机械毕业设计1514新型免胀套免键联接等强度滚筒研制成稿.doc
机械毕业设计1514新型免胀套免键联接等强度滚筒研制成稿
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机械毕业设计1514新型免胀套免键联接等强度滚筒研制成稿,机械毕业设计论文
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新型免胀套、免键联接等强度滚筒 项 目 研 制 报 告 目 录 nts第一章项目研制背景 第一节滚筒的市场分析 第二节滚筒驱动带式输送机常见故障 第三节 研制单位简介 第 二章 滚筒 的理论研究 第一节滚筒的受力分析 第二节 滚筒结构的设计计算 第三节 带式输送机滚筒参数的确定 第四节 常见滚筒的失效形式和改造措施 第三章 新型免胀套、免键联接等强度滚筒的特点 第一节 新型滚筒的特点 第二节 滚筒焊接工艺的改进 第三节 密封结 构设计 第四节常见 滚筒轴的失效及更新设计 第四章 新型免胀套、免键联接等强度滚筒的社会经济性效益分析 第一节 社会效益 第二节 经济效益 第 五 章 总结 第一章项目提出背景 nts第一节滚筒的市场分析 胶带输送机是连续输送设备中一种常见的、最为通用的机械，被广泛地应用于冶金、煤炭、化工、建材等工业部门中的矿山开采、原料粉磨、煅烧、堆运等现代化生产中，起着实现各生产环节的连续性和自动化的作用，大大提高了劳动生产率，减轻了劳动强度。它与其他输送设备比较，具有工作平稳可靠，操作维护方便，物料适应范围广，输送距离长 ，运转费用低等优点。 滚筒是胶带输送机上重要的组成部分，胶带输送机使用寿命的长短与滚筒密切相关。 胶带输送机在各国都已实现了标准化、系列化。我国现行各部门使用最多的是 DT-75 系列胶带输送机 。 根据国家 “ 十五 ” 计划的要求，起重运输行业要向大型化、高效率化、无保养化和节能化发展。目前，世界上带式输送机最大带宽达 3 2米，输送能力最大为 3 7 万吨时。在当今的起重运输机械行业，尤其看好长距离、大运量的 DX 高强度胶带输送机。尽管近年来胶带输送机行业高速发展，从六十年代的十几家发展到现在的 100 多家，仍不能满足国家 经济建设发展的需要。 根据当前情况来看，由于我国工业高速发展，电力匮乏现象一直不能缓解，仅今年国务院已经批准和需要批准的火电项目就达近 5000万千瓦，相当于要建设规模为 60万千瓦的电厂 83个，按常规计算，每个电厂需要胶带输送机的价值为1200万元，那么建设这些电厂需要的胶带输送机的数量就是 66400多万元，其中滚筒 的价值约为 24600万元，折合 滚筒 数量为 4多万只。再加上每年更新换代的 滚筒 按 500家电厂，每个电厂需要 80只计算，还需要 滚筒 近 4万只。再加上煤炭、港口、码头、矿山、建材水泥行业、钢铁厂、粮食行业的 滚筒 需求量，整个中国的需求量约为 50多万只，折合人民币为 30亿多元。可以说市场是相当广阔的。 nts 第二节滚筒驱动带式输送机常见故障 带式输送机常见的故障原因及危害，以及故障的预防措施分述如下。 1.2.1 故障原因及危害 (1)托辊损坏 .托辊是带式输送机的主要部件，起着支撑输送带的作用，遍布整个机身，数量多。托辊损坏是最常见的故障，现场托辊损坏的现象非常普遍，有的还很严重。资料表明，损坏的托辊对输送带的阻力是转动灵活托辊的 30 倍，大量托辊损坏后将会急剧的增大牵引阻力并可能引 起输送带磨损加剧、撕带、打滑、甚至输送带着火等严重事故。 (2) 输送带跑偏 . 输带送跑偏也是常见危害较大的故障，是现场管理中比较棘手的问题。