新型免脹套、免鍵聯(lián)接等強度滾筒設計【含CAD圖紙+PDF圖】

喜歡這套資料就充值下載吧。。。資源目錄里展示的都可在線預覽哦。。。下載后都有，，請放心下載，，文件全都包含在內，，【有疑問咨詢QQ:414951605 或 1304139763】

焦作大學畢業(yè)設計（論文） 第二章 滾筒的理論分析 第二章滾筒的理論分析 2.1 滾筒的受力分析 滾筒是帶式輸送機的主要部件,滾筒的使用壽命嚴重地影響輸送機的正常運轉和生產,根據(jù)在輸送機中的作用不同,滾筒分為傳動滾筒與改向滾筒。傳動滾筒與改向滾筒在工作狀態(tài)下的受力情況不同,要求結構也不同。我們從滾筒的受力角度分析比較各類滾筒結構的使用情況。 2.1.1 帶式輸送機的受力分析[5] 帶式輸送機的傳動原理可簡化為普通帶傳動原理,傳動帶以一定的初拉力F0緊套在兩個帶輪上。由于F0的作用,使帶與帶輪之間產生正壓力。傳動帶不工作時,帶兩邊的拉力等于F0,如圖2-1(a)所示,當傳動帶工作時,假設主動輪1以轉速n1轉動,帶與帶輪之間產生摩擦力Ff,而從動輪2在摩擦力Ff的作用下以轉速n2轉動,如圖2-1(b),此時傳動帶兩邊的拉力發(fā)生相應變化,主動輪一邊帶被拉緊,其拉力由F0增加到F1,從動輪一邊帶被放松,拉力由F0減小到F2。整個接觸面上的摩擦力(即有效圓周力),Ff=F1-F2。 圖2-1 帶傳動工作原理 2.1.2帶輪的受力分析 根據(jù)帶傳動的受力分析,作出工作狀態(tài)下的帶輪受力圖,如圖2-2所示。主動輪在主動力(矩)Fp作用下以轉速n1轉動,此時主動輪所受的力為傳動帶所受的張緊力作用于其上的壓力f0,摩擦力Ff,以及主動力(矩)Fp,如圖2-2(a),從動輪所受的力為傳動帶作用于其上的壓力f0,摩擦力Ff。兩輪受力情況相比,從動輪比主動輪少一個Fp。 圖2-2帶輪受力分析 2.1.3帶式輸送機傳動滾筒與改向滾筒的受力特點 通過上述受力分析,認為帶式輸送機的傳動滾筒相當于帶傳動中的主動輪,改向滾筒相當于帶傳動中的從動輪。傳動滾筒比改向滾筒多受一個主動力(矩)。 (1)常見滾筒結構的使用情況分析[9] ①傳動滾筒使用情況分析 在生產實踐中,我們曾接觸各類結構的傳動滾筒。圖2-3(a)所示的滾筒結構簡單、安裝方便,但缺少軸向定位,使用效果差。圖2-3(b)、2-3(c)所示的滾筒,結構基本相同,加工安裝方便,但無軸向定位。中小型帶式輸送機大都采用這種類型的滾筒結構。圖2-3(d)所示的滾筒,結構簡單,加工及安裝方便,強度高,焊接變形均勻,應力小,使用壽命長,效果最好。 圖2-3　傳動滾筒結構 1.軸　2.螺釘　3.鍵　4.卷筒　5.螺母　6.輪轂 ②改向滾筒使用情況分析 通常改向滾筒比傳動滾筒受力小,在結構設計時可以比傳動滾筒強度低。但有時由于輸送機的張緊形式不同,輸送帶作用于改向滾筒上的壓力很大。主強力帶式輸送機在使用過程中,由于該帶式輸送機在一改向滾筒處輸送帶張緊力大,作用于滾筒的壓力大而使該滾筒壓裂破壞,裂縫從一側腹板焊接處沿軸向無規(guī)則裂至另一側焊接腹板處。為此,采取了加強措施,即增加卷筒的鋼板厚度,在卷筒內側均勻布置了幾條沿軸向方向的加強筋并沿圓周方向增加環(huán)狀加強筋,如圖2-4所示。 圖2-4 采取加強措施的滾筒由于增加了加強筋,使焊縫數(shù)量增加,從而使?jié)L筒內部存在很大殘余焊接應力,經過長時間使用損壞進一步加劇,因此必須采取相應的工藝保證措施,消除在焊接過程中產生的焊接應力,保證焊接滾筒質量。