带式输送机传动滚筒的设计-精品

毕业设计中国分类号∶

带 式 输 送 机 传 动 滚 筒 的 设 计

带式输送机传动滚筒的设计

专 业 名 称 ： 计算机辅助设计与制造 学 生姓名 ：戈 慧 田 海 彬

导 师姓名 ：

焦 作 大 学

焦作大学 二 00 八年五月

中图分类号： UDC:

密级： 单位代码：

带式输送机传动滚筒的设计Driving the design of roller belt conveyor

姓 专 导

名 业 师

田海彬戈慧 计算机辅助 设计与制造

学

制

研究方向 职 称

论文提交日期

论文答辩日期

目 录

摘要 (Ⅰ) Abstract (Ⅱ) 第一章 绪论 (01)

1.1概述 (02) 1.2传动滚筒的研究目的和意义 (03) 1.3国内外研究现状 (04) 1.4本文研究的主要内容 (04) 第二章 带式输送机传动滚筒的结构 (05)

2.1 结构与种类 (07) 2.2 运行阻力 (10) 2.3 传动滚筒轴功率 (10) 2.4 传动理论 (13) 2.5 传动滚筒的受力分析 (15) 第三章 传动滚筒的结构设计 (16)

3.1 滚筒失效形式与许用应力的确定 (18) 3.2 传动滚筒结构设计 (30) 第四章 传动滚筒有限元模型的建立与结果分析 (31)

4.1 传动滚筒有限元模型的建立 (35) 4.2 节点耦合与约束方程 (37) 4.3 载荷和约束 (38) 4.4 求解和后处理 (39) 4.5 结果分析 (41) 结论与建议 (42) 参考文献 (43) 致谢 设计图纸

摘 要

带式输送机是现代最主要的散状物料输送设备之一。滚筒是带式输送机的主要传部件，它的作用有两个：一是传递动力，二是改变输送带运行方向。带式输送机滚筒的设计质量，关系到整个输送机系统的性能、安全性和可靠性。目前，国内滚筒的设计一般采用近似公式，对于中小型滚筒已经能够满足工程需求，但对于大型滚筒这种设计方法其结果与工程实际有一定的差距，它的安全性和可靠性难以保障。由于缺乏精确的计算方法，如果盲目的增大安全系数，会使结构尺寸变大，重量增加，强度得不到显著的提高同时又增加了成本。

本文主要包括以下几方面内容：首先，对带式输送机滚筒结构的设计计算方法进行了分析研究，修正了有关计算公式，完善并统一了设计计算内容。其次，滚筒采用实体单元，为了提高运算速度和精度，采用映射网格划分方式；分析并确定滚筒载荷；结果后处理对滚筒的各个部件的应力和应变进行分析。

本文关于带式输送机滚筒的设计计算方法具有一定的实用价值和指导意义，可以大大提高滚筒的设计质量，缩短设计的周期。

关键词：带式输送机 传动滚筒 有限元

Abstract

Belt-conveyor system is the most important transport equipment which can carry bulkmaterial. Belt-conveyor Pulley is the key transmission part in Belt-conveyor system. It hastwo functions, one is transferring power, and another is altering the operation direction of thebelt. The design quality of Belt-conveyor Pulley connects with systems security and reliabilityof the whole conveyor. At present, in our country, the design of the pulley usually adopts theapproximate formula, however, pulley that be designed out with such method can not meet theneed of manufacture, its security and reliability are difficult to guarantee. While lacking thesuitable calculation method of strength and stiffness about the pulley, if we increase the safecoefficient without enough reasons, the pulley become bigger and heavier. However thereliability of the pulley can’t be increased.

The main content includes the following respects: Firstly, the paper discusses structuraldesign and calculation of the belt conveyor pulley. The related formulas are corrected and acomplete design and calculation method are provided. Secondly,in order to improving the precision, the mapping gridmethod is carved up. After disperse the load on the pulley surface, we added the points load on the pulley node. The design methods are very important to thedesigner, and can shorten the design cycle and improve working efficiency.