造成输送带跑偏的因素较多，主要有：机身中心、机头中心和机尾中心偏离；托辊调节不正常；巷道变形，机身倾斜，机架变形；装载不正； 输送带接头不正；输送带质量差，受张力程度不一样；托滚上粘结物料、托辊表面不平等；滚筒上粘煤，滚筒倾斜、变形 . 输带送跑偏后果是严重的，主要有以下几个方面 : 造成机尾处大量积煤，使输送带在滚筒上严重跑偏，影响输送机的正常运转，甚至噎死输送 带造成打滑酿成重大事故。部分煤洒落在巷道内，造成输送带拖地运行 .输送带跑偏，将磨损机架，使机架损坏；输送带跑偏增大了运行阻力，使负荷增大，缩短了输送机的使用寿命。 （ 3）输送带打滑。带式输送机输送带围包在传动滚筒上，依靠滚筒与输送带的摩擦力来驱动输送带运行。摩擦力有一个限度，不能任意增大，当传动滚筒相遇点与分离点的输送带张力差大于滚筒与输送带间的极限摩擦力时，就会发生输nts送带在滚筒上打滑而不能正常工作的现象。影响摩擦力的因素有输送带张力、输送带在驱动滚筒上围包角、驱动滚筒和输送带的摩擦系数等。 造成输送带 打滑的主要原因有： 输送带过载；输送带与传动滚筒之间摩擦系数减小，输送带与传动滚筒的接触面侵入水和水煤泥；输送带的张力减小；驱动滚筒的包胶磨损严重。输送带与传动滚筒之间摩擦系数减小从而使输送带打滑。 输送带打滑不仅能够损坏输送带，影响生产，而且还可能造成滚筒与输送带摩擦起火。 （ 4）输送带撕裂 输送带撕裂分纵向和横向两种形式。纵向撕裂能造成大量输送带报废，现场中能一次撕坏几百米输送带的现象并不罕见，造成的经济损失极为严重；横向撕裂常常会造成断带而影响生产，对于大倾角钢丝绳芯带式输送机，甚至会因输送带下滑造成 机毁人亡的重大事故。 （ 5）机头堆煤 机头堆煤是指带式输送机的卸载，将前一部输送机机尾和本部输送机机头埋没、甚至堵塞巷道的现象。 1.2.2 故障的预防 依靠科技进步，生产出质优价廉、坚固耐用的输送机，就要开发新型高效的易损件如新型托辊、滚筒、皮带等以延长整机的使用寿命。 提高职工素质，抓好制度落实；及时地高质量地搞好检查维护；为带式输送机运行创造一个好环境 ,加强带式输送机运输管理。 nts第三节 研制单位简介 焦作三岛输送机械有限公司是日本中外通商株式会社 和 中国焦作起重运输机械有限责任公司联合投 资 ， 引进日本 NC公司的全套 工艺 技术建成的专门生产带式输送机、托辊、滚筒的专业厂家。 每年生产托辊、滚筒 50万只。 中国 焦作起重运输机械有限责任公司是中国带式输送机协会的副理事长单位 。已有 40 余年的带式输送机的生产经验，工艺技术成熟，生产经验丰富。自 1985 年来 生产的 产品一直保持部优产品称号。 1999 年获得中国新时代质量体系认证中心颁发的质量体系认证证书， 2002 年 8 月又顺利通过 2000版质量体系认证，获得 2000版质量体系认证证书（ GB/TI9001-2000标准）（注册号为： 0502Q10363R1L）。该公司 产品一直是国家多项重点工程的配套产品。我公司 产品除了供应国内市场外还大量出口 英国、美国、南非、 东南亚、阿拉伯国家。 中国加入 WTO 以后，公司为了适应市场的需要，积极引进、消化、吸收在世界带式输送机行业享有盛誉的日本 NC 公司成熟的、 先进的托辊 、滚筒工艺技术 生产 ，按照日本 NC 标准生产 的 托辊经日本 NC 公司检测，全部达到日本 NC 标准（承载托辊的径向跳动均保证在 0.5毫米以下，使用寿命在 5 万小时以上）， 已经在国内 带式输送机 市场 上 占 着举足轻重的 位置， 生产出的高品质的托辊产品，已经进入国家托辊高端市场（如山 东日照港、马鞍山钢铁厂、华润常熟电厂等），并开始向日本本土出口。 2001 年 3月 同 日本石川岛播磨重工株式会社、日本株式会社三井三池制作所、日本输送机株式会社 三家公司开始合作， 每年向日本出口优质托辊 10 万余只。 