, the pulley become bigger and heavier. However thereliability of the pulley can’t be increased. The main content includes the following respects: Firstly, the paper discusses structuraldesign and calculation of the belt conveyor pulley. The related formulas are corrected and acomplete design and calculation method are provided. Secondly,in order to improving the precision, the mapping gridmethod is carved up. After disperse the load on the pulley surface, we added the points load on the pulley node. The design methods are very important to thedesigner, and can shorten the design cycle and improve working efficiency. Key Words: Belt-conveyor Driving Pulley Finite Element Method II 焦作大學畢業(yè)設計 第一章 緒論 第一章 緒 論 1.1 概述 連續(xù)輸送機械是物料搬運機械的重要組成部分，是其中的一大類別。帶式輸送機是連續(xù)輸送機械中效率最高、應用范圍最廣泛的一種機型，是散料輸送的重要設備。帶式輸送機是以輸送帶作為牽引構件和承載構件的一種連續(xù)輸送設備。輸送帶上的物料隨輸送帶一起運行，根據需要可以在輸送機頭部或中間部位卸料[1]。輸送帶用托輥支撐，運行阻力小。帶式輸送機可以沿水平或傾斜線路布置，在輸送原煤時，向上最大輸送傾角一般為17°~18 °，向下最大輸送傾角一般為15°~16°。當采用花紋輸送帶并采取其它相應措施上運傾角可高達28°~32°，下運傾角可達25°~28°。當采取某些特殊措施或專用帶式輸送機時，可以實現(xiàn)更大的輸送傾角甚至垂直提升。 隨著國民經濟的飛速發(fā)展，礦山、建材、化工、港口、糧食、電力、煤炭等部門對散狀物料的輸送提出了新的要求，長距離（指單機輸送長度，國外最長達15000m，國內最長為沈礦為海螺集團研制的10300m 平面轉彎帶式輸送機）、大運量（高帶速和大帶寬）和大傾角輸送物料是其主要發(fā)展方向之一[2]，同時提出無公害環(huán)保輸送散狀物料的要求。無論國外還是國內的建材及礦山行業(yè)，在這兩種輸送方案的對比選擇后，還是較多的選擇以長距離、大運量的帶式輸送機代替汽車運輸的方案。其原因是采用汽車運輸不僅要修建公路、購買汽車一次性投資大，而且日常的公路和汽車維修費用也很高。帶式輸送機輸送散狀物料是連續(xù)的物料流，生產效率高。 目前，國外最大帶速已達12m/s。國內的最大帶速達5.8m/s，最大輸送量9800t/h。當然，增加輸送帶的寬度也可以提高輸送量（國外采用的最大帶寬是3300mm），但增加帶寬使整機所有相關尺寸增大，增加了設備的總投資。特別是輸送帶的成本要占整機成本的30~50%，而且距離越長，運量越大，所占的比例就越大。同時，大帶寬需要相應的硫化設備（包括輸送帶接頭的硫化），因此我國目前所采用的最大帶寬為2200~2800mm。近年來，通過引進國外先進國家的帶式輸送機整套設備及技術，以及國內廣大科研人員的共同努力，可以說國內設計和制造的長距離、大運量帶式輸送機的水平已經可以滿足國內市場的需求，但是一些關鍵技術尚需引起重視并加以深入研究和開發(fā)。國內投入使用的部分長距離、大運量的典型帶式輸送機如表1.1 所示。到目前為止，沈礦集團為天津港設計的帶式輸送機最大輸送量達9800t/h；沈礦集團為海螺集團設計的單機最長達10.3km。向家壩水電站31.1 公里沙石料長距離大運量帶式輸送系統(tǒng)，由2.5 公里到8.2 公里共5 條帶式輸送機組成的輸送系統(tǒng)。