带式输送机传动滚筒受力分析及结构设计.doc

带式输送机传动滚筒受力分析及结构设计

摘要：传动滚筒作为带式输送机的关键部件，其结构性能的好坏直接影响着带式输送机的可靠性和使用寿命。根据传动滚筒的结构类型、材料和工作载荷，对输送机传动滚筒受力状况做了理论分析，运用有限元分析软件对输送机传动滚筒进行了静力分析，得出滚筒在载荷作用下的应力和变形分布规律。为传动滚筒的设计提供了有利的理论依据。
关键词：带式输送机；传动滚筒

前言
滚筒是带式输送机主要的传动部件，根据在输送机中所起作用可分为传动滚筒和改向滚筒。传动滚筒用来传递牵引力和制动力矩；而改向滚筒主要起改变输送带的运行方向以完成拉紧、返回等各种功能。二者在工作状态下的受力情况不同，故结构也不同。滚筒由滚筒轴、轴承座、轮毂、辐板、筒壳等部分组成。带式输送机的传动滚筒有焊接和铸焊2种结构形式。本文以某矿用传动滚筒为例：滚筒直径为1600mm,传动滚筒扭矩为428kNm,合力为2596kN,筒壳材质为Q235A。
传动滚筒的受力分析
在带式输送机中，传动滚筒相当于带传动中的主动轮，而从动滚筒相当于从动轮。驱动滚筒正常工作时承受轴端输入扭矩作用旋转，同时还受输送带和滚筒之间摩擦力的作用，以及输送带对滚筒的压力作用，如图1所示。

图1滚筒上的张力变化图
假设输送带是理想的挠性体，可以任意弯曲，没有弯曲应力、质量和厚度。
输送带在滚筒上的围包角为α，在围包角内存在滑动弧λ和静止弧γ，即α=λ+γ。两端输送带的张力差为F1-F2,此差值等于滚筒轴上输入的扭矩值。
输送带的张力变化可按欧拉公式计算，输送带任一点的张力
Fθ=F2eμθ（1）
输送带在相遇点的极限张力F1max=F2eμα（2）
式中θ——输送带单元所在圆周角，0<θ<α;
μ——摩擦系数。
按式（2）给出的输送带在滚筒上的张力线如图1所示的acb线。在实际运行中，相遇点张力F1<F1max,此时输送带张力将沿a’cb线变化,即在滑动弧λ内输送带张力按欧拉公式变化;在静止弧γ内输送带没有摩擦力,张力不变。由此可求出作用在传动滚筒单位面积上的载荷，在滑动弧λ内，滚筒单位表面上的正压力
Pθ=2Fθ/(BD)=2F2eμθ/(BD)
单位表面的摩擦力
fθ=μPθ=2μF2eμθ/(BD)
静止弧γ内滚筒不受摩擦力，单位表面上的正压力
P=2F1/(BD)
式中D——滚筒筒壳直径；
B——输送带宽度。
可以看出，静止弧具有备用的特性在滚筒正常工作中是必要的，作为
牵引力的一种储备可以克服启动时出现的动张力以及防止带的相对滑动现
象。
2传动滚筒的静力分析
（1）有限元模型的建立
使用Pro/E三维造型软件通过拉伸、旋转等功能创建滚筒模型见图2

图2传动滚筒三维模型
为简化计算，本文将筒体焊缝连接部分视为连续的实体。滚筒体采用Q235A,弹性模量为2.06e5MPa,泊松比为0.3，许用应力为65MPa。由于本文主要分析滚筒的受力，故不考虑轴套和轴的受力问题，将约束加在轴承孔的内表面上只保留绕滚筒体轴线转动的自由度。传动滚筒分析时主要考虑张力和重力2种载荷，载荷沿径向加在传动滚筒外圆柱面上由围包角限定区域。
（2）有限元计算结果及分析
本文对传动滚筒进行静力分析，不考虑实际工作中输送机的运转状态。其分析结果为：滚筒最大的应力为22.93MPa；由滚筒的应力分布云图和位移分布云图（图略）可以看出：
传动滚筒应力主要分布在输送带与筒体的接触区域及滚筒的辐板与轮毂及辐板与筒体的周边区域；滚筒最大位移为0.022mm,位于筒体垂直于轴线的中平面处。
3结语
本文运用PRO/E软件对滚筒进行了静力分析，基本掌握了滚筒的应力及变形情况，为进一步改进滚筒结构及对滚筒断裂原因分析提供理论依据。分析表明：轮毂与辐板整体铸造后再与筒壳焊接的方法比筒壳与辐板直接焊接机械性能好，两个轮毂与辐板整体铸造成的筒体进行中间焊接比轮毂与辐板整体铸造后再与筒体焊接的方法机械性能好。因此对于关键易损滚筒应采用两个轮毂与辐板整体铸造成的筒体进行中间焊接结构。