我公司生产的托辊 已经在日本住友金属、日本新日铁 等多家 公司使用， 运转平稳， 反映良好。 我公司滚筒的生产也取得了丰硕成果，在吸收日本三岛公司先进生产技术nts的基础上，开发出了具有中国特色的新型 免胀套、免键联接等强度滚筒，该产品与国内其他同类产品相比结构和生产工艺发生了根本性的改变，使产品价格、使用寿命、节约能耗等 方面都有了飞跃性的提高，处于国内外领先水平。 第二章滚筒的理论研究 第一节滚筒的受力分析 滚筒是带式输送机的主要部件 ,滚筒的使用寿命严重地影响输送机的正常运转和生产 ,根据在输送机中的作用不同 ,滚筒分为传动滚筒与改向滚筒。传动滚筒与改向滚筒在工作状态下的受力情况不同 ,要求结构也不同。我们从滚筒的受力角度分析比较各类滚筒结构的使用情况。 2.1 受力分析 2.1.1式输送机的受力分析 带式输送机的传动原理可简化为普通带传动原理 ,传动带以一定的初拉力F0紧套在两个带轮上。由于 F0的作用 ,使带与带轮之间产生正压力。传动带不工作时 ,带两边的拉力等于 F0,如图 2-1(a)所示 ,当传动带工作时 ,假设主动轮 1以转速 n1转动 ,带与带轮之间产生摩擦力 Ff,而从动轮 2 在摩擦力 Ff 的作用下以转速 n2转动 ,如图 2-1(b),此时传动带两边的拉力发生相应变化 ,主动轮一边带被拉紧 ,其拉力由 F0增加到 F1,从动轮一边带被放松 ,拉力由 F0减小到 F2。整个接触面上的摩擦力 (即有效圆周力 ),Ff=F1-F2。 nts 图 2-1 带传动工作原理 2.1.2带轮的受力分析 根据带传动的受力 分析 ,作出工作状态下的带轮受力图 ,如图 2-2 所示。主动轮在主动力 (矩 )Fp作用下以转速 n1转动 ,此时主动 轮 所受的力为传动带所受的张紧力作用于其上的压力 f0,摩擦力 Ff,以及主动力 (矩 )Fp,如图 2-2(a),从动轮所受的力为传动带作用于其上的压力 f0,摩擦力 Ff。两轮受力情况相比 ,从动轮比主动轮少一个 Fp。 图 2-2 带轮受力分析 2.1.3带式输送机传动滚筒与改向滚筒的受力特点 通过上述受力分析 ,认为带式输送机的传动滚筒相当于带传动中的主动轮 ,改向 滚筒相当于带传动中的从动轮。传动滚筒比改向滚筒多受一个主动力 (矩 )。 (1)常见滚筒结构的使用情况分析 nts传动滚筒使用情况分析 在生产实践中 ,我们曾接触各类结构的传动滚筒。图 2-3(a)所示的滚筒结构简单、安装方便 ,但缺少轴向定位 ,使用效果差。图 2-3(b)、 2-3(c)所示的滚筒 ,结构基本相同 ,加工安装方便 ,但无轴向定位。中小型带式输送机大都采用这种类型的滚筒结构。图 2-3(d)所示的滚筒 ,结构简单 ,加工及安装方便 ,强度高 ,焊接变形均匀 ,应力小 ,使用寿命长 ,效果最 好。 图 2-3 传动滚筒 结构 1. 轴 2.螺钉 3.键 4.卷筒 5.螺母 6.轮毂 改向滚筒使用情况分析 通常改向滚筒比传动滚筒受力小 ,在结构设计时可以比传动滚筒强度低。但有时由于输送机的张紧形式不同 ,输送带作用于改向滚筒上的压力很大。主强力带式输送机在使用过程中 ,由于该带式输送机在一改向滚筒处输送带张紧力大 ,作用于滚筒的压力大而使该滚筒压裂破坏 ,裂缝从一侧腹板焊接处沿轴向无规则裂至另一侧焊接腹板处。为此 ,采取了加强措施 ,即增加卷筒的钢板厚度 ,在卷筒内侧均匀布置了几 条沿轴向方向的加强筋并沿圆 周方向增加环状加强筋 ,如图 2-4 所示。 nts 图 2-4 采取加强措施的滚筒由于增加了加强筋 ,使焊缝数量增加 ,从而使滚筒内部存在很大残余焊接应力 ,经过长时间使用损坏进一步加剧 ,因此必须采取相应的工艺保证措施 ,消除在焊接过程中产生的焊接应力 ,保证焊接滚筒质量。