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焦作大學畢業(yè)設計(論文) 參考文獻
參 考 文 獻
[1] 陸鴻生.礦用膠帶輸送機滾筒筒殼的強度理論及其設計計算的研究.礦山機械.1984.8，14~23
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[3] 陳秉志 滾筒接盤的強度分析，起重運輸機械，1988.8
[4] 輸送機滾筒設計方法的研究，起重運輸機械，1988.8
[5] 劉金依.帶式輸送機驅(qū)動滾筒的應力分析.煤礦機械.2001.4
[6] 王榮杰 陳虹微.帶式輸送機滾筒壓裂分析及改進.煤礦機械.2005.11
[7] 北京起重運輸機械研究所.DTⅡ(A)型帶式輸送機設計手冊.北京：冶金工業(yè)出版社.2003
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[9] 耿躍海.帶式輸送機滾筒結(jié)構(gòu)的設計計算.起重運輸機械.2002.7
[10] 宋偉剛.通用帶式輸送機設計.北京：機械工業(yè)出版社.2006.5
摘 要(中文)
摘 要
帶式輸送機是現(xiàn)代最主要的散狀物料輸送設備之一。滾筒是帶式輸送機的主要傳部件，它的作用有兩個：一是傳遞動力，二是改變輸送帶運行方向。帶式輸送機滾筒的設計質(zhì)量，關(guān)系到整個輸送機系統(tǒng)的性能、安全性和可靠性。
本文主要包括以下幾方面內(nèi)容：首先，對滾筒的市場前景進行簡要介紹,并指出了滾筒驅(qū)動帶式輸送機常見的故障；其次, 對滾筒的結(jié)構(gòu)進行簡要的設計計算, 確定了帶式輸送機滾筒的一些參數(shù), 提出了常見滾筒的失效形式和改造措施；第三, 簡易介紹新型滾筒的特點, 改進了筒焊接工藝, 提出了密封結(jié)構(gòu)設計以及常見滾筒軸的失效及更新設計; 最后, 對新型免脹套、免鍵聯(lián)接等強度滾筒的經(jīng)濟性效益進行了分析.
本文對帶式輸送機新型免脹套、免鍵聯(lián)接等強度滾筒的設計，做了簡要的概述希望對相關(guān)人士有一定的幫助.
關(guān)鍵詞: 帶式輸送機 傳動滾筒 免脹套 免鍵聯(lián)接
I
目 錄
目 錄
摘要 I
Abstract II
第一章 項目研制背景 01
1.1 滾筒的市場析 01
1.2 滾筒驅(qū)動帶式輸送機常見故障 01
第二章 滾筒的理論分析 03
2.1 滾筒的受力分析 03
2.2 滾筒結(jié)構(gòu)的設計計算 05
2.3 帶式輸送機滾筒參數(shù)的確定 11
2.4 常見滾筒的失效形式和改造措施 12
第三章 新型免脹套、免鍵聯(lián)接等強度滾筒的特點 15
3.1 新型滾筒的特點 15
3.2 滾筒焊接工藝的改進 16
3.3 密封結(jié)構(gòu)設計 18
3.4 常見滾筒軸的失效及更新設計 20
第四章 新型免脹套、免鍵聯(lián)接等強度滾筒的社會經(jīng)濟性效益分析
4.1 社會效益 22
4.2 經(jīng)濟效益 22
第五章 總結(jié) 24
參考文獻
致謝
設計圖紙
焦作大學畢業(yè)設計(論文) 第一章 設計項目提出背景
第一章 設計項目提出背景
1.1 滾筒的市場分析