帶寬1.2m，帶速4.5m/s,輸送量3000t/h，帶強ST4500。 國外長距離帶式輸送機的應用。到目前為止，西班牙的西撒哈拉帶式輸送機線路是世界上最長的長距離輸送機線路。該線路長達100km，用來將位于石質高原地區(qū)的布·克拉露天礦的磷灰石礦石運往艾汾阿雍海港。此線路于兩年半內建成，并于1972 年投入使用，整條線路由長為6.9~11.8km 的11 臺輸送機組成。輸送機采用寬度為1000mm，強度為3150N/mm 的鋼繩芯輸送帶，帶速為4.5m/s。輸送帶的安全系數為6.7~10。澳大利亞恰那礦20km 地面帶式輸送機系統(tǒng)是代表現(xiàn)代帶式輸送機發(fā)展水平的一條輸送線。該輸送系統(tǒng)由一條長為10.3km 的平面轉彎帶式輸送機和一條10.1km 的直線長距離帶式輸送機構成。轉彎帶式輸送機的曲率半徑為9km，弧長為4km。兩條輸送機除線路參數外，其它參數相同，輸送能力為2200t/h，帶寬1050mm，輸送帶抗拉強度為3000N/mm，安全系數為5，拉緊裝置為重錘拉緊。津巴布韋鋼鐵公司的15.6km 水平轉彎越野帶式輸送機于1996 年投入使用，是世界上單機最長的帶式輸送機。輸送量為干礦石500t/h(濕礦石600t/h)，系統(tǒng)全長為15.6km，物料提升高度為90m。輸送帶采用橋石公司的鋼繩芯輸送帶，抗拉強度為888N/mm，運行速度為4.25m/s，輸送帶的安全系數為5.8，當環(huán)境溫度為0℃時，安全系數降到5.5，當輸送量增加到600t/h 時，輸送帶安全系數降低到4.8。 1.2 傳動滾筒的研究目的和意義 為了適應高產高效集約化生產的需要,帶式輸送機的輸送能力要加大,帶式輸送機大型化與高可靠性要求,對設計者和制造者提出了更高的要求，只有解決了帶式輸送機發(fā)展的關鍵技術,才能制造出高性能、高可靠性的大型帶式輸送機。作為帶式輸送機重要傳動部件的滾筒，能否安全穩(wěn)定的運行，在整個輸送系統(tǒng)中處于舉足輕重的地位。滾筒的失效會給人身安全和整個系統(tǒng)帶來嚴重的后果，使企業(yè)遭受巨大的經濟損失。特別是在復雜惡劣的工礦下，如何改進滾筒結構、提高工效、延長壽命，一直是科研人員所關注的課題。目前，在國內對于中小型滾筒一般采用近似公式進行設計計算，對于重型滾筒近似公式已不再適用，這就使得設計計算具有較大的盲目性。這樣設計出來的滾筒和工程實際有一定的差距，它的安全性和可靠性難以保證。一旦發(fā)現(xiàn)問題，通常是采用增大尺寸的方法來解決，但是這樣做并沒有解決實際性的問題。不但浪費材料增加成本，還不能達到預期的目的，隨著帶式輸送機的大型化，合理的設計制造出大型滾筒已成為帶式輸送機的關鍵問題。目前，我國設計的滾筒盡管可以滿足生產需求，但是由于缺乏研究，相同規(guī)格的滾筒與國外相比多消耗材料，使產品缺乏競爭力。 選擇該課題的目的就在于對大型滾筒進行力學分析及設計，找到合理的設計計算方法，使?jié)L筒的設計更加簡潔方便。對滾筒進行有限元分析，從而為設計計算提供有力的參考。 1.3 國內外研究現(xiàn)狀 隨著國內外機械工業(yè)水平的不斷發(fā)展，滾筒的結構、加工、安裝等方面發(fā)生著日新月異的變化。由于焊接技術的不斷發(fā)展，焊接強度的可靠性得到保證，雖然多數大型滾筒采用鑄焊結構，但焊接結構也有所增加。輪轂和主軸的聯(lián)結方式也由鍵槽連接向脹套連接轉變。原來的輻板采用加強筋，現(xiàn)在直接用鋼板制成。 過去國內外在設計滾筒的各零部件時，常采用基于經典彈性力學理論導出的簡單的經驗公式。近年來，國內研究人員對于大直徑滾筒的設計方法作了多方面的探索。東北工學院于升忠等人于1980 年用有限元半解析法對一合拉力為13.6 噸的雙輻板結構滾筒進行了有限元分析。由于分析過程中忽略了輸送帶與驅動滾筒間摩擦力的作用，因此結果與實際相差較大。因為輸送帶與滾筒之間的摩擦力是滾筒扭曲變形的重要因素。西安冶金建筑學院的陸鴻生選擇新的力學模型，根據圓柱體彎曲的有矩理論，分別推導出傳動滾筒和改向滾筒在外載荷作用下殼體內的位移、內力和應力的計算公式，為精確計算提供了理論依據，在一定程度上揭示了筒體直徑、兩輻板間距和拉力與應力之間的關系。存在的問題是其力學模型條件苛刻，將筒體與輻板分開考慮，這對計算結構準確性有較大的影響。