摘 要：根據(jù)設(shè)計及使用經(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、壽命的計算方法，對非標(biāo)滾筒的設(shè)計計算有一定的指導(dǎo)意義。

關(guān)鍵詞：帶式輸送機(jī)；滾筒；設(shè)計；計算

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)向長距離、大運(yùn)量方向發(fā)展，設(shè)計制造出具有合理結(jié)構(gòu)尺寸及足夠承載能力的滾筒，對帶式輸送機(jī)整個系統(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)計實(shí)例對非標(biāo)滾筒的設(shè)計計算進(jìn)行說明。

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)度及剛度的計算

滾筒軸可以簡化為簡支結(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。

所受力通過幅板和輪轂作用到軸上，這個力可根據(jù)作用在滾筒上輸送帶的張力和滾筒的重力計算出，滾筒所受的徑向載荷可以由圖2計算出。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 筒皮厚度計算

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

[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 軸承壽命計算

滾筒組的軸承壽命以小時為指標(biāo)單位，按標(biāo)準(zhǔn)要求滾筒軸承設(shè)計壽命不應(yīng)小于50000小時，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-軸承基本額定動載荷， N；

Pd-當(dāng)量徑向動載荷， N；

n-滾筒的轉(zhuǎn)速， r/min；

ε-壽命指數(shù)，對調(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

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)行是整個帶式輸送機(jī)的關(guān)鍵。根據(jù)以上計算方法設(shè)計制造的滾筒，通過現(xiàn)場使用情況的分析，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)計提供了理論依據(jù)。長期的實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)表明滾筒的制造工藝要求對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)的檢測要求。

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