膠帶輸送機是連續(xù)輸送設備中一種常見的、最為通用的機械，被廣泛地應用于冶金、煤炭、化工、建材等工業(yè)部門中的礦山開采、原料粉磨、煅燒、堆運等現(xiàn)代化生產(chǎn)中，起著實現(xiàn)各生產(chǎn)環(huán)節(jié)的連續(xù)性和自動化的作用，大大提高了勞動生產(chǎn)率，減輕了勞動強度。它與其他輸送設備比較，具有工作平穩(wěn)可靠，操作維護方便，物料適應范圍廣，輸送距離長，運轉(zhuǎn)費用低等優(yōu)點。滾筒是膠帶輸送機上重要的組成部分，膠帶輸送機使用壽命的長短與滾筒密切相關(guān)[1]。
膠帶輸送機在各國都已實現(xiàn)了標準化、系列化。我國現(xiàn)行各部門使用最多的是 DT-75系列膠帶輸送機。根據(jù)國家“十五”計劃的要求，起重運輸行業(yè)要向大型化、高效率化、無保養(yǎng)化和節(jié)能化發(fā)展。目前，世界上帶式輸送機最大帶寬達3．2米，輸送能力最大為3．7萬噸／時。在當今的起重運輸機械行業(yè)，尤其看好長距離、大運量的DX高強度膠帶輸送機。盡管近年來膠帶輸送機行業(yè)高速發(fā)展，從六十年代的十幾家發(fā)展到現(xiàn)在的100多家，仍不能滿足國家經(jīng)濟建設發(fā)展的需要。
根據(jù)當前情況來看，由于我國工業(yè)高速發(fā)展，電力匱乏現(xiàn)象一直不能緩解，僅今年國務院已經(jīng)批準和需要批準的火電項目就達近5000萬千瓦，相當于要建設規(guī)模為60萬千瓦的電廠83個，按常規(guī)計算，每個電廠需要膠帶輸送機的價值為1200萬元，那么建設這些電廠需要的膠帶輸送機的數(shù)量就是66400多萬元，其中滾筒的價值約為24600萬元，折合滾筒數(shù)量為4多萬只。再加上每年更新?lián)Q代的滾筒按500家電廠，每個電廠需要80只計算，還需要滾筒近4萬只。再加上煤炭、港口、碼頭、礦山、建材水泥行業(yè)、鋼鐵廠、糧食行業(yè)的滾筒需求量，整個中國的需求量約為50多萬只，折合人民幣為30億多元?？梢哉f市場是相當廣闊的。
1.2 滾筒驅(qū)動帶式輸送機常見故障
帶式輸送機常見的故障原因及危害，以及故障的預防措施分述如下。
1.2.1 故障原因及危害
(1)托輥損壞.托輥是帶式輸送機的主要部件，起著支撐輸送帶的作用，遍布整個機身，數(shù)量多。托輥損壞是最常見的故障，現(xiàn)場托輥損壞的現(xiàn)象非常普遍，有的還很嚴重。資料表明，損壞的托輥對輸送帶的阻力是轉(zhuǎn)動靈活托輥的 30 倍，大量托輥損壞后將會急劇的增大牽引阻力并可能引起輸送帶磨損加劇、撕帶、打滑、甚至輸送帶著火等嚴重事故。
(2) 輸送帶跑偏.輸帶送跑偏也是常見危害較大的故障，是現(xiàn)場管理中比較棘手的問題。造成輸送帶跑偏的因素較多，主要有：機身中心、機頭中心和機尾中心偏離；托輥調(diào)節(jié)不正常；巷道變形，機身傾斜，機架變形；裝載不正；輸送帶接頭不正；輸送帶質(zhì)量差，受張力程度不一樣；托滾上粘結(jié)物料、托輥表面不平等；滾筒上粘煤，滾筒傾斜、變形。
輸帶送跑偏后果是嚴重的，主要有以下幾個方面:造成機尾處大量積煤，使輸送帶在滾筒上嚴重跑偏，影響輸送機的正常運轉(zhuǎn)，甚至噎死輸送帶造成打滑釀成重大事故。部分煤灑落在巷道內(nèi)，造成輸送帶拖地運行.輸送帶跑偏，將磨損機架，使機架損壞；輸送帶跑偏增大了運行阻力，使負荷增大，縮短了輸送機的使用壽命。
（3）輸送帶打滑。帶式輸送機輸送帶圍包在傳動滾筒上，依靠滾筒與輸送帶的摩擦力來驅(qū)動輸送帶運行。摩擦力有一個限度，不能任意增大，當傳動滾筒相遇點與分離點的輸送帶張力差大于滾筒與輸送帶間的極限摩擦力時，就會發(fā)生輸送帶在滾筒上打滑而不能正常工作的現(xiàn)象。影響摩擦力的因素有輸送帶張力、輸送帶在驅(qū)動滾筒上圍包角、驅(qū)動滾筒和輸送帶的摩擦系數(shù)等。