這一實例說明,在進行改向滾筒的結構設計時,要計算輸送帶在各滾筒處的張力[6],對受力較大的改向滾筒,要增強滾筒強度，采取相應的工藝措施,保證焊接質量,從而保證滾筒的質量和使用壽命。 2.2 滾筒結構的設計計算 2.2.1 滾筒結構及載荷 滾筒按結構可分為焊接滾筒和鑄焊滾筒2大類;按滾筒在帶式輸送機中的作用可分為驅動(主動)滾筒、非驅動(從動)滾筒2大類。大功率(>360kW)驅動滾筒采用鑄焊滾筒，其余均可采用焊接滾筒。焊接滾筒由筒體、幅板、輪彀、軸等組成;鑄焊滾筒由底盤、中間筒體、軸等組成。 作用在滾筒上的基本載荷是膠帶張力，它使?jié)L筒及其零件彎曲變形，是進行滾筒強度計算的重要依據(jù)。對驅動滾筒來說，所傳遞的扭矩也是一項主要載荷。 2.2.3滾筒最小直徑的確定 按照國際標準中的有關規(guī)定，滾筒直徑根據(jù)膠帶形式、強度、緊邊和松邊張力以及滾筒類型由下式確定： （1） 式中 D—滾筒直徑，m(對于膠面滾筒指光筒直徑) S1—膠帶緊邊張力，kN S2—膠帶松邊張力，kN B—膠帶寬度，m α—膠帶包角，rad ρ—許用傳遞能力，km2(帆布膠帶P= 20 kN/M2，人造紡材芯膠帶P=35kN/m2，鋼繩芯膠帶P=55 kN/M2 ) 2.2.4滾筒軸直徑的確定 滾筒軸受力見圖2-5 圖2-5 滾筒軸受力簡圖 （1）按疲勞強度(壽命)計算 （2） 式中 L——軸承至輪毅(鎖緊器)距離 ——滾筒體和軸采用鎖緊器(脹套)聯(lián)結方式時，為鎖緊器工作長度，否則L3=0 P——1個軸承的載荷，P=(S1+S2)/2 W——抗彎截面模量， ——作用在軸上的力, =(S1-S2)/2 Wn——抗扭截面模量， Wn=πd3/16 ［σ］——許用應力, ——考慮特征系數(shù)和應力集中后的疲勞極限 ——疲勞計算安全系數(shù) 根據(jù)式（2），滾筒軸直徑 d為 （3） （2）按剛度計算（繞度法） （4） 式中 ——軸彎曲產生的繞度，取 ——2軸承間距 ——材料彈性模量，低碳鋼 ——軸慣性矩， 根據(jù)公式（4），滾筒軸直徑 d為 （5） 由式(3), (5)，可求出2個滾筒軸直徑，取其中轉大值為設計值。 2.2.5幅板厚度的確定 幅板厚度的計算式為 （6） 式中 ——輻板厚度 K——與半徑比例有關的無因次系數(shù) ——輻板內圓半徑，即輪轂外徑 ——輻板外圓半徑，即滾筒殼體內徑 ——輻板處滾筒軸的轉角， ——滾筒輻板間距 式(6)是焊接滾筒幅板等厚時，確定了轉?3后，根據(jù)材料力學及彈性力學的有關知識推導出來的。當滾筒是鑄焊結構時，式(6)所確定的幅板厚度，可以看成是幅板中徑截面厚度。為了確定轉角?3，必須首先確定軸和幅板的力矩分配系數(shù)x 式中 M—滾筒軸和幅板所承受的總彎矩， M=P·L Mo—滾筒幅板所承受的彎矩 x一般在0.1一0.4內取值，對于焊接滾筒，直徑小于1 000 mm，幅板為剛性時，X=0.3一0.4;對于鑄焊滾筒，直徑大于1 000，，幅板為軟性時，x =0.15一0.25. （7） 幅板厚度的確定，是一項比較復雜的工作，按式(6)求出幅板厚度后，還必須進行應力分析，才能最終確定。 等厚幅板危險應力點在幅板內徑上。對幅板來說，徑向應力和圓周應力就是主應力(在極坐標下)，可山下式得出 （8） 式中 而是極坐標下幅板中心面位移表達式 經演算分析，當或時 為最大值。此時，幅板的主應力為 （9）校核輻板強度時，只需用即可。 根據(jù)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 （10） 式中 ——輻板彎曲剛度， ——半徑比率系數(shù)， ——材料的松泊比 將式（10）帶入（9）式 得 （11） 因，最大應力發(fā)生在輻板內徑上，即發(fā)生在，位置上。 