这一实例说明 ,在进行改向滚筒的结构设计时 ,要计算输送带在各滚筒处的张力 ,对受力较大的改向滚筒 ,要增强滚筒强度，采取相应的工艺措施 ,保证焊接质量 ,从而保证滚筒的质量和使用寿命。 第二节 滚筒结构的设计计算 2.2.1 滚筒结 构及载荷 滚筒按结构可分为焊接滚筒和铸焊滚筒 2大类 ;按滚筒在带式输送机中的作用可分为驱动 (主动 )滚筒、非驱动 (从动 )滚筒 2大类。大功率 (360kW)驱动滚筒采用铸焊滚筒，其余均可采用焊接滚筒。焊接滚筒由筒体、幅板、轮彀、轴等组成 ;铸焊滚筒由底盘、中间筒体、轴等组成。 作用在滚筒上的基本载荷是胶带张力，它使滚筒及其零件弯曲变形，是进行滚筒强度计算的重要依据。对驱动滚筒来说，所传递的扭矩也是一项主要载荷。 2 滚筒结构设计及计算方法 nts2.1 滚筒最小直径的确定 按照国际标准中的有关规定，滚筒直径根据胶带形式 、强度、紧边和松边张力以及滚筒类型由下式确定： 式中 D 滚筒直径， m(对于胶面滚筒指光筒直径 ) S1 胶带紧边张力， kN S2 胶带松边张力， kN B 胶带宽度， m 胶带包角， rad 许用传递能力， km2(帆布胶带 P= 20 kN/M2，人造纺材芯胶带 P=35kN/m2，钢绳芯胶带 P=55 kN/M2 ) 2.2 滚筒轴直径的确定 滚筒轴受力见图 2-5 图 2-5 滚筒轴受力简图 (1) 按疲劳强度 (寿命 )计算 （ 2） 式中 L 轴承至轮毅 (锁紧器 )距离 nts L3 滚筒体和轴采用锁紧器 (胀套 )联结方式时，为锁紧器工作长度，否则 L3=0 P-1个轴承的载荷， P=(S1+S2)/2 W 抗弯截面模量， p1 作用在轴上的力 , P1=(S1-S2)/2 Wn 抗扭截面模量， Wn= d3/16 一许用应力 , 由式 (3), (5)，可求出 2个滚筒轴直径，取其中转大值为设计值。 2.3 幅板厚度的确定 幅板厚度的计算式为 nts 式 (6)是焊接滚筒幅板等厚时，确定了转 3 后，根据材料力学及弹性力学的 有关知识推导出来的。当滚筒是铸焊结构时，式 (6)所确定的幅板厚度，可以看成是幅板中径截面厚度。为了确定转角 3，必须首先确定轴和幅板的力矩分配系数 x 式中 M 滚筒轴和幅板所承受的总弯矩， M=PL Mo 滚筒幅板所承受的弯矩 x 一般在 0.1 一 0.4 内取值，对于焊接滚筒，直径小于 1 000 mm，幅板为刚性时， X=0.3一 0.4;对于铸焊滚筒，直径大于 1 000，幅板为软性时，x =0.15一 0.25. (7) 幅板厚度的确定，是一项比较复杂的工作，按式 (6)求出幅板厚 度后，还必须进行应力分析，才能最终确定。 nts等厚幅板危险应力点在幅板内径上。对幅板来说，径向应力和圆周应力就是主应力 (在极坐标下 )，可山下式得出 nts 当采用锁紧器连接时 P就是锁紧器外环与轮彀间的压强，此时 nts 求出轮彀外径后，还要进行强度校核，特别要校核轮彀孔的应力状况。 2. 5 滚筒体厚度的确定 滚筒体厚度的确定，主要问题在于胶带与滚筒体 之间的压力分布很难确定。因此，一般认为，只要滚筒体厚度 幅板厚度即可 (特别是铸焊滚筒，底盘幅板在外圆处厚度等于短圆环厚度 )。设计时亦可参照表 1选用。 2. 6 铸焊滚筒底盘与中间筒体焊缝位置的确定 根据下述原则和用实测经验数据归纳整理的经验公式来确定最佳位置。 (1)距幅板一定距离，一定有一个最小 (甚至为 0)的临界应力的接缝。 nts(2)在 2 幅板附近 (应力最小甚至为 0 的地方 )，当底盘旋转一周时，应符合一个交变负荷循环，而离幅板较远处可达 2个交变负荷循环。 最佳位置与筒体平均半径 Rt 和筒体厚度有关，经验公式 为 式中 L 底盘外端面至幅板中心的距离 第三节 带式输送机滚筒参数确定 滚筒是钢绳芯带式输送机中主要部件 ,滚筒参数的确定对带式输送机至关重要。