造成輸送帶打滑的主要原因有： 輸送帶過載；輸送帶與傳動滾筒之間摩擦系數(shù)減小，輸送帶與傳動滾筒的接觸面侵入水和水煤泥；輸送帶的張力減??；驅(qū)動滾筒的包膠磨損嚴重。輸送帶與傳動滾筒之間摩擦系數(shù)減小從而使輸送帶打滑。
輸送帶打滑不僅能夠損壞輸送帶，影響生產(chǎn)，而且還可能造成滾筒與輸送帶摩擦起火。
（4）輸送帶撕裂 輸送帶撕裂分縱向和橫向兩種形式。縱向撕裂能造成大量輸送帶報廢，現(xiàn)場中能一次撕壞幾百米輸送帶的現(xiàn)象并不罕見，造成的經(jīng)濟損失極為嚴重[2]；橫向撕裂常常會造成斷帶而影響生產(chǎn)，對于大傾角鋼絲繩芯帶式輸送機，甚至會因輸送帶下滑造成機毀人亡的重大事故。
（5）機頭堆煤 機頭堆煤是指帶式輸送機的卸載，將前一部輸送機機尾和本部輸送機機頭埋沒、甚至堵塞巷道的現(xiàn)象。
1.2.2 故障的預防
依靠科技進步，生產(chǎn)出質(zhì)優(yōu)價廉、堅固耐用的輸送機，就要開發(fā)新型高效的易損件如新型托輥、滾筒、皮帶等以延長整機的使用壽命。
提高職工素質(zhì)，抓好制度落實；及時地高質(zhì)量地搞好檢查維護；為帶式輸送機運行創(chuàng)造一個好環(huán)境,加強帶式輸送機運輸管理。
3
焦作大學畢業(yè)設計(論文) 第三章 新型免脹套免鍵聯(lián)接等強度滾筒的特點
第三章 新型免脹套、免鍵聯(lián)接
等強度滾筒的特點
從以上分析和常見滾筒的失效形式和改造措施來看，絕大部分廠家在遇到問題時僅僅對滾筒的連接部分進行改造，這樣一來，對滾筒的整體質(zhì)量改進有限，不能大幅度地提高滾筒的質(zhì)量和使用壽命。
基于生產(chǎn)實踐的需求，我們開發(fā)了新型免脹套、免鍵聯(lián)接等強度滾筒以解決使用壽命短、易損壞的缺點。
3.1 新型滾筒的特點
我國常用的DT75型系列和DTII型系列帶式輸送機的滾筒，其結(jié)構(gòu)都是將滾筒與接盤選用過度配合加鍵聯(lián)接安裝或采用脹套進行聯(lián)接。實踐中存在如下問題:(1)采用鍵聯(lián)接時，通常要對滾筒軸進行鍵槽加工，必然破壞滾筒軸的整體強度，是滾筒的使用壽命縮短。采用脹套聯(lián)接增加了整個滾筒的成本，另外在安裝時，也需要很高技術(shù)要求，如果稍有差錯就會釀成大禍。針對上述情況我們將滾筒結(jié)構(gòu)進行了改進設計。
圖3-1 主傳動滾筒原結(jié)構(gòu)
1 滾皮 2 輻板 3 輪轂 4 軸 5 聯(lián)接螺栓
現(xiàn)在有些廠家生產(chǎn)的傳動滾筒還采用在筒體上的輻板與軸體上的輪轂通過4—6個的螺栓聯(lián)接而成的。接盤輪轂與滾筒軸之間的聯(lián)接為脹套聯(lián)接,通過軸向相對滑動使脹套徑向脹大,把接盤與軸聯(lián)接為一體。這種形式常出現(xiàn)問題，螺栓聯(lián)接屬于間隙配合,在滾筒長期運行過程中,會由于反復應力的作用而松動,松動后傳動軸與筒體之間扭矩主要靠螺栓承擔,使螺栓受到的剪切力大大增加,從而導致螺栓損壞。
我們對滾筒結(jié)構(gòu)進行改造，改造后的傳動滾筒結(jié)構(gòu)如圖3-2所示, 滾筒輪彀與輻板采用鑄鋼件，為一體結(jié)構(gòu)，。傳動滾筒取消了強度較低的螺釘組連接,使主軸與傳動滾筒的卷筒由3處聯(lián)接改為2處連接,該結(jié)構(gòu)傳動滾筒經(jīng)實際運行檢測抗沖擊和振動的變載能力明顯加強，主軸與滾筒的卷筒同軸度較好,并且在保證主軸設計強度不變的情況下,改變了主軸局部尺寸, 輪轂與滾筒軸的配合，采用日本 NC公司的專用工藝，采用輪彀內(nèi)孔定位（過盈配合），確保滾筒的安全性。該傳動滾筒結(jié)構(gòu)簡單,成本低,加工、安裝及損壞維修極為方便,使用壽命遠遠高于原結(jié)構(gòu)的傳動滾筒。
