張道林

（沁和能源集團(tuán)有限公司永安煤礦， 山西 晉城 048205）

引言

近年來，隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，國(guó)內(nèi)對(duì)于歐美等發(fā)達(dá)國(guó)家?guī)捷斔蜋C(jī)先進(jìn)技術(shù)的引進(jìn)消化吸收的速度很好，國(guó)內(nèi)帶式輸送機(jī)的設(shè)計(jì)和應(yīng)用技術(shù)日趨成熟，同時(shí)變頻驅(qū)動(dòng)技術(shù)也帶動(dòng)了長(zhǎng)距離、大運(yùn)量、高帶速帶式輸送機(jī)的實(shí)踐應(yīng)用[1-2]。

從應(yīng)用實(shí)踐來看，對(duì)于機(jī)長(zhǎng)在10 km 及以上量級(jí)的大型帶式輸送機(jī)的托輥間距都進(jìn)行了優(yōu)化改造，上下托輥間距取2.0（4.0）m、3.0（6.0）m，甚者有取4.0（8.0）m、6.0（12.0）m 的。但是對(duì)于煤礦井下巷道中機(jī)長(zhǎng)在500～5000 m 的中長(zhǎng)帶式輸送機(jī)，其托輥間距則很少有優(yōu)化改進(jìn)。當(dāng)然這些項(xiàng)目都具有自己的一些特殊性，因此才能選取這些大間距的布置方式，但是對(duì)于煤礦井下這些中長(zhǎng)距離帶式輸送機(jī)，如果能根據(jù)具體選型參數(shù)和輸送帶張力等因素合理優(yōu)化改進(jìn)托輥間距，則可在保障帶式輸送機(jī)正常運(yùn)行的基礎(chǔ)上，進(jìn)一步降低帶式輸送機(jī)的整體價(jià)格、維護(hù)量和備品備件的數(shù)量。

1 托輥間距的影響因素

煤礦井下帶式輸送機(jī)運(yùn)行時(shí)影響托輥間距的因素[3]主要有以下兩方面：第一，托輥間距應(yīng)該滿足托輥的承載能力及使用壽命；第二，托輥間距應(yīng)該滿足輸送帶的下垂度要求。

1.1 滿足托棍的承載能力及使用壽命要求

1.1.1 承載分支托輥

靜荷載、動(dòng)荷載計(jì)算如下：

式中：P0為承載分支托輥靜荷載，N；Poe為承載分支托輥的額定承載能力，N；P0'為承載分支托輥動(dòng)荷載，N；fe為托輥載荷系數(shù)；a0為承載分支托輥間距，m；qG為單位長(zhǎng)度上的物料質(zhì)量，kg/m；qB為單位長(zhǎng)度上的輸送帶質(zhì)量，kg/m；g 為重力加速度，m/s2；fR為運(yùn)行系數(shù)；fd為沖擊系數(shù)；fa為工況系數(shù)。

以上參數(shù)均可以通過計(jì)算或者從相關(guān)資料上獲取。

1.1.2 回程分支托輥

靜荷載、動(dòng)荷載計(jì)算如下：

式中：PU為回程分支托輥靜荷載，N；PUe為回程分支托輥的額定承載能力，N；PU'為回程分支托輥動(dòng)荷載，N；aU為回程分支托輥間距，m。

以上參數(shù)均可以通過計(jì)算或者從相關(guān)資料上獲取。

由式（1）—式（4）可知，以上各參數(shù)均能影響托輥間距，但在輸送機(jī)基本參數(shù)確定的情況下，承載分支托輥和回程分支托輥間距主要受承載能力和托輥形式的影響。而此時(shí)托輥間距既是被動(dòng)因素，也是主動(dòng)因素。由各式可知，托輥選型越大，承載能力越大，這樣對(duì)托輥間距a0、aU取大值就越有利，這樣就能減少托輥的數(shù)量，有利于減少投資。但托輥選型增大，同時(shí)又增加了單個(gè)托輥的制造成本。上托輥一般都是三輥式，托輥槽角有30°、35°、45°，下托輥設(shè)有平形和V 形兩種，平形為一輥式，V 形為兩輥式，各形式對(duì)應(yīng)的參數(shù)均有所不同，所以合理的托輥間距，是在綜合考慮各因素后在滿足承載能力和使用壽命的前提下取值[4]。