滚筒主要尺寸参数是宽度与直径 ;主要力学参数是最大张力与最大扭矩。 2.3.1滚筒宽度 滚筒宽度取决于带宽 ,它们之间的关系如表 2 所示。滚筒宽度大于输送带宽度的原因是考虑到输送带在滚筒上可以容许的跑偏。 表 2 输送带与滚筒宽度的关系 2.3.2滚筒直径 滚筒直径都希望尽可能地采用最小的滚筒直径 ,然而为了 选用小直径的滚筒 ,必须考虑如下因素 : nts(1)输送带表面比压力 如表面比压力很大 ,钢绳芯输送带表面就沿钢绳间距出现凹凸 ,由此造成钢丝绳周围橡胶蠕变和变形疲劳 ,使钢丝绳与橡胶的粘着力降低 ,而且会使覆盖胶局部磨损 ,故表面比压力不能太高。 (2)输送带内钢丝绳所受弯曲应力要小 输送带内钢丝绳在绕过滚筒时要经受反复弯曲 ,促使钢丝绳疲劳。为减少疲劳应使 / 150。 (3)限制覆盖胶变形量 在覆盖胶较厚时才考虑这点。为避免覆盖胶弯曲疲劳 ,要使其变形量小于 60%,即 第四节 常见滚筒的失效形式和改造措施 T 75 带式输送机具有整机性能好 ,运力较大 ,安装拆除方便快捷等特点 ,因此在矿山运输中得到了广泛应用。现有标准型号的 T 75 带式输送机的主要部件之一的传动滚筒 ,因其结构不合理 ,事故率较高 ,严重地影响着输送机的正常运转。我们分析了传动滚筒的受力情况和滚筒结构上的缺陷 ,以便对传动滚筒的结构进行改造 ,降低传动滚筒的损坏事故。下面以 T 75 带式输送机滚筒为例分析滚筒常见的失效形式 2.4.1 传动滚筒受力分析 带式输送机是由 2 台 40(40 )电动机分别拖动两滚筒 ,两滚筒与输送带通过摩擦传动来工作的 ,图 2-6 是两滚筒的受力情况。根据欧拉公式nts, 两 滚 筒 被 拖 动 时 , 所 需 电 机 牵 引 力 比 值 为 : ,约等于 2。虽然设计中充分考虑了功率分配不均的问题 ,但在实际运行中滚筒所需牵引力比滚筒要大一些 ,因此 ,滚筒的使用寿命比滚筒要低 ,滚筒事故率最高。 图 2-6 T 75 输送机传动滚筒受力分析图解 2.4.2传动滚筒结构分析 传动滚筒结构分析 T 75 带式输送机传动滚筒结构如图 2-6 所示 ,传动滚筒的主轴 与滚筒的卷筒连接形式有 3 种 ,其中 2 种是可拆连接 ,即键联接和螺钉联接。另一种是不可拆连接焊接点，这种结构维修方便 ,装配复杂 ,主轴与滚筒的卷筒同轴度差 ,而此滚筒实际运行中常为螺钉组联接处。在滚筒设计中该处联接强度符合输送机正常运行使用要求 ,但由于煤矿井下自然条件恶劣 ,带式输送机运行过程中 ,滚筒在冲击和振动的变载下 ,螺钉组联接处螺纹副间和支承面间的摩擦阻力可能减小或瞬间消失 ,这种情况的多次反复 ,就会使滚筒螺钉组联接逐渐松动 ,虽然滚筒螺钉组均采取了设置弹簧垫圈的防松措施 ,但弹簧垫圈在冲击振动下工作性能不可靠 ,弹簧垫 圈稍一失效 ,就会使螺钉组 (尤其是减速机侧 )受到大的径向剪切力和轴向拉力而断裂 ,因 T 75 带式输送机的整体性好而无法进行外观检查 ,滚筒在减速机侧的螺钉组逐渐剪切断裂 ,该侧滚筒的卷筒nts与主轴脱落 ,造成输送机停运事故。这是滚筒损坏的主要原因。 图 2-6 T 75 带式输送机传动滚筒结构图 另外 ,从图 2-5 可以看出 ,滚筒在减速机侧是顺时针旋转的 ,在冲击和振动的变载下 ,长期运行螺钉会逆向返松 ,造成弹簧失效 ,逐渐脱落。其余的螺钉承受不了大的负荷而造成逐渐剪切拉断 ,该侧滚筒的卷筒 与主轴脱落 ,这是滚筒损坏的主要原因。 2.2.3传动滚筒结构改造 在现场实践中 , T 75 型带式输送机主传动滚筒的主要失效部位是 6条 24 联接螺栓 ,在冲击力的作用下松动 ,辐板和轮毂螺栓联接孔产生间隙 ,最后螺栓变形切断 ,造成事故。 