因為輻板的形狀、厚度對筒體的應力和變形有不可忽視的影響[4]。 西安交通大學曾經運用SAP5對驅動滾筒做有限元分析，對驅動滾筒的剛度和強度進行了分析并得出:摩擦力是滾筒扭曲變形的重要團素；從應力與變形兩個方面說明，輻板的加強筋，在滾筒非臨界狀態(tài)下，對局部變形與筒體應力分布影響不大，只是在臨界狀態(tài)下能提高滾筒的整體穩(wěn)定性；滾筒的徑向最大變形在滾筒中部。通過分析，對筒體厚度進行了優(yōu)化，達到節(jié)省材料的目的。 煤炭科學研究總院上海分院曾經做過強力滾筒的有限元分析，對滾筒各點的受力、變形大小進行分析，通過實驗驗證了有限元計算滾筒受力的可靠性。西安科技學院劉金依等人采用大型有限元分析軟件ANSYS，對英國安德森——梅沃公司順槽可伸縮帶式輸送機傳動滾筒的應力分布規(guī)律進行了計算，得出了應力分布圖，并找到危險區(qū)域，從理論上對滾筒的常見破壞形式進行了研究，為進一步改進滾筒的受力狀況，實現(xiàn)滾筒的標準化生產提供了必要的理論依據[5]。他們對滾筒的理論研究和試驗結果對本課題有十分重要的參考價值和指導意義。隨著計算機技術的發(fā)展，有限元方法得到了長足的發(fā)展，有限元應用也擴展到機械、電子等領域。事實證明對帶式輸送機滾筒進行有限元分析是十分合理和有效的。 國外從20 世紀60 年代就已經開始對滾筒的設計計算方法、強度分析、合理的結構設計進行研究。關于這方面的研究從總體上分為兩類：第一類是Lang、Schmolzi、Das [6][7]等對滾筒用半解析法進行研究；第二類是Linder、Vodstrsi、Siva [8][9]等使用了有限元方法。但絕大多數的研究人員都把滾筒看作各個零件的組合，而不是把滾筒當作一個整體來分析。盡管也有一些有限元法已經把滾筒當成整體來考慮，但迄今為止還沒有關于滾筒受到非對稱載荷系統(tǒng)的研究。 1.4 本文研究的主要內容 本文基于目前大型滾筒的設計研究方法比較落后的現(xiàn)狀，對傳動滾筒進行力學分析及設計。主要包括以下幾個方面的內容： （1）傳動滾筒的力學分析 主要分析了傳動滾筒的受力狀況，傳動滾筒除受軸端輸入的扭矩外還受到輸送帶的作用力，得出了傳動滾筒表面載荷沿軸向和周 向的分布規(guī)律。 （2）傳動滾筒的結構設計 根據研究的側重點不同對傳動滾筒進行分類。對比了國內外各種結構傳動滾筒的設計方法，總結出了關于筒體、輻板、輪轂及滾 筒軸的詳細結構設計方法。 （3）傳動滾筒的參數化建模和有限元分析 分別繪制出了各零部件的應力和變形曲線，為進一步改善滾筒結構提供了理論依據。 5 焦作大學畢業(yè)設計 第二章 帶式輸送機傳動滾筒的結構及受力分析 第二章 帶式輸送機傳動滾筒的結構 及受力分析 滾筒是帶式輸送機的重要部件，按在輸送機中所起的作用滾筒可分為傳動滾筒和改向滾筒兩大類。傳動滾筒的作用是將驅動裝置提供的扭矩傳到輸送帶上。改向滾筒包括用于輸送機端部改向的改向滾筒、增加傳動滾筒包角的增面滾筒和用于拉緊裝置的拉緊滾筒。鑄焊結構滾筒由滾筒軸、軸承座、接盤（輪轂、輻板以及筒體一部分鑄造在一起）、筒體等部件組成，有的滾筒還有輪轂和滾筒軸的連接件、輪轂和輻板的連接件。一般地，傳動滾筒的表面覆蓋有橡膠或鑲有陶瓷以增大傳動滾筒與輸送帶間的摩擦系數。 滾筒軸承一般用球面調心滾子軸承。 （a）焊接結構滾筒 （b）鑄焊結構滾筒 圖2.1 傳動滾筒典型結構圖 2.1 結構與種類 帶式輸送機滾筒有很多種類型[10]，主要有如下幾種分類: 2.1.1 按驅動方式分 （1）外驅動式 即驅動裝置放在傳動滾筒外面，減速器直接同傳動滾筒軸相連。 （2）內驅動式 即將驅動裝置全部放在傳動滾筒內，此種方式又稱為電動滾筒。 2.1.2 按軸承內孔大小分 （1）輕型 孔徑在50~100mm；輕型滾筒的結構是軸與輪轂之間采用過盈配合（或配單鍵），輻板與筒體焊接，其中輪轂與軸采用鍵連接的結構用于傳動滾筒。 （2）中型 孔徑在120~180mm；中型滾筒的結構是軸與輪轂用脹套連接，輻板與筒體焊接。 （3）重型 孔徑在200~220mm；重型滾筒的結構是軸與輪轂采用脹套連接，這種結構的滾筒是筒體的一部分、輻板、輪轂鑄成一體的接盤與筒體的另一部分焊接而成，也就是鑄焊滾筒。 （4）工程級滾筒 工程級滾筒是指為滿足特殊載荷條件而經過特殊設計的滾筒。高張力輸送帶由于其強度高、延伸性低的特點，而使這些滾筒的受力情況比 使用一般織物芯層輸送帶的滾筒要高的多。