Key Words: Belt-conveyor Driving Pulley Finite Element Method

第一章 绪 论

1.1 概述

连续输送机械是物料搬运机械的重要组成部分，是其中的一大类别。带式输送机是连续输送机械中效率最高、应用范围最广泛的一种机型，是散料输送的重要设备。带式输送机是以输送带作为牵引构件和承载构件的一种连续输送设备。输送带上的物料随输送带一起运行，根据需要可以在输送机头部或中间部位卸料

[1]

。输送带用托辊支撑，运行阻力小。带式输送机可以沿水平或倾斜线路布置，

在输送原煤时，向上最大输送倾角一般为17°~18 °，向下最大输送倾角一般为15°~16°。当采用花纹输送带并采取其它相应措施上运倾角可高达28°~32°，下运倾角可达25°~28°。当采取某些特殊措施或专用带式输送机时，可以实现更大的输送倾角甚至垂直提升。

随着国民经济的飞速发展，矿山、建材、化工、港口、粮食、电力、煤炭等部门对散状物料的输送提出了新的要求，长距离（指单机输送长度，国外最长达15000m，国内最长为沈矿为海螺集团研制的10300m 平面转弯带式输送机）、大运量（高带速和大带宽）和大倾角输送物料是其主要发展方向之一[2]，同时提出无公害环保输送散状物料的要求。无论国外还是国内的建材及矿山行业，在这两种输送方案的对比选择后，还是较多的选择以长距离、大运量的带式输送机代替汽车运输的方案。其原因是采用汽车运输不仅要修建公路、购买汽车一次性投资大，而且日常的公路和汽车维修费用也很高。带式输送机输送散状物料是连续的物料流，生产效率高。

目前，国外最大带速已达12m/s。国内的最大带速达5.8m/s，最大输送量9800t/h。当然，增加输送带的宽度也可以提高输送量（国外采用的最大带宽是3300mm），但增加带宽使整机所有相关尺寸增大，增加了设备的总投资。特别是输送带的成本要占整机成本的30~50%，而且距离越长，运量越大，所占的比例就越大。同时，大带宽需要相应的硫化设备（包括输送带接头的硫化），因此我国目前所采用的最大带宽为2200~2800mm。近年来，通过引进国外先进国家的带式输送机整套设备及技术，以及国内广大科研人员的共同努力，可以说国内设计和制造的长距离、大运量带式输送机的水平已经可以满足国内市场的需求，但是一些关键技术尚需引起重视并加以深入研究和开发。国内投入使用的部分长距离、

大运量的典型带式输送机如表1.1 所示。到目前为止，沈矿集团为天津港设计的带式输送机最大输送量达9800t/h；沈矿集团为海螺集团设计的单机最长达10.3km。向家坝水电站31.1 公里沙石料长距离大运量带式输送系统，由2.5 公里到8.2 公里共5 条带式输送机组成的输送系统。带宽1.2m，带速4.5m/s,输送量3000t/h，带强ST4500。

国外长距离带式输送机的应用。到目前为止，西班牙的西撒哈拉带式输送机线路是世界上最长的长距离输送机线路。该线路长达100km，用来将位于石质高原地区的布·克拉露天矿的磷灰石矿石运往艾汾阿雍海港。此线路于两年半内建成，并于1972 年投入使用，整条线路由长为6.9~11.8km 的11 台输送机组成。输送机采用宽度为1000mm，强度为3150N/mm 的钢绳芯输送带，带速为4.5m/s。输送带的安全系数为6.7~10。澳大利亚恰那矿20km 地面带式输送机系统是代表现代带式输送机发展水平的一条输送线。该输送系统由一条长为10.3km 的平面转弯带式输送机和一条10.1km 的直线长距离带式输送机构成。转弯带式输送机的曲率半径为9km，弧长为4km。两条输送机除线路参数外，其它参数相同，输送能力为2200t/h，带宽1050mm，输送带抗拉强度为3000N/mm，安全系数为5，拉紧装置为重锤拉紧。津巴布韦钢铁公司的15.6km 水平转弯越野带式输送机于1996 年投入使用，是世界上单机最长的带式输送机。输送量为干矿石500t/h(湿矿石600t/h)，系统全长为15.6km，物料提升高度为90m。输送带采用桥石公司的钢绳芯输送带，抗拉强度为888N/mm，运行速度为4.25m/s，输送带的安全系数为5.8，当环境温度为0℃时，安全系数降到5.5，当输送量增加到600t/h 时，输送带安全系数降低到4.8。

1.2 传动滚筒的研究目的和意义

为了适应高产高效集约化生产的需要,带式输送机的输送能力要加大,带式输送机大型化与高可靠性要求,对设计者和制造者提出了更高的要求，只有解决了带式输送机发展的关键技术,才能制造出高性能、高可靠性的大型带式输送机。作为带式输送机重要传动部件的滚筒，能否安全稳定的运行，在整个输送系统中处于举足轻重的地位。滚筒的失效会给人身安全和整个系统带来严重的后果，使企业遭受巨大的经济损失。特别是在复杂恶劣的工矿下，如何改进滚筒结构、提高工效、延长寿命，一直是科研人员所关注的课题。目前，在国内对于中小型滚