圖3-2帶式輸送機傳動滾筒結(jié)構(gòu)圖(改造后)
傳統(tǒng)剛性構(gòu)造的滾筒，外直徑比較小，而且外筒和鏡板的鋼板、設計厚度都很厚。這種結(jié)構(gòu)，在外筒與鏡板的焊接處，鏡板與套的界面等斷面形狀和材料厚度有變化的部位，應力極容易集中。在這些應力集中部位，很容易發(fā)生龜裂，整體強度低。
柔性構(gòu)造的滾筒，外直徑大，而且外筒、鏡板的厚度適中。柔性構(gòu)造的滾筒允許外筒和鏡板具有適當?shù)膿隙?，使這些部件在容許的范圍內(nèi)分擔部分應力，避免應力集中到外筒與鏡板的焊接處、鏡板與套的界面等特定位置，實現(xiàn)均勻的應力分布，增強整體強度。這種理論與超高層大樓必須采用柔性構(gòu)造的理論相同
3.2 滾筒焊接工藝的改進
3.2.1滾筒結(jié)構(gòu)分析
滾筒由軸、筒皮及兩個接盤組成,接盤是鑄鋼件,筒皮由鋼板卷制而成。其結(jié)構(gòu)及材質(zhì)如圖3-2、表3-1所示。
圖3-2 滾筒結(jié)構(gòu)示意
1-滾筒軸;2—圓筒;3—焊縫;4—接盤
表3-1 滾筒各組成部分材質(zhì)
軸與接盤采用過盈配合聯(lián)接,接盤與筒皮采用二氧化碳氣體保護焊接,驅(qū)動力傳遞給滾筒軸，軸帶動滾筒整體轉(zhuǎn)動，從而驅(qū)動膠帶運行。接盤與筒體之間的焊接是制造滾筒的關(guān)鍵工藝,以前國內(nèi)的滾筒常在接盤與圓筒的焊縫處破壞。按設計要求,焊縫質(zhì)量必須達到ＪＢ1152-81超聲波探傷Ⅱ級標準。接盤和圓筒的焊接坡口如圖3-2、圖3-3所示。
圖3-2 焊接坡口(對接) 圖3-3 焊接坡口(搭接)
1—接盤;2—圓筒 1—接盤;2—圓筒
結(jié)構(gòu)是對接,如果仍用埋弧焊打底焊,就會產(chǎn)生燒穿現(xiàn)象。因此采用圖3-3對接接頭關(guān)鍵是保證焊縫根部既要熔透,又不能燒穿。另外如圖3-1所示滾筒軸的中段粗,軸和圓筒及接盤必須同時裝配,也就是在焊接前必須將軸穿入接盤及圓筒。這樣在焊接時,焊縫內(nèi)側(cè)就無法加焊接藥墊施焊,只能在外側(cè)單面焊。另外,在設計上不允許在焊縫內(nèi)側(cè)加墊板,只有在焊縫內(nèi)側(cè)不加墊板的情況下,采用單面焊雙面成形的方法焊接,并達到探傷標準。如出現(xiàn)焊縫根部未熔透或燒穿缺陷,返修相當困難,只能一次焊成合格。
3.2.2 焊接工藝的確定
(1)焊接方法。首先對焊接部位加熱，并采用ＣＯ2和Ａｒ混合氣體保護焊的方式進行焊接，混合氣體保護焊能克服ＣＯ2氣體保護焊的缺點,能保證焊接質(zhì)量。焊接時,將滾筒放在滾輪架上轉(zhuǎn)動,轉(zhuǎn)速可以控制，保證焊縫根部能熔透又不出現(xiàn)焊穿等缺陷?，F(xiàn)在可以利用專用設備實現(xiàn)焊接自動化。
(2)焊接材料。氣體保護焊材料:焊絲Ｈ08Ｍｎ2ＳｉＡ,直徑1 2ｍｍ,保護氣體25%ＣＯ2+75%Ａｒ。
(3)焊前準備。清除坡口和坡口兩側(cè)50ｍｍ范圍內(nèi)及焊絲上的水、銹、油污等雜質(zhì)。焊劑431須經(jīng)250℃烘干2ｈ后再使用。
(4)滾筒裝配和坡口尺寸。 ①滾筒裝配時軸和圓筒及接盤應同時裝配,先將一個接盤裝在軸上,然后將軸穿入圓筒,接盤與圓筒對正后用聯(lián)接板定位焊,再將另一接盤裝在軸的另一端以同樣主法固定圓筒和另一接盤,;②坡口尺寸:坡口尺寸的關(guān)鍵是間隙和鈍邊的大小,若間隙小、鈍邊大,焊接時不易熔透,反之又容易出現(xiàn)燒穿現(xiàn)象。