啟動、制動及其它動力載荷直接的傳遞給滾筒。當涉及到高張力時，滾筒的同心度及滾筒與輸送機的準確對中是十分重要的。這種分類對于改向滾筒也同樣適用。外面包上一層橡膠的滾筒稱為包膠滾筒，包膠方式可采用硫化和冷粘的方法；鑲嵌陶瓷的滾筒稱為陶瓷滾筒；什么也不包的滾筒稱為光面滾筒。 2.1.3 按外形分 （1）鼓形滾筒 用鋼板卷圓焊接而成，滾筒中間部分直徑大于兩邊約幾毫米，目的是防止輸送帶跑偏，但是加工工藝復雜，因此很少使用。 （2）葉片式滾筒 滾筒由許多橫向葉片組成，目的便于清潔輸送帶，此類滾筒又稱為自清掃滾筒。如果將葉片改為圓柱棒，稱為棒式滾筒，也可起到自清掃 作用。 （3）溝槽膠面滾筒 滾筒的膠面上開菱形、人字形、直線形、環(huán)形、梯形，則分別稱為菱形護面、人字形護面等各種護面形狀的滾筒，其目的是增大摩擦系 數和便于排出粘著物料。傳動滾筒膠面常選用菱形和人字形。 2.1.4 特殊滾筒 （1）真空滾筒 為增大輸送帶同滾筒之間的摩擦力，在滾筒裝有真空泵或外接真空泵，使輸送帶同滾筒包角之間成真空，增大摩擦力。但由于結構復雜，真 空滾筒尚未得到推廣。 （2）磁力滾筒 滾筒內裝有磁鐵，如輸送帶下層為磁性覆蓋膠，根據異性相吸作用，能增大摩擦力。當使用普通輸送帶時，磁力滾筒就成為除鐵滾筒。 （3）輪胎滾筒 滾筒外面由許多充氣輪胎構成，輪胎表面帶有溝槽。各種輪胎充氣壓力不同時，也起到鼓形滾筒作用。 （4）陶瓷滾筒 滾筒護面有許多陶瓷片鑲成，一方面可增大摩擦力，另一方面便于清掃。陶瓷片也可做成插板式，以便于更換。滾筒包膠的主要優(yōu)點就是表面摩擦系數大，包膠是在滾筒的表面上用冷粘或硫化一層橡膠。包膠滾筒按其表面形狀又可分為：光面包膠滾筒、人字形溝槽包膠滾筒和菱形包膠滾筒。 脹套連接結構是國際上廣泛應用于重型載荷下機械連接的一種先進基礎部件。脹套的結構如圖2.4 所示，其原理是：當旋轉緊定螺釘時，前壓環(huán)和后壓環(huán)相互靠近，迫使帶張口的外環(huán)脹大，內環(huán)縮小，從而使軸和輪轂形成過盈配合，達到連接的目的。采用脹套連接的優(yōu)點是：容易實現(xiàn)高精度的定位，可傳遞大扭矩和軸向力；可連接不可焊材料；可從外部安裝拆卸，并可重復使用；降低了孔和軸的加工精度和加工費用。 圖2.4 脹套結構 2.2 運行阻力 將運行阻力劃分為主要阻力，附加阻力 ，提升阻力 ，和特種阻力 ，這些阻力的和等于傳動滾筒上所需的圓周驅動力 ： （2-1） 由于輸送機的線路布置可能是簡單線路也可能是復雜的變坡、變載荷情況。在過去的標準計算方法中往往采用統(tǒng)一的等效坡度和載荷。這可能存在下面的兩種問題：①有時會造成阻力的計算必須變成等效傾角或等效單位長度物料質量，從而使計算缺乏足夠的精度。②在計算輸送帶張力時還要重新計算輸送機各段的阻力，從而增大計算工作量。特別是在廣泛使用計算機進行計算的時代，所給出的計算方法應該能夠適應計算機算法的需求。 因而，阻力應以分段形式確定。一個分段應具有相同的參數，如輸送機的傾角、模擬摩擦系數和輸送的物料單位長度質量，以及托輥旋轉部分的質量和附加阻力的作用。在輸送機分段的起點和終點，從尾部開始向頭部方向，各段順次用i 表示。承載分支用下標的參數值，用O表示，回程分支用U 表示。如圖2.5 所示。 （2-2） 式中 ——承載分支第i 段的阻力； ——回程分支第i 段的阻力。 曲線區(qū)段阻力與張力大小有關，若張力發(fā)生變化，阻力也發(fā)生變化。已知繞入點張力，通過張力增大系數可求出繞出點張力，傳動滾筒處的繞入點和繞出點按歐拉公式計算。 圖2.5 運行阻力的分段構成和分段計算 2.2.1 主要阻力 輸送機的主要阻力 是物料及輸送帶移動和承載分支及回程分支托輥旋轉所產生的阻力的總和?？捎上率接嬎悖? （2-3） 式中 f ——模擬摩擦系數，根據工作條件及制造安裝水平決定； L ——輸送機長度(頭尾滾筒中心距)，m； g ——重力加速度， g =9.8m/s2； ——承載分支托輥組每米長度旋轉部分質量，kg/m，用下式計算： 其中 ——承載分支每組托輥旋轉部分質量，kg； ——承載分支托輥間距，m； ——回程分支托輥組每米長度旋轉部分質量，kg/m，用下式計算： 其中 ——回程分支每組托輥旋轉部分質量，kg； ——回程分支托輥間距，m； ——每米長度輸送帶質量，kg/m； ——每米長度輸送物料質量，kg/m； δ ——輸送機傾角，度。 