1.2 滿足輸送帶的下垂度要求

1.2.1 承載分支托輥

式中：ε 為輥?zhàn)虞d荷系數(shù)；F0為承載面輸送帶最小張力，N；hr為輸送帶在相鄰兩托輥之間的垂度。

以上各參數(shù)均可以通過計(jì)算或者從相關(guān)資料上獲取。

1.2.2 回程分支托輥

式中：FU為回程面輸送帶最小張力，N。

以上各參數(shù)均可以通過計(jì)算或者從相關(guān)資料上獲取。

目前輸送帶的下垂度普遍取1%左右，這個(gè)取值也是較合理的[5]。下垂度過大或者過小都會(huì)對(duì)帶式輸送機(jī)不利。下垂度增大，輸送機(jī)運(yùn)行阻力增加，輸送機(jī)能耗增加，同時(shí)輸送機(jī)輸送帶和托輥的磨損增加，輸送機(jī)的使用壽命減少；下垂度過小，這就要求減小托輥間距和增大輸送帶張力，這樣就導(dǎo)致了托輥數(shù)量增加和輸送帶規(guī)格增大、拉緊裝置能力增大，同時(shí)導(dǎo)致結(jié)構(gòu)件的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度增大，進(jìn)而造成投資浪費(fèi)。因此，過大或者過小的輸送帶下垂度都是不利的。

1.3 實(shí)例簡(jiǎn)析

基本參數(shù)：B=1200 m；Q=1300 t/h；V=4.0 m/s；L水平=1000 m；a=16°；ST=3500；雙滾筒由電機(jī)拖動(dòng)。

經(jīng)分析、初步確定托輥的直徑為Φ13 mm，上托輥為三槽形、糟角為35°，軸承型號(hào)為6306/C4；下托輥為V 形、軸承型號(hào)為6305/C4。查資料知，Poe=4370 N，PUe=2090 N。

由式（1）（2）可知=3.48 m；a0'≤=2.18 m。

由式（3）（4） 可知=6.31 m；aU'≤=4.78 m。

選?。荷贤休侀g距=2.0 m，下托輥間距=4.0 m。

在滿足輸送帶工作時(shí)不打滑的前提下，由式（5）（6）知：a0≤2.1 m；aU≤5.99 m。

由此可知，上托輥間距2.0 m、下托輥間距4.0 m選型合適。

由以上分析知，如按傳統(tǒng)的上托輥間距1.2 m、下托輥間距3.0 m 選型，整條輸送帶上托輥約增加6%的量，而下托輥約增加33%的量，可見優(yōu)化輸送機(jī)托輥間距給輸送機(jī)帶來的效益相當(dāng)可觀。

2 特殊情況下托輥間距的選取

2.1 凸弧、凹孤和受料段托輥間距

煤炭礦井工程輸送機(jī)的布置不會(huì)全都平直，經(jīng)常出現(xiàn)凸、凹弧段布置。對(duì)輸送機(jī)凸、凹弧段應(yīng)區(qū)別對(duì)待，凸弧段除受正常荷載外，還承受因輸送帶有夾角而產(chǎn)生的附加張力作用，因此，處理時(shí)應(yīng)做加密處理，可根據(jù)起弧、終弧點(diǎn)輸送帶張力及夾角計(jì)算凸弧段托輥間距，一般取正常承載段托輥間距的1/2。

凹弧段輸送帶張力的作用方向與凸弧段相反，所以該處托輥承受的載荷較正常段小，此處托輥間距一般與正常承載段托輥間距相同或者更大一些。

受料段直接受物料沖擊，因此該處除減小托輥間距外，還采用特制的緩沖托輥，受料段托輥間距一般為正常承載段的1/3～1/2。

2.2 隨輸送帶張力變化選取托輥間距

目前國(guó)內(nèi)的帶式輸送機(jī)大多在整個(gè)機(jī)長(zhǎng)上采用統(tǒng)一的托輥間距。這樣做雖然簡(jiǎn)化了設(shè)計(jì)和制造，但沒有根據(jù)輸送機(jī)的張力變化來確定托輥間距。目前國(guó)內(nèi)大部分帶式輸送機(jī)輸送帶張力在整個(gè)機(jī)長(zhǎng)方向是由驅(qū)動(dòng)部分向機(jī)尾部分呈遞減狀態(tài)。一般情況下承載帶面驅(qū)動(dòng)滾筒趨入點(diǎn)張力最大，尾部改向滾筒奔離點(diǎn)張力最小，可將張力分為幾個(gè)區(qū)段來對(duì)應(yīng)選取托輥間距。這樣可以進(jìn)一步優(yōu)化托輥間距，降低投資成本和減少維護(hù)量等?；爻堂嫱休侀g距選擇亦然。

3 結(jié)語

在實(shí)際工作中，確定托輥的間距應(yīng)考慮各個(gè)因素，參考有關(guān)設(shè)計(jì)手冊(cè)、資料，遵循相關(guān)的規(guī)范、規(guī)程，有條件時(shí)在設(shè)計(jì)階段對(duì)輸送機(jī)進(jìn)行動(dòng)態(tài)模擬分析，綜合各方面因素進(jìn)行技術(shù)經(jīng)濟(jì)比較，以確定最優(yōu)的托輥間距。