图 2-7 主传动滚筒原结构 1 滚皮 2 辐板 3 轮毂 4 轴 5 联接螺栓 如图 2-7 所示 ,辐板 340圆上的 6 条联接螺栓的旋合深度只有 25 ,而24螺纹的螺距是 3 ,只有 8 牙螺纹 ,旋合长度太短 ,在冲击力作用下 ,处于悬nts臂状态的螺栓稳定性差 ,易松动 ;辐板和轮毂在 340 圆上均布设置 2 个锥度稳钉 ,在冲击力的作用下 ,锥度稳钉也易松动或退出失效。 联接结构的改进 (1)如图 2-8所示 ,是改进后 T 75型带式输送机主传动滚筒的结构 ,它是在主传动滚筒原结构不变的情况下 ,只是在辐板联接螺栓位置加厚 25 ,增加了 24 螺栓的旋合长度 ,普通 24 螺纹旋合长度的标准值应取 36以上。螺栓旋合长度的增加 ,增强了螺纹联接在悬臂状态下的稳定性 ,增强了螺栓的防松动能力。 图 2-8 改进后主传动滚筒的结构 (2)如图 2-9 所示 ,是改进后辐板和 轮毂联接的 2 个螺纹稳钉。它的加工工艺路线是 :辐板和轮毂用 24 90 的螺栓联接起来后 ,在 340 圆上均布加工 2个 24 螺纹联接稳钉螺孔 ,然后用 24 65 螺栓将辐板和轮毂稳在一起 ,稳钉不会退出。 nts 图 2-9 改进后辐板与轴毂联接结构 1 滚筒皮 2 24 稳钉 3 辐板 4 轮毂 第三章 新型免胀套、免键联接等强度滚筒的特点 从以上分析和常见 滚筒的失效形式和改造措施来看，绝大部分厂家在遇到问题时仅仅对滚筒的连接部分进行改造，这样一来，对滚筒的整 体质量改进有限，不能大幅度地提高滚筒的质量和使用寿命。 基于生产实践的需求，我们开发了新型 免胀套、免键联接等强度滚筒 以解决使用寿命短、易损坏的缺点。 第一节 新型滚筒的特点 我国常用的 DT75 型系列和 DTII 型系列带式输送机的滚筒，其结构都是将滚筒与接盘选用过度配合加键联接安装或采用胀套进行联接。实践中存在如下问题 :(1)采用键联接时，通常要对滚筒轴进行键槽加工，必然破坏滚筒轴的整体强度，是滚筒的使用寿命缩短。采用胀套联接增加了整个滚筒的成本，另外在安装时，也需要很高技术要求，如果稍有差错就会酿成大祸。针 对上述情况我们将滚筒结构进行了改进设计。 nts 图 3-1 主传动滚筒原结构 1 滚皮 2 辐板 3 轮毂 4 轴 5 联接螺栓 现在有些厂家生产的传动滚筒还采用在筒体上的辐板与轴体上的轮毂通过 4 6个的螺栓联接而成的。接盘轮毂与滚筒轴之间的联接为胀套联接 ,通过轴向相对滑动使胀套径向胀大 ,把接盘与轴联接为一体。这种形式常出现问题，螺栓联接属于间隙配合 ,在滚筒长期运行过程中 ,会由于反复应力的作用而松动 ,松动后传动轴与筒体之间扭矩主要靠螺栓承担 ,使 螺栓受到的剪切力大大增加 ,从而导致螺栓损坏。 我们对滚筒结构进行了改造，改造后的传动滚筒结构如图 3-2 所示 , 滚筒轮彀与辐板采用铸钢件，为一体结构，。传动滚筒取消了强度较低的螺钉组连接 ,使主轴与传动滚筒的卷筒由 3处联接改为 2处连接 ,该结构传动滚筒经实际运行检测抗冲击和振动的变载能力明显加强，主轴与滚筒的卷筒同轴度较好 ,并且在保证主轴设计强度不变的情况下 ,改变了主轴局部尺寸 , 轮毂与滚筒轴的配合，采用日本 NC 公司的专用工艺，采用轮彀内孔定位（过盈配合），确保滚筒的安全性。该传动滚筒结构简单 ,成本低 ,加工、安 装及损坏维修极为方便 ,使用寿命远远高于原结构的传动滚筒。 nts 图 3-2带式输送机传动滚筒结构图 (改造后 ) 传统刚性构造的滚筒，外直径比较小，而且外筒和镜板的钢板、设计厚度都很厚。这种结构，在外筒与镜板的焊接处，镜板与套的界面等断面形状和材料厚度有变化的部位，应力极容易集中。在这些应力集中部位，很容易发生龟裂，整体强度低。 柔性构造的滚筒，外直径大，而且外筒、镜板的厚度适中。