筒一般采用近似公式进行设计计算，对于重型滚筒近似公式已不再适用，这就使得设计计算具有较大的盲目性。这样设计出来的滚筒和工程实际有一定的差距，它的安全性和可靠性难以保证。一旦发现问题，通常是采用增大尺寸的方法来解决，但是这样做并没有解决实际性的问题。不但浪费材料增加成本，还不能达到预期的目的，随着带式输送机的大型化，合理的设计制造出大型滚筒已成为带式输送机的关键问题。目前，我国设计的滚筒尽管可以满足生产需求，但是由于缺乏研究，相同规格的滚筒与国外相比多消耗材料，使产品缺乏竞争力。

选择该课题的目的就在于对大型滚筒进行力学分析及设计，找到合理的设计计算方法，使滚筒的设计更加简洁方便。对滚筒进行有限元分析，从而为设计计算提供有力的参考。

1.3 国内外研究现状

随着国内外机械工业水平的不断发展，滚筒的结构、加工、安装等方面发生着日新月异的变化。由于焊接技术的不断发展，焊接强度的可靠性得到保证，虽然多数大型滚筒采用铸焊结构，但焊接结构也有所增加。轮毂和主轴的联结方式也由键槽连接向胀套连接转变。原来的辐板采用加强筋，现在直接用钢板制成。

过去国内外在设计滚筒的各零部件时，常采用基于经典弹性力学理论导出的简单的经验公式。近年来，国内研究人员对于大直径滚筒的设计方法作了多方面的探索。东北工学院于升忠等人于1980 年用有限元半解析法对一合拉力为13.6 吨的双辐板结构滚筒进行了有限元分析。由于分析过程中忽略了输送带与驱动滚筒间摩擦力的作用，因此结果与实际相差较大。因为输送带与滚筒之间的摩擦力是滚筒扭曲变形的重要因素。西安冶金建筑学院的陆鸿生选择新的力学模型，根据圆柱体弯曲的有矩理论，分别推导出传动滚筒和改向滚筒在外载荷作用下壳体内的位移、内力和应力的计算公式，为精确计算提供了理论依据，在一定程度上揭示了筒体直径、两辐板间距和拉力与应力之间的关系。存在的问题是其力学模型条件苛刻，将筒体与辐板分开考虑，这对计算结构准确性有较大的影响。因为辐板的形状、厚度对筒体的应力和变形有不可忽视的影响[4]。

西安交通大学曾经运用SAP5对驱动滚筒做有限元分析，对驱动滚筒的刚度和强度进行了分析并得出:摩擦力是滚筒扭曲变形的重要团素；从应力与变形两个方面说明，辐板的加强筋，在滚筒非临界状态下，对局部变形与筒体应力分布影

响不大，只是在临界状态下能提高滚筒的整体稳定性；滚筒的径向最大变形在滚筒中部。通过分析，对筒体厚度进行了优化，达到节省材料的目的。

煤炭科学研究总院上海分院曾经做过强力滚筒的有限元分析，对滚筒各点的受力、变形大小进行分析，通过实验验证了有限元计算滚筒受力的可靠性。西安科技学院刘金依等人采用大型有限元分析软件ANSYS，对英国安德森——梅沃公司顺槽可伸缩带式输送机传动滚筒的应力分布规律进行了计算，得出了应力分布图，并找到危险区域，从理论上对滚筒的常见破坏形式进行了研究，为进一步改进滚筒的受力状况，实现滚筒的标准化生产提供了必要的理论依据[5]。他们对滚筒的理论研究和试验结果对本课题有十分重要的参考价值和指导意义。随着计算机技术的发展，有限元方法得到了长足的发展，有限元应用也扩展到机械、电子等领域。事实证明对带式输送机滚筒进行有限元分析是十分合理和有效的。

国外从20 世纪60 年代就已经开始对滚筒的设计计算方法、强度分析、合理的结构设计进行研究。关于这方面的研究从总体上分为两类：第一类是Lang、Schmolzi、Das [6][7]等对滚筒用半解析法进行研究；第二类是Linder、Vodstrsi、Siva [8][9]等使用了有限元方法。但绝大多数的研究人员都把滚筒看作各个零件的组合，而不是把滚筒当作一个整体来分析。尽管也有一些有限元法已经把滚筒当成整体来考虑，但迄今为止还没有关于滚筒受到非对称载荷系统的研究。