(5)焊接工藝參數(shù)。焊縫采用氣體保護焊一次焊接成形,采用逆向焊接效果極佳。
(6)焊后回火。由于滾筒軸已經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,如滾筒整體回火會降低軸的性能,只能對焊縫局部回火處理。采用了履帶式遠紅外加熱器對焊縫回火處理,消除焊接殘余應力,即將加熱器包在焊縫上,再蓋上保溫棉?；鼗鹎€如圖3-4所示。
圖3-4 回火曲線
焊縫回火24ｈ以后,按設計標準對焊縫探傷檢驗，焊縫質(zhì)量均達到設計要求。
3.3 密封結(jié)構(gòu)設計
滾筒在工作面端頭,由于受采壓的影響,圍巖變形、頂板破碎、淋水及底板凹凸不平等,條件非常惡劣,特別是淋水、煤泥積水和浮煤等污物對滾筒軸承浸漬研磨非常嚴重。根據(jù)條件不同,使用時間最短的約一個月?lián)p壞,致使停機更換。同時更換一次滾筒還需對輸送帶重新進行牽力調(diào)整、張力調(diào)整和運行調(diào)偏的工作。所以滾筒的損壞不單是本身的問題,來會影響到輸送機的安全運行,影響到工作面的連續(xù)出煤,降低采掘系統(tǒng)的開機率。
現(xiàn)行帶式輸送機向滾筒的軸承密封[8]均采用旋轉(zhuǎn)軸唇型密封,習慣稱為骨架油封, 圖3-5為現(xiàn)代彈性體徑向唇型密封結(jié)構(gòu),柔性環(huán)狀隔膜的一端為密封唇口,另一瑞與金屬骨架固聯(lián)。經(jīng)實驗證明,由于α>β,接觸壓力分布不對稱,最大接觸應力靠近α側(cè),軸旋轉(zhuǎn)后在密封界面產(chǎn)生磨擦剪力,由此導致彈性體的表面發(fā)生切向變形,將導致軸承損壞在后來進行的密封設計中,又增加了一組骨架油封,采用背靠背組合安裝,見圖3-6,即外側(cè)的密封圈α角對污染端,內(nèi)側(cè)的密封圈α角對軸承端,該設計對于仍存在的磨損泄露問題仍未解決。經(jīng)運行試驗分析,首先是軸的表面粗糙度問題,實驗表明:合適的軸表面粗糙度范圍為Ｒａ=0.2～0.6μｍ,而實際上這個指標在生產(chǎn)中達不到,一般經(jīng)車床精車后的表面粗糙度一般為1 6μｍ,圓周表面過高的微突體在軸旋轉(zhuǎn)后, 產(chǎn)生較高的相對滑動摩擦力,由于對偶表面存在較高的硬度差,軸表面過高的微突體
圖3-5 彈性體唇形密封的構(gòu)成及其唇部結(jié)構(gòu)
對密封圈唇口起了“犁削”作用,不斷的將材料從表面去除,這種兩體磨料損也稱為低應力磨損的破壞,加大了軸與唇口的間隙,加速了煤水滲透。然后煤泥水中的煤和矸石微粒,在隨水的滲透浸漬到了密封圈唇口,并在唇口聚積,隨著旋轉(zhuǎn)時間的繼續(xù),煤和矸石微粒加入到兩個相對滑動的表面,稱為高應力磨損的破壞,間隙越來越大,浸漬泥沙越來越多,最后造成軸承的銹蝕與研磨破壞,被迫更換滾筒,影響到設備的安全無損運行。
圖3-6 組合油封
密封方式選擇與密封機理分析 經(jīng)過對多種動密封結(jié)構(gòu)形式的分析研究,決定采用比較傳統(tǒng)而又價格低廉的軟填料密封設計。結(jié)構(gòu)見圖3-7,該型密封設計是比較傳統(tǒng)的技術(shù),但由于加工容易、價格低廉、經(jīng)過對多種動密封結(jié)構(gòu)形式的分析研究,決定采用比較傳統(tǒng)而又價格低廉的軟填料密封設計。在未接觸的凹部形成小油槽,有較厚的油膜,當軸與填料有相對運動時,接觸部位與不接觸部位組成一道不規(guī)則的迷宮,起阻止污漬侵蝕的作用,此作用稱為迷宮效應.