2.2.2 輸送機各部件上的附加阻力 輸送機附加阻力 包括加料段物料加速和輸送帶間的慣性阻力和摩擦阻力 ；加料段加速物料與導料槽兩側板間的摩擦阻力 ；輸送帶繞過滾筒彎曲阻力 和除傳動滾筒外的改向滾筒軸承阻力 ，可用下式計算： （2-4） 式中 ——輸送帶繞過的滾筒次數； ——改向滾筒個數。 2.2.3 輸送載荷的提升阻力 輸送物料的提升阻力為： （2-5） 式中 h ——輸送機受料點與卸料點間的高差，m；輸送機向上提升時，h 取為正值；輸送機向下輸送時， h 取為負值。 2.2.4 特種阻力 包括主要特種阻力 和附加特種阻力 。主要特種阻力包括托輥前傾摩擦阻力 和物料與導料槽側板間的摩擦阻力 兩部分，按下式計算： (2-6） 按如下兩式計算： （1）三個等長輥子的前傾上托輥時： （2）二輥式前傾下托輥時： 的計算: 附加特種阻力包括輸送帶清掃器摩擦阻力 和犁式卸料器摩擦阻力 等部分，按下式計算： (2-7） 式中 ——清掃器個數，包括頭部清掃器和空段清掃器。 2.3 傳動滾筒軸功率 傳動滾筒軸功率()按下式計算： （2-8） 傳動滾筒的最大扭矩( )按下式計算： （2-9） 式中 D——傳動滾筒直徑，mm。 2.4 傳動理論 當假設輸送帶是一種理想的撓性體，可以任意撓曲，不受彎曲應力；忽略輸送帶的質量所產生的重力和慣性力時，輸送帶與滾筒繞入端的張力 （緊邊張力）和繞出端的張力 （松邊張力），按歐拉公式有如下關系： （2-10） 上式表示了一種傳遞驅動力的關系，即傳動滾筒所傳遞的圓周驅動力為： （2-11） 式中 μ ——輸送帶與滾筒間的摩擦系數； λ ——滾筒與輸送帶有相對彈性滑動弧對應的圓心角，rad， λ <α ； α ——圍包角。 如圖2.6 所示，從繞出端到繞入端的張力按指數函數變化，由于輸送帶為彈性體，張力減小時，伸長也減小。故輸送帶在傳動滾筒上由繞出端向繞入端方向有彈性滑動。當角度達到C 時，輸送帶的張力已經達到 ，因而在γ 角度區(qū)間輸送帶張力不增加，也就沒有彈性伸長的變化，輸送帶在滾筒上沒有彈性滑動。將有彈性滑動時所對應的弧段稱為利用弧，利用弧所對應的圓心角稱為利用角，用λ 表示，而將γ 稱為備用角，其所對應的弧段稱為備用弧。所以，只有在利用弧內產生摩擦力從而傳遞驅動力。 當繞出端張力保持不變時，隨著所需要傳遞的驅動力的增大，利用角和繞入端的張力也隨之增大。利用角最大值為α ，所以繞入端的最大張力必須滿足 圖2.6 傳動滾筒上輸送帶張力變化 （2-12） 因而，傳動滾筒可能傳遞的最大驅動力為： （2-13） 現(xiàn)代研究表明，利用弧并非單純性彈性滑動，而存在輸送帶和滾筒之間的滑——粘效應(Slip-Stick 效應)，也就是產生摩擦力的原因不僅由輸送帶和滾筒之間的彈性滑動，還有輸送帶和滾筒之間的粘滯作用。這樣摩擦系數要大于單純滑動的摩擦系數。 當運行阻力時，傳動滾筒的傳遞驅動力的關系已不成立，此是傳動滾筒已不能傳遞大于 的驅動力 。當驅動裝置提供驅動力 時，必然出現(xiàn)輸送帶在滾筒上打滑，即輸送帶已不能運動，而傳動滾筒仍然隨驅動裝置轉動。在打滑時，輸送帶和滾筒的摩擦力必然要轉換為熱能，嚴重時會將輸送帶迅速損壞。 為了避免事故的發(fā)生，在設計傳動滾筒所能夠傳動的驅動力必須留有一定的備用。將備用系數定義為 ： 式中 ——傳動滾筒需要傳遞的驅動力，N； ——傳動滾筒可能要傳遞的最大驅動力； ξ ——傳動滾筒傳遞驅動力的備用系數1.3~1.5。 需要說明的是，這里的備用系數ξ 并不是為滿足摩擦傳動備用系數，而是相對起制動時動載荷的備用系數。滿足摩擦系數傳動的備用系數在選用摩擦系數時已經考慮進來了。 因而，當圍包角和繞出端張力一定時，傳動滾筒傳遞的驅動為： （2-14） 當圍包角和傳動滾筒所需傳遞的驅動力一定時，繞出端的張力為： （2-15） 由上式可知，提高驅動力可以從三個方面下手： ①增大拉緊力 增加初張力可使輸送帶在傳動滾筒繞出端的張力 增加。采用增大拉緊力的方法會使輸送帶的最大張力增大，也有可能使驅動裝置的結構尺寸加大，而增加設備的投資。另一方面，適當增加拉緊力對輸送帶在較好的工況下工作是有利的。所以需要經過經濟技術比較來選取較合理的拉緊力。 ②增大圍包角 當輸送帶所需驅動力較大時，增大圍包角可以避免過大的拉緊力，增大圍包角的方法是增設增面滾筒或采用多滾筒傳動，而且用多滾筒傳動時，也可以減小每個驅動單元的單機容量。 ③增大摩擦系數 其具體措施是在傳動滾筒上覆蓋摩擦系數較大的材料，如橡膠、陶瓷、木襯等。 2.5 傳動滾筒的受力分析 2.5.1 周向載荷 傳動滾筒除了受軸端輸入的扭矩外，還受其上的輸送帶的作用力，見圖2.7。設輸送帶在滾筒上的圍包角為α ，兩端輸送帶的張力有差值（ ），這個差值產生的扭矩等于滾筒軸上輸入的扭矩。由歐拉公式可知，在整個圍包角內（ 0 <θ < α ），輸送帶任意一點的張力為： 。在任意微小角度dθ 內，輸送帶對滾筒表面的周向壓力ds 為： 圖 2.7 張力圖解 角度dθ 所對應的受壓面積dA 為： dA = B ? Rdθ 相應的滾筒在利用弧內表面周向壓力為： （2-16） 式中 R ——傳動滾筒半徑； B ——輸送帶帶寬。 相應的滾筒表面所受的摩擦力為： （2-17） 在備用弧內，滾筒表面僅受輸送帶的正壓力，表面上的壓力1 P 為恒定值： （2-18） 2.5.2 軸向載荷 滾筒軸向壓力分布取決于輸送帶種類等因素[10]，理想化的曲線見圖2.8。 （1）均勻分布； （2）一次正弦分布； （3）三次正弦分布； 一般的，將載荷分布視為一些正弦函數的和： （2-19） 圖 2.8 輸送帶軸向張力 式中 m ——載荷系數，m =1 時，為一次正弦曲線；m =3 時，為三次正弦曲 線。 適當的調節(jié)載荷系數可以更好的模擬滾筒的受力狀態(tài)。 當軸向為均布載荷時： 考慮載荷系數的條件下，傳動滾筒在工作弧段內單位表面的正壓力為： （2-20） 滾筒單位表面所受的摩擦力為： （2-21） 在備用弧段內，單位表面的壓力1 P 為恒定值： （2-22） 在實際中很難判斷利用弧和備用弧，所以在進行有限元分析時，在加載時要對滾筒的載荷進行簡化。 43 焦作大學畢業(yè)設計 第三章 傳動滾筒的結構 第三章 傳動滾筒的結構設計 傳動滾筒是帶式輸送機系統(tǒng)中比較關鍵的部件，目前國內外對于大型傳動滾筒的計算方法均不夠全面，給設計造成了困難。本章收集整理了國內外帶式輸送機傳動滾筒設計的有關資料，結合實際設計使用經驗，對滾筒結構的設計計算方法進行了分析研究，修正了有關計算公式，提出一套比較完整的滾筒設計方法，為以后做進一步研究提供了設計依據。 3.1 滾筒失效形式與許用應力的確定 3.1.1 傳動滾筒的失效形式 （1）裂紋 裂紋易出現(xiàn)在輻板與輪轂以及輻板與筒體的焊接處；鑄焊結構滾筒的接盤與筒體焊接處[13]。 （2）局部變形過大 此種情況多數是筒體的中部塌陷。 （3）壓裂 滾筒長期受較大比壓作用下，很容易使?jié)L筒壓裂破壞，裂縫往往是從一側輻板焊接處沿軸向無規(guī)則開裂至另一側焊接輻板處[14]。 （4）脹套連接螺栓被剪斷或彎曲變形過大[15]。 3.1.2 失效產生的原因 滾筒失效的原因有很多種，具體包括：理論計算不足；結構設計不合理，造成過渡部分剛度相差過大；使用不當，如過載以及加速過大等；原材料有缺陷，如內部裂紋等；焊接工藝不當，如焊條或焊接參數選用不當，焊接處清洗不凈，焊縫處未焊透以及焊后不進行熱處理或熱處理不當，造成焊接殘余應力過大等。 （1）裂紋產生原因 ①圓周焊縫拘束應力過大 輻板與輪轂、輻板與筒體連接處焊縫均為圓周封閉焊縫，焊接過程中產生的應力，焊接結束后隨溫度降低，焊縫收縮，徑向殘余應力不斷加大，超過焊縫抗拉極限，焊縫中間或焊趾熱影響區(qū)附近產生沿圓周方向裂紋。 ②輪轂、筒體與輻板材料不一致 傳動滾筒結構中，輪轂材質常ZG230~450 或ZG20Mn5V。筒體一般為優(yōu)質碳素鋼或無縫鋼管。輻板采用鋼板或鑄鋼結構，Q235-A或ZG20Mn5V。鑄件成份得不到保證，常出現(xiàn)碳含量高及其他有害元素超標的情況。輻板材料為鋼板，如焊接工藝措施不到位，焊縫可能出現(xiàn)裂紋。 ③焊縫有明顯的應力集中 由于焊接接頭形式、坡口形式、熔透情況、焊縫截面形狀等原因可能使焊縫處于較大的應力集中區(qū)域，而應力集中是降低焊接接頭和結構疲勞強度的主要原因。應力集中的存在有可能導致滾筒在焊接制造中產生裂紋或在使用中裂紋擴展。 ④焊接工藝參數選擇不當或操作者熟練程度不夠 焊接工藝參數直接影響到焊接過程的連續(xù)性、穩(wěn)定性，從而對裂紋的產生起到一定的作用。