柔性构造的滚筒允许外筒和镜板具有适当的挠度，使这些部件在容许的范围内分担部分应力，避免应力集中到外筒与镜板的 焊接处、镜板与套的界面等特定位置，实现均匀的应力分布，增强整体强度。这种理论与超高层大楼必须采用柔性构造的理论相同 第二节 滚筒焊接工艺的改进 3.2.1滚筒结构分析 滚筒由轴、筒皮及两个接盘组成 ,接盘是铸钢件 ,筒皮由钢板卷制而成。其结构及材质如图 3-2、表 3-1所示。 nts 图 3-2 滚筒结构示意 1-滚筒轴 ;2 圆筒 ;3 焊缝 ;4 接盘 表 3-1 滚筒各组成部分材质 轴与接盘采用过盈配合联接 ,接盘与筒皮采用二氧化碳气体保护焊接 ,驱动力传递给滚筒轴，轴带动滚筒整 体转动，从而驱动胶带运行。接盘与筒体之间的焊接是制造滚筒的关键工艺 ,以前国内的滚筒常在接盘与圆筒的焊缝处破坏。按设计要求 ,焊缝质量必须达到 1152-81 超声波探伤级标准。接盘和圆筒的焊接坡口如图 3-2、图 3-3所示。 图 3-2 焊接坡口 (对接 ) 图 3-3 焊接坡口 (搭接 ) 1 接盘 ;2 圆筒 1 接盘 ;2 圆筒 结构是对接 ,如果仍用埋弧焊打底焊 ,就会产生烧穿现象。因此采用图nts3-3对接接头关键是保证焊缝根部既要熔透 ,又不能烧穿。另外如图 3-1 所示滚筒轴的中段粗 ,轴和圆筒及接盘必须同时装配 ,也就是在焊接前必须将轴穿入接盘及圆筒。这样在焊接时 ,焊缝内侧就无法加焊接药垫施焊 ,只能在外侧单面焊。另外 ,在设计上不允许在焊缝内侧加垫板 ,只有在焊缝内侧不加垫板的情况下 ,采用单面焊双面成形的方法焊接 ,并达到探伤标准。如出现焊缝根部未熔透或烧穿缺陷 ,返修相当困难 ,只能一次焊成合格。 3.2.2 焊接工艺的确定 (1)焊接方法。首先对焊接部位加热，并采用 2 和混合气体保护焊的方式进行焊接，混合气体保护焊能克服 2 气体保护焊的缺点 ,能保证焊接质量。焊接时 ,将滚 筒放在滚轮架上转动 ,转速可以控制，保证焊缝根部能熔透又不出现焊穿等缺陷。现在可以利用专用设备实现焊接自动化。 (2)焊接材料。气体保护焊材料 :焊丝 08 2 ,直径 1 2 ,保护气体 25% 2+75%。 (3)焊前准备。清除坡口和坡口两侧 50范围内及焊丝上的水、锈、油污等杂质。焊剂 431须经 250烘干 2后再使用。 (4)滚筒装配和坡口尺寸。 滚筒装配时轴和圆筒及接盘应同时装配 ,先将一个接盘装在轴上 ,然后将轴穿入圆筒 ,接盘与圆筒对正后用联接板定位 焊 ,再将另一接盘装在轴的另 一 端以同样主法固定圆筒和另一接盘 ,;坡口尺寸 :坡口尺寸的关键是间隙和钝边的大小 ,若间隙小、钝边大 ,焊接时不易熔透 ,反之又容易出现烧穿现象。 (5)焊接工艺参数。焊缝采用气体保护焊一次焊接成形 ,采用逆向焊接效果极佳。 nts(6)焊后回火。由于滚筒轴已经调质处理 ,如滚筒整体回火会降低轴的性能 ,只能对焊缝局部回火处理。采用了履带式远红外加热器对焊缝回火处理 ,消除焊接残余应力 ,即将加热器包在焊缝上 ,再盖上保温棉。回火曲线如图 3-4所示。 图 3-4 回火曲线 焊缝回火 24以后 ,按设计标准对焊缝探伤检验，焊缝质量均达到设计要求。 第三节 密封结构设计 滚筒在工作面端头 ,由于受采压的影响 ,围岩变形、顶板破碎、淋水及底板凹凸不平等 ,条件非常恶劣 ,特别是淋水、煤泥积水和浮煤等污物对滚筒轴承浸渍研磨非常严重。根据条件不同 ,使用时间最短的约一个月损坏 ,致使停机更换。同时更换一次滚筒还需对输送带重新进行牵力调整、张力调整和运行调偏的工作。所以滚筒的损坏不单是本身的问题 ,来会影响到输送机的安全运行 ,影响到工作面的连 续出煤 ,降低采掘系统的开机率。 