為了確定最大時的相應厚度，由式（7）和式（10）得 （12） 式中 將式（12）帶入式（11）求導， 得 即時，最大。 因此，在確實幅板厚度時，應確保，以提高滾筒壽命。 2.2.6 輪轂尺寸的確定 輪轂寬度，采用緊鎖器（脹套）連接時，；采用過盈連接時， 通用公式為 （13） 式中 ——輪轂內徑（過盈連接時，就是配合直徑，=1.05；緊鎖器（脹套）連接時，為緊鎖器外徑） ——計算系數(shù)， ——輪轂材料屈服極限， ——形狀系數(shù)， ——配合面壓強， 當采用鎖緊器連接時P’就是鎖緊器外環(huán)與輪彀間的壓強，此時 式中 ——鎖緊器傳遞的扭矩， ——摩擦系數(shù) ——安全系數(shù) ——徑向總壓力， 當采用過盈連接時，就是軸與輪轂間的壓強，此時 ——連接長度 求出輪彀外徑后，還要進行強度校核，特別要校核輪彀孔的應力狀況。 2.2.7滾筒體厚度的確定 滾筒體厚度的確定，主要問題在于膠帶與滾筒體之間壓力分布很難確定[10]。因此，一般認為，只要滾筒體厚度幅板厚度即可(特別是鑄焊滾筒，底盤幅板在外圓處厚度等于短圓環(huán)厚度)。設計時亦可參照表1選用。 表1 滾筒體厚度δ mm 2.2.8鑄焊滾筒底盤與中間筒體焊縫位置的確定 根據(jù)下述原則和用實測經驗數(shù)據(jù)歸納整理的經驗公式來確定最佳位置。 (1)距幅板一定距離，一定有一個最小(甚至為0)的臨界應力的接縫。 (2)在2幅板附近(應力最小甚至為0的地方)，當?shù)妆P旋轉一周時，應符合一個交變負荷循環(huán)，而離幅板較遠處可達2個交變負荷循環(huán)。 最佳位置與筒體平均半徑Rt和筒體厚度有關，經驗公式為 （14） 式中 L'—底盤外端面至幅板中心的距離 2.3 帶式輸送機滾筒參數(shù)確定 滾筒是鋼繩芯帶式輸送機中主要部件,滾筒參數(shù)的確定對帶式輸送機至關重要。滾筒主要尺寸參數(shù)是寬度與直徑;主要力學參數(shù)是最大張力與最大扭矩。 2.3.1滾筒寬度 滾筒寬度取決于帶寬,它們之間的關系如表2所示。滾筒寬度大于輸送帶寬度的原因是考慮到輸送帶在滾筒上可以容許的跑偏。 表2　輸送帶與滾筒寬度的關系 2.3.2滾筒直徑 滾筒直徑都希望盡可能地采用最小的滾筒直徑,然而為了選用小直徑的滾筒,必須考慮如下因素: (1)輸送帶表面比壓力[4]　如表面比壓力很大,鋼繩芯輸送帶表面就沿鋼繩間距出現(xiàn)凹凸,由此造成鋼絲繩周圍橡膠蠕變和變形疲勞,使鋼絲繩與橡膠的粘著力降低,而且會使覆蓋膠局部磨損,故表面比壓力不能太高。 (2)輸送帶內鋼絲繩所受彎曲應力要小　輸送帶內鋼絲繩在繞過滾筒時要經受反復彎曲,促使鋼絲繩疲勞。為減少疲勞應使Ｄ/ｄ≥150。 (3)限制覆蓋膠變形量　在覆蓋膠較厚時才考慮這點。為避免覆蓋膠彎曲疲勞,要使其變形量小于60%,即 式中 ——包角影響系數(shù)，當包角時，; 當時，。 ——上覆蓋膠厚度 2.4 常見滾筒的失效形式和改造措施 ＤT—75帶式輸送機具有整機性能好,運力較大,安裝拆除方便快捷等特點,因此在礦山運輸中得到了廣泛應用?，F(xiàn)有標準型號的ＤT—75帶式輸送機的主要部件之一的傳動滾筒,因其結構不合理,事故率較高,嚴重地影響著輸送機的正常運轉。我們分析了傳動滾筒的受力情況和滾筒結構上的缺陷,以便對傳動滾筒的結構進行改造,降低傳動滾筒的損壞事故。下面以ＤT—75帶式輸送機滾筒為例分析滾筒常見的失效形式 2.4.1 傳動滾筒受力分析 帶式輸送機是由2臺ＳＤＢ—40(40ｋＷ)電動機分別拖動兩滾筒,兩滾筒與輸送帶通過摩擦傳動來工作的,圖2-6是兩滾筒的受力情況。