在手工或半自動電弧焊接中幾乎所有焊接缺陷的產生都與焊工的操作水平有關。 （2）消除措施 ①優(yōu)化筒體焊接結構設計 為減小應力集中，焊縫表面最好為凹面，向母材表面應圓滑過渡。接頭和坡口形式根據實際情況選擇；輻板上開合適的減輕孔能有效的降低焊縫處的約束應力，同時還可提高輻板的剛性。開口數量一般在3 個以上。鑄焊結構能有效的解決輻板與筒體及輪轂連接焊縫的裂紋問題； ②優(yōu)化滾筒焊接工藝 輪轂、輻板和筒體的材料不一致時，可在較硬的含碳量高的輪轂表面堆焊過渡層；選用抗烈性較好的堿性焊條。工藝上通常采用預熱工件或對稱同時施焊等措施；焊后整體加熱失效處理或局部加熱緩慢冷卻的方法能有效去除殘余應力。 ③加強檢驗手段，射線或超聲波探傷。 此外，加強操作者的技術培訓，提高操作技能，也是防止?jié)L筒裂紋的重要環(huán)節(jié)。 3.1.3 滾筒許用應力的確定 筒體的材料通常是Q235-A 鋼，鑄造接盤多用ZG20Mn5V, Q235-A 鋼的厚度在20mm~40mm 時， MPa， =400MPa。從理論上分析可知筒體和接盤所受的應力是變化的，且實踐證明多數滾筒的失效都是在沒有明顯變形的情況下造成裂紋。設計計算時，都是按照靜強度的方法來計算，或按照與疲勞強度等效的靜強度計算。 安全系數是一個比較復雜的問題。它主要取決于下列幾種因素： （1）原材料的穩(wěn)定情況，包括材料性質，原材料尺寸變化，制造工藝的穩(wěn)定性等。 （2）計算的精確度，包括外載荷，以及應力計算的精確程度。 （3）零件的重要程度。 根據滾筒的具體情況，其原材料和制造工藝都比較穩(wěn)定，計算精度為中等，又是屬于比較重要的零部件，根據經驗可把安全系數取為1.5~1.8。目前，我國各廠家常取Q235-A 的許用應力[σ]=140MPa，安全系數都在1.5~1.8 之間。亦可以取材料的脈動疲勞極限為(0.52~0.56) [σ] ，安全系數為1.5。這樣計算出的許用應力與上述相近。但考慮到滾筒在成形或安裝時，會有局部凹陷的現(xiàn)象，故有人建議按上述方法計算出滾筒厚度后再加上2mm~3mm。滾筒的焊縫的許用應力至今無統(tǒng)一認識，設計中可以參照滾筒母材的許用應力或參照結構設計規(guī)范選取。在滾筒上焊縫截面的變化處均有應力集中，焊接處如不經退火也會有殘余應力存在。未經處理的焊縫中心的殘余應力，其值可達到屈服極限，當它與工作應力疊加時，造成平均應力增加。這樣就大大降低許用疲勞強度。消除的辦法是用退火、振動和錘擊，以及火焰烘烤等，另外也可以采用預熱法。為了減少滾筒接盤與筒體焊接處的應力，在保證輪轂有足夠強度的情況下，可以適當減小輪 轂直徑和提高軸的直徑，為此宜采用較緊的脹套連接將輪轂壓裝在軸上。 3.2 傳動滾筒結構設計 3.2.1 傳動滾筒最小直徑的確定 在帶式輸送機的設計中，選擇滾筒的主要指標的是滾筒直徑。選用大直徑的滾筒對輸送帶使用有利。但是，當滾筒直徑增大后，傳動滾筒的質量、驅動裝置減速器的減速比、減速器的質量和尺寸都需要相應增大。選擇滾筒直徑主要考慮以下因素： （1）輸送帶繞過滾筒時輸送帶的彎曲應力； （2）輸送帶發(fā)生彎曲的頻次（與導繞方式、繞過滾筒的數目、運距和速度有關）； （3）輸送帶與滾筒面間的最大或平均比壓； （4）輸送帶許用強度利用率（簡稱為RMBT，它是輸送帶最大張力與輸送帶許用張力之比的百分數）； （5）輸送機的安裝地點和使用條件（例如：地面、井下、露天、移動、固定等）； （6）包膠和包膠的變形量。 輸送帶許用比壓的滾筒直徑： （3-1） 式中： [P] — — 輸送帶許用比壓， 鋼繩芯帶[P] =0.6MPa ， 尼龍和聚酯帶 [P] =0.4MPa，帆布膠帶[P] =0.2MPa α ——輸送帶圍包角，rad； ——輸送帶繞入端張力，N； ——輸送帶繞出端張力，N。 在鋼絲繩下的比壓較大，在鋼絲繩下輸送帶區(qū)域相應允許較大的比壓，在鋼絲繩下比壓所限制的最小滾筒直徑 (3-2） 式中 p ——鋼絲繩間距，mm； ——鋼絲繩直徑，mm； [ p′] ——鋼絲繩下輸送帶許用比壓，[ p′] =1.2MPa。 3.2.2 筒體的厚度 筒體的厚度取決于滾筒的直徑、筒體長度、輸送帶張力、制動時的磨損等因素。關于筒體厚度的計算十分困難，并且一般計算值偏小。但考慮到耐磨損等因素，筒體的厚度一般都取得較厚。一般大型帶式輸送機筒體厚度見表3.1。