1—填料;2—轉(zhuǎn)軸;3—填料函;4—壓蓋;5—液封環(huán)
圖3-7 填料密封和基本結(jié)構(gòu)
根據(jù)帶式輸送機改向滾筒旋轉(zhuǎn)線速度較低,流體污物壓力不大,運行溫度不高而侵漬污物侵蝕磨損比較嚴重的特點,決定選用軟填料品種中的聚四氟乙衡侵漬填料(ＰＴＦＥ),ＰＴＦＥ軟填料由純聚四氟乙烯塑料加工成纖維再經(jīng)編織而成,它除了具備密封件所具有的良好性能外,還能與特種潤滑劑相配合,避免滲透泄露、污水侵蝕、耐磨損、而且還可以耐一切化學品的侵蝕。缺點是對高溫(200℃)和高線速度(8ｍ/ｓ)比較敏感,但是帶式輸送機改向滾筒則不會出現(xiàn)上述現(xiàn)象,所以不需考慮問題的后果。
3.4 常見滾筒軸的失效及更新設計
在我們過去生產(chǎn)帶式輸送機滾筒軸由于其軸徑粗大,造成調(diào)質(zhì)后心部的機械性能較低,再加上中軸臺階過渡為尖角,且表面粗糙度低,結(jié)果使該軸在使用時出現(xiàn)斷裂現(xiàn)象。
在經(jīng)過認真的分析后認為：軸工作時表面承受交變的彎曲應力和扭轉(zhuǎn)應力,且受到一定的沖擊力作用,所以軸表面工作應力最大。尖角的出現(xiàn)造成了應力的特別集中,在長期交變應力作用下,尖角過渡區(qū)就逐漸形成了微觀裂紋,應力集中又使裂紋逐漸擴展,由微觀變?yōu)楹暧^,繼而使軸截面嚴重削弱,最后發(fā)生突然脆斷,即產(chǎn)生了疲勞破壞。對該軸宏觀斷口的特征觀察，在軸表面有許多裂紋源同時向中心擴展,裂紋長度為4～5ｍｍ。而最后瞬斷區(qū)的面積較大,證明軸是在較大的應力下破斷的。
通過金相顯微鏡下觀察的滾筒軸表面及心部組織均為細粒狀珠光體加網(wǎng)狀鐵素體,晶粒度按ＹＢ27—77標準評為6級,這說明滾筒軸經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后內(nèi)部組織僅為正火處理的組織,調(diào)質(zhì)處理對45鋼,140ｍｍ的滾筒軸來說只起到了正火作用。由于鐵素體強度低(σｂ=230ＭＰａ),在外載的作用下不僅容易引起塑性流變,而且抗疲勞性能低,疲勞裂紋極易從鐵素體處形成。另外該軸材質(zhì)中有較多的灰色非金屬夾雜物沿軸表向里條狀分布,這些非金屬夾雜物分布在軸表面,不僅削弱鋼材自身強度,而且是應力集中處,繼而成為裂紋源,加速了軸的疲勞斷裂。
改造方案
（1）結(jié)構(gòu)改進 通過對滾筒軸斷裂的原因分析得出： 應力集中是造成該軸疲勞破壞的主要原因,要改善軸的抗疲勞強度,減少軸在剖面突變處的應力集中,應適當增大其過渡圓角半徑ｒ,同時還要使零件能得到可靠定位。為此我們改變了軸的結(jié)構(gòu)工藝性,將尖角處改為ｒ=63的過渡圓角,且表面粗糙度提高到Ｒａ0.8,同時采用軸套進行軸向定位.