根據(jù)歐拉公式,兩滾筒被拖動時,所需電機牽引力比值為: ,約等于2。雖然設計中充分考慮了功率分配不均的問題,但在實際運行中滾筒Ⅰ所需牽引力比滾筒Ⅱ要大一些,因此,滾筒Ⅰ的使用壽命比滾筒Ⅱ要低,滾筒Ⅰ事故率最高。 圖2-6 ＤT—75輸送機傳動滾筒受力分析圖解 2.4.2傳動滾筒結構分析 傳動滾筒結構分析ＤT—75帶式輸送機傳動滾筒結構[7]如圖2-6所示,傳動滾筒的主軸與滾筒的卷筒連接形式有3種,其中2種是可拆連接,即鍵聯(lián)接和螺釘聯(lián)接。另一種是不可拆連接焊接點，這種結構維修方便,裝配復雜,主軸與滾筒的卷筒同軸度差,而此滾筒實際運行中常為螺釘組聯(lián)接處。在滾筒設計中該處聯(lián)接強度符合輸送機正常運行使用要求,但由于煤礦井下自然條件惡劣,帶式輸送機運行過程中,滾筒在沖擊和振動的變載下,螺釘組聯(lián)接處螺紋副間和支承面間的摩擦阻力可能減小或瞬間消失,這種情況的多次反復,就會使?jié)L筒螺釘組聯(lián)接逐漸松動,雖然滾筒螺釘組均采取了設置彈簧墊圈的防松措施,但彈簧墊圈在沖擊振動下工作性能不可靠,彈簧墊圈稍一失效,就會使螺釘組(尤其是減速機側)受到大的徑向剪切力和軸向拉力而斷裂,因ＤT—75帶式輸送機的整體性好而無法進行外觀檢查,滾筒Ⅰ在減速機側的螺釘組逐漸剪切斷裂,該側滾筒的卷筒與主軸脫落,造成輸送機停運事故。這是滾筒Ⅰ損壞的主要原因。 圖2-6 ＤT—75帶式輸送機傳動滾筒結構圖 另外,從圖2-5可以看出,滾筒Ⅱ在減速機側是順時針旋轉的,在沖擊和振動的變載下,長期運行螺釘會逆向返松,造成彈簧失效,逐漸脫落。其余的螺釘承受不了大的負荷而造成逐漸剪切拉斷,該側滾筒的卷筒與主軸脫落,這是滾筒Ⅱ損壞的主要原因。 2.4.3傳動滾筒結構改造 在現(xiàn)場實踐中, ＤT—75型帶式輸送機主傳動滾筒的主要失效部位是6條Ｍ24聯(lián)接螺栓,在沖擊力的作用下松動,輻板和輪轂螺栓聯(lián)接孔產生間隙,最后螺栓變形切斷,造成事故。 圖2-7　主傳動滾筒原結構 1 滾皮　2 輻板　3 輪轂　4 軸　5 聯(lián)接螺栓 如圖2-7所示,輻板￠340圓上的6條聯(lián)接螺栓的旋合深度只有25ｍｍ,而Ｍ24螺紋的螺距是3ｍｍ,只有8牙螺紋,旋合長度太短,在沖擊力作用下,處于懸臂狀態(tài)的螺栓穩(wěn)定性差,易松動;輻板和輪轂在￠340圓上均布設置2個錐度穩(wěn)釘,在沖擊力的作用下,錐度穩(wěn)釘也易松動或退出失效。 聯(lián)接結構的改進 (1)如圖2-8所示,是改進后ＤT—75型帶式輸送機主傳動滾筒的結構[7],它是在主傳動滾筒原結構不變的情況下,只是在輻板聯(lián)接螺栓位置加厚25ｍｍ,增加了Ｍ24螺栓的旋合長度,普通Ｍ24螺紋旋合長度的標準值應取36ｍｍ以上。螺栓旋合長度的增加,增強了螺紋聯(lián)接在懸臂狀態(tài)下的穩(wěn)定性,增強了螺栓的防松動能力。 圖 2-8 改進后主傳動滾筒的結構 (2)如圖2-9所示,是改進后輻板和輪轂聯(lián)接的2個螺紋穩(wěn)釘。它的加工工藝路線是:輻板和輪轂用Ｍ24×90的螺栓聯(lián)接起來后,在￠340圓上均布加工2個Ｍ24螺紋聯(lián)接穩(wěn)釘螺孔,然后用Ｍ24×65螺栓將輻板和輪轂穩(wěn)在一起,穩(wěn)釘不會退出。 圖2-9　改進后輻板與軸轂聯(lián)接結構 1 滾筒皮　2 Ｍ24穩(wěn)釘　3 輻板　4 輪轂 17