现行带式输送机向滚筒的轴承密封均采用旋转轴唇型密封 ,习惯称为骨架油封 , 图 3-5为现代弹性体径向唇型密封结构 ,柔性环状隔膜的一端为密封唇口 ,另一瑞与金属骨架固联。经实验证明 ,由于 ,接触压力分布不对称 ,最大接触应力靠近侧 ,轴旋转后在密封界面产生磨擦剪力 ,由此导致弹性体的表nts面发生切向变形 ,将导致轴承损坏在后来进行的密封设计中 ,又增加了一组骨架油封 ,采用背靠背组合安装 ,见图 3-6,即外侧的密封圈角对污染端 ,内侧的密封圈角对轴承端 ,该设计对于仍存在的磨损泄露问题仍未解决。 经运行试验分析 ,首先是轴的表面粗糙度问题 ,实验表明 :合适的轴表面粗糙度范围为 =0.2 0.6 ,而实际上这个指标在生产中达不到 ,一般经车床精车后的表面粗糙度一般为 1 6 ,圆周表面过高的微突体在轴旋转后 , 产生较高的相对滑动摩擦力 ,由于对偶表面存在较高的硬度差 ,轴表面过高的微突体 图 3-5 弹性体唇形密封的构成及其唇部结构 对密封圈唇口起了“犁削”作用 ,不断的将材料从表面去除 ,这种两体磨料损也称为低应力磨损的破坏 ,加大了轴与唇口的间隙 ,加速了煤水渗透。然后煤泥水中的煤和矸石微粒 ,在随水的渗透浸 渍到了密封圈唇口 ,并在唇口聚积 ,随着旋转时间的继续 ,煤和矸石微粒加入到两个相对滑动的表面 ,称为高应力磨损的破坏 ,间隙越来越大 ,浸渍泥沙越来越多 ,最后造成轴承的锈蚀与研磨破坏 ,被迫更换滚筒 ,影响到设备的安全无损运行。 nts 图 3-6 组合油封 3.3.1 密封方式选择与密封机理分析 经过对多种动密封结构形式的分析研究 ,决定采用比较传统而又价格低廉的软填料密封设计。结构见图 3-7,该型密封设计是比较传统的技术 ,但由于加工容易、价格低廉、经过对多种动密封结构形式的分析研究 ,决定 采用比较传统而又价格低廉的软填料密封设计。在未接触的凹部形成小油槽 ,有较厚的油膜 ,当轴与填料有相对运动时 ,接触部位与不接触部位组成一道不规则的迷宫 ,起阻止污渍侵蚀的作用 ,此作用称为迷宫效应 . 1 填料 ;2 转轴 ;3 填料函 ;4 压盖 ;5 液封环 图 3-7 填料密封和基本结构 根据带式输送机改向滚筒旋转线速度较低 ,流体污物压力不大 ,运行温度不nts高而侵渍污物侵蚀磨损比较严重的特点 ,决定选用软填料品种中的聚四氟乙衡侵渍填料 ( ),软填料由纯聚四氟乙烯塑料加工成纤维再经编织而成 ,它除了具备密封件所具 有的良好性能外 ,还能与特种润滑剂相配合 ,避免渗透泄露、污水侵蚀、耐磨损、而且还可以耐一切化学品的侵蚀。缺点是对高温 (200 )和高线速度 (8 / )比较敏感 ,但是带式输送机改向滚筒则不会出现上述现象 ,所以不需考虑问题的后果。 第四节常见滚筒轴的失效及更新设计 在我们过去生产带式输送机滚筒轴由于其轴径粗大 ,造成调质后心部的机械性能较低 ,再加上中轴台阶过渡为尖角 ,且表面粗糙度低 ,结果使该轴在使用时出现断裂现象。 在经过认真的分析后认为：轴工作时表面承受交变的弯曲应力和扭转应力 ,且受到一定的冲击力作用 ,所以轴表 面工作应力最大。尖角的出现造成了应力的特别集中 ,在长期交变应力作用下 ,尖角过渡区就逐渐形成了微观裂纹 ,应力集中又使裂纹逐渐扩展 ,由微观变为宏观 ,继而使轴截面严重削弱 ,最后发生突然脆断 ,即产生了疲劳破坏。对该轴宏观断口的特征观察，在轴表面有许多裂纹源同时向中心扩展 ,裂纹长度为 4 5。而最后瞬断区的面积较大 ,证明轴是在较大的应力下破断的。 通过金相显微镜下观察的滚筒轴表面及心部组织均为细粒状珠光体加网状铁素体 ,晶粒度按 27 77 标准评为 6级 ,这说明滚筒轴经过调质处理后内部组织仅为正火处理的组
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