（2）熱處理工藝改進 從滾筒軸的金相分析圖中可以看出,調(diào)質(zhì)處理后滾筒軸表面組織存在大量的網(wǎng)狀鐵素體,且組織不均勻。這些鐵素體極易產(chǎn)生疲勞裂紋,加速軸的疲勞斷裂,因此要增強軸的疲勞強度,必須消除大面積網(wǎng)狀鐵素體。正火處理用于亞共析鋼(如45鋼),可抑制或消除網(wǎng)狀鐵素體的形成,使組織細化,成分均勻,從而改善鋼件的機械性能。雖然正火的工藝性不如調(diào)質(zhì)好,但對滾筒軸而言正火使其獲得的機械性能依然能滿足設計要求。實驗證明:正火后的軸表面脫碳及氧化程度較輕,涂防氧化涂料處尺寸正火前后變化不大,僅為±0 02,并經(jīng)有關(guān)金相檢驗分析,原組織內(nèi)大面積網(wǎng)狀鐵素體基本消除,成分均勻,晶粒度達到5級,硬度符合性能要求(正火后ＨＢ162～217)。
改進后,大大降低了傳動滾筒軸的返修率,提高了滾筒的使用壽命,也使輸送機的效率得到提高。
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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(zhuǎn)和生產(chǎn),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(jié)構(gòu)也不同。我們從滾筒的受力角度分析比較各類滾筒結(jié)構(gòu)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(chǎn)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(zhuǎn)速n1轉(zhuǎn)動,帶與帶輪之間產(chǎn)生摩擦力Ff,而從動輪2在摩擦力Ff的作用下以轉(zhuǎn)速n2轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速n1轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)的使用情況分析[9]
①傳動滾筒使用情況分析
在生產(chǎn)實踐中,我們曾接觸各類結(jié)構(gòu)的傳動滾筒。圖2-3(a)所示的滾筒結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)。圖2-3(d)所示的滾筒,結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)
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(jié)構(gòu)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(cè)腹板焊接處沿軸向無規(guī)則裂至另一側(cè)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(nèi)側(cè)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(nèi)部存在很大殘余焊接應力,經(jīng)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(chǎn)生的焊接應力,保證焊接滾筒質(zhì)量。這一實例說明,在進行改向滾筒的結(jié)構(gòu)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(zhì)量,從而保證滾筒的質(zhì)量和使用壽命。
2.2 滾筒結(jié)構(gòu)的設計計算
2.2.1 滾筒結(jié)構(gòu)及載荷
滾筒按結(jié)構(gòu)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(qū)動(主動)滾筒、非驅(qū)動(從動)滾筒2大類。大功率(>360kW)驅(qū)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(qū)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(guān)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(jié)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(chǎn)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(zhuǎn)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(guān)的無因次系數(shù)
——輻板內(nèi)圓半徑，即輪轂外徑
——輻板外圓半徑，即滾筒殼體內(nèi)徑
——輻板處滾筒軸的轉(zhuǎn)角，
——滾筒輻板間距
式(6)是焊接滾筒幅板等厚時，確定了轉(zhuǎn)?3后，根據(jù)材料力學及彈性力學的有關(guān)知識推導出來的。當滾筒是鑄焊結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(nèi)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(nèi)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(jīng)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(zhuǎn)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(nèi)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(nèi)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(jīng)驗數(shù)據(jù)歸納整理的經(jīng)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(zhuǎn)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(guān)，經(jīng)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(guān)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(guān)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(guān)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(nèi)鋼絲繩所受彎曲應力要小 輸送帶內(nèi)鋼絲繩在繞過滾筒時要經(jīng)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(jié)構(gòu)不合理,事故率較高,嚴重地影響著輸送機的正常運轉(zhuǎn)。我們分析了傳動滾筒的受力情況和滾筒結(jié)構(gòu)上的缺陷,以便對傳動滾筒的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)分析
傳動滾筒結(jié)構(gòu)分析ＤT—75帶式輸送機傳動滾筒結(jié)構(gòu)[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(jié)構(gòu)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(cè))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(cè)的螺釘組逐漸剪切斷裂,該側(cè)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(jié)構(gòu)圖
另外,從圖2-5可以看出,滾筒Ⅱ在減速機側(cè)是順時針旋轉(zhuǎn)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(cè)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(jié)構(gòu)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(chǎn)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(jié)構(gòu)
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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)[7],它是在主傳動滾筒原結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)
(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(jié)構(gòu)
1 滾筒皮 2 Ｍ24穩(wěn)釘 3 輻板 4 輪轂
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