新型免胀套、免键联接等强度滚筒设计【含CAD图纸+PDF图】
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焦作大学毕业设计（论文）第二章 滚筒的理论分析第二章滚筒的理论分析2.1 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。2.1.1 带式输送机的受力分析5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。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9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。 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6,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。 2.2 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。2.2.3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： （1）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，kNS2胶带松边张力，kNB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 )2.2.4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 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 P1个轴承的载荷，P=(S1+S2)/2W抗弯截面模量，作用在轴上的力, =(S1-S2)/2Wn抗扭截面模量，Wn=d3/16许用应力, 考虑特征系数和应力集中后的疲劳极限 疲劳计算安全系数根据式（2），滚筒轴直径 d为 （3） （2）按刚度计算（绕度法） （4）式中 轴弯曲产生的绕度，取 2轴承间距 材料弹性模量，低碳钢 轴惯性矩，根据公式（4），滚筒轴直径 d为 （5）由式(3), (5)，可求出2个滚筒轴直径，取其中转大值为设计值。2.2.5幅板厚度的确定幅板厚度的计算式为 （6）式中 辐板厚度 K与半径比例有关的无因次系数 辐板内圆半径，即轮毂外径 辐板外圆半径，即滚筒壳体内径 辐板处滚筒轴的转角， 滚筒辐板间距式(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。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 （8）式中 而是极坐标下幅板中心面位移表达式经演算分析，当或时 为最大值。此时，幅板的主应力为 （9）校核辐板强度时，只需用即可。根据弹性力学理论，辐板在弯曲力矩的作用下，其转角可以表达为 （10）式中 辐板弯曲刚度， 半径比率系数， 材料的松泊比将式（10）带入（9）式 得 （11）因，最大应力发生在辐板内径上，即发生在，位置上。 为了确定最大时的相应厚度，由式（7）和式（10）得 （12）式中 将式（12）带入式（11）求导， 得 即时，最大。因此，在确实幅板厚度时，应确保，以提高滚筒寿命。2.2.6 轮毂尺寸的确定轮毂宽度，采用紧锁器（胀套）连接时，；采用过盈连接时， 通用公式为 （13）式中 轮毂内径（过盈连接时，就是配合直径，=1.05；紧锁器（胀套）连接时，为紧锁器外径）计算系数，轮毂材料屈服极限， 形状系数， 配合面压强，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 式中 锁紧器传递的扭矩， 摩擦系数 安全系数 径向总压力， 当采用过盈连接时，就是轴与轮毂间的压强，此时 连接长度求出轮彀外径后，还要进行强度校核，特别要校核轮彀孔的应力状况。2.2.7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压力分布很难确定10。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。表1 滚筒体厚度 mm2.2.8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。(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 （14）式中 L底盘外端面至幅板中心的距离2.3 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:(1)输送带表面比压力4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 式中 包角影响系数，当包角时，; 当时，。 上覆盖胶厚度2.4 常见滚筒的失效形式和改造措施T75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T75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T75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,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 T75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T75带式输送机传动滚筒结构7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T75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 T75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。2.4.3传动滚筒结构改造在现场实践中, T75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T75型带式输送机主传动滚筒的结构7,它是在主传动滚筒原
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