在確定筒體的厚度后，要對筒體的強度進行驗算。由于筒體受法向和切向載荷，并且載荷的大小沿滾筒圓周方向是變化的，目前，關于筒體的計算尚無準確的計算方法。有限元計算雖然可以相對給出較為準確的計算結果，但是由于沒有帶式輸送機滾筒計算程序，只能對個別的滾筒進行有限元分析[10]。筒體上所受的軸向應力和周向應力的方向如圖3.1 所示。筒體在軟輻板時最大應力產生在筒體的中部、筒體厚度的外部，一般情況下應力可用下式近似計算； 筒體的軸向應力： （3-3） 筒體的周向應力： （3-4） 式中 ： L ——兩輻板中心線間距； t ——筒體厚度； ——軸向系數； ——周向系數，查相關軸向、周向系數表可得。 表3.1 大型帶式輸送機滾筒筒體厚度[10] 圖3.1 筒體上的周向力和軸向力 一般只校核就可以了，許用的可用的數值為：啟動時<90MPa；正常運行時<60MPa。計算結果與許用應力差別較大時，應調整結構參數，但不許超過許用應力，直到接近許用應力為止。 3.2.3 傳動滾筒軸直徑的計算 滾筒軸受力簡圖見圖3.2。 （1）按疲勞強度（壽命）計算[15] （3-5） 式中 ——軸承中心到輪轂中心（脹套）的距離； ——輪轂和軸采用脹套連接方式時，為脹套工作長度，否則 =0； P ——作用在軸上的載荷， ； W ——抗彎截面模量，； M ——合力產生的扭矩，； Wn ——抗扭截面模量， ； [σ] ——許用應力， ； 其中 ——考慮特征系數和應力集中后的疲勞極限； ——疲勞安全系數； 根據上式，滾筒軸直徑d 為： (3-6） （2）按剛度計算（撓度法） （3-7） 式中 f ——軸彎曲產生的撓度，取 ； ——兩軸承中心線間距； E ——材料彈性模量； I ——軸慣性矩， 根據上式，滾筒軸直徑為： （3-8） 由以上兩式求出滾筒軸直徑，取其中較大值為設計值。 3.2.4 輻板厚度的確定 輻板厚度的計算式為： （3-9） 式中 h ——輻板厚度； ——輻板處滾筒軸的轉角， =1/1000rad； ——軸承到輪轂間距； K ——與半徑比率有關的無因次系數， （3-10） 其中 R ——內外徑比率系數， ； ——輻板內徑，即輪轂外徑； ——輻板外徑，即筒體內徑，如圖3.3 所示。 圖 3.3 等截面輻板 上式是焊接結構滾筒輻板等厚時，確定了轉角 后，根據材料力學及彈性力學的有關知識推導出來的。當滾筒為鑄焊結構時，上式所確定的輻板厚度，可以看作輻板中徑截面厚度。 為了確定轉角 ，必須首先確定軸和輻板的力矩分配系數X ， X 的具體計算將在下一節(jié)中詳述。X 一般在0.1~0.4 內取值，對于焊接結構滾筒，直徑小于1000mm，輻板為剛性， X =0.3~0.4；對于鑄焊結構滾筒，直徑大于1000mm，輻板為柔性時，X =0.15~0.25。 （3-11） 輻板的厚度確定是一項比較復雜的工作，按式（3-9）求出輻板厚度后，還必須進行應力分析，才能最終確定。等厚度輻板危險應力點在輻板內徑上。對輻板來說，徑向應力和周向應力就是主應力（在極坐標下），可由下式得出： （3-12） 式中 而ω (r,θ ) 是極坐標下輻板中心面位移表達式： （3-13） 經分析當θ =0 或 時， 、 為最大值，此時，輻板的主應力為： （3-14） 校核輻板強度時，只需校核即可。 根據彈性力學理論，輻板在彎曲力矩 的作用下，其轉角 可以表達為： （3-15） 式中 G ——輻板彎曲剛度，； ε ——材料的泊松比。 將式（3-15）帶入（3-14）可得： （3-16） 因，最大主應力在輻板內徑上，即發(fā)生在 ，θ = 0 的位置上。為了確定 最大時的相應輻板厚度h ，由式（3-16）和式（3-15）得： （3-17） 式中 將上式（3-17）帶入式（3-16）并求導得： （3-18） 即 時， 最大。 因此，在確定輻板厚度時，應確保 ，以提高滾筒壽命。 3.2.5 滾筒軸與輻板間的力矩分配 軸與輻板間的力矩分配取決于滾筒上各個組成部分的剛度。因而需要首先計算每一部分的剛度系數。 （1）軸的剛度系數 （3-19） 式中 ——兩軸承中心線間距。 （2）筒體的剛度系數 （3-20） 式中 ——筒體的慣性矩， （3）脹套的剛度系數 脹套的結構較為復雜，不易計算出剛度系數，可以用間接的方法得到。首先有一個預先測定的脹套的剛度系數，根據相似理論計算出所選定的脹套的剛度系數。設預先測定的脹套的剛度系數為