1.4 本文研究的主要内容

本文基于目前大型滚筒的设计研究方法比较落后的现状，对传动滚筒进行力学分析及设计。主要包括以下几个方面的内容：

（1）传动滚筒的力学分析 主要分析了传动滚筒的受力状况，传动滚筒除受轴端输入的扭矩外还受到输送带的作用力，得出了传动滚筒表面载荷沿轴向和周 向的分布规律。

（2）传动滚筒的结构设计 根据研究的侧重点不同对传动滚筒进行分类。对比了国内外各种结构传动滚筒的设计方法，总结出了关于筒体、辐板、轮毂及滚 筒轴的详细结构设计方法。

（3）传动滚筒的参数化建模和有限元分析 分别绘制出了各零部件的应力和变形曲线，为进一步改善滚筒结构提供了理论依据。

第二章 带式输送机传动滚筒的结构

及受力分析

滚筒是带式输送机的重要部件，按在输送机中所起的作用滚筒可分为传动滚筒和改向滚筒两大类。传动滚筒的作用是将驱动装置提供的扭矩传到输送带上。改向滚筒包括用于输送机端部改向的改向滚筒、增加传动滚筒包角的增面滚筒和用于拉紧装置的拉紧滚筒。铸焊结构滚筒由滚筒轴、轴承座、接盘（轮毂、辐板以及筒体一部分铸造在一起）、筒体等部件组成，有的滚筒还有轮毂和滚筒轴的连接件、轮毂和辐板的连接件。一般地，传动滚筒的表面覆盖有橡胶或镶有陶瓷以增大传动滚筒与输送带间的摩擦系数。

滚筒轴承一般用球面调心滚子轴承。

（a）焊接结构滚筒 （b）铸焊结构滚筒

图2.1 传动滚筒典型结构图

2.1 结构与种类

带式输送机滚筒有很多种类型[10]，主要有如下几种分类:

2.1.1 按驱动方式分

（1）外驱动式 即驱动装置放在传动滚筒外面，减速器直接同传动滚筒轴相连。

（2）内驱动式 即将驱动装置全部放在传动滚筒内，此种方式又称为电动滚筒。

2.1.2 按轴承内孔大小分

（1）轻型 孔径在50~100mm；轻型滚筒的结构是轴与轮毂之间采用过盈配合（或配单键），辐板与筒体焊接，其中轮毂与轴采用键连接的结构用于传动滚筒。

（2）中型 孔径在120~180mm；中型滚筒的结构是轴与轮毂用胀套连接，辐板与筒体焊接。

（3）重型 孔径在200~220mm；重型滚筒的结构是轴与轮毂采用胀套连接，这种结构的滚筒是筒体的一部分、辐板、轮毂铸成一体的接盘与筒体的另一部分焊接而成，也就是铸焊滚筒。

（4）工程级滚筒 工程级滚筒是指为满足特殊载荷条件而经过特殊设计的滚筒。高张力输送带由于其强度高、延伸性低的特点，而使这些滚筒的受力情况比 使用一般织物芯层输送带的滚筒要高的多。启动、制动及其它动力载荷直接的传递给滚筒。当涉及到高张力时，滚筒的同心度及滚筒与输送机的准确对中是十分重要的。这种分类对于改向滚筒也同样适用。外面包上一层橡胶的滚筒称为包胶滚筒，包胶方式可采用硫化和冷粘的方法；镶嵌陶瓷的滚筒称为陶瓷滚筒；什么也不包的滚筒称为光面滚筒。

2.1.3 按外形分

（1）鼓形滚筒 用钢板卷圆焊接而成，滚筒中间部分直径大于两边约几毫米，目的是防止输送带跑偏，但是加工工艺复杂，因此很少使用。

（2）叶片式滚筒 滚筒由许多横向叶片组成，目的便于清洁输送带，此类滚筒又称为自清扫滚筒。如果将叶片改为圆柱棒，称为棒式滚筒，也可起到自清扫 作用。

（3）沟槽胶面滚筒 滚筒的胶面上开菱形、人字形、直线形、环形、梯形，则分别称为菱形护面、人字形护面等各种护面形状的滚筒，其目的是增大摩擦系 数和便于排出粘着物料。传动滚筒胶面常选用菱形和人字形。

2.1.4 特殊滚筒

（1）真空滚筒 为增大输送带同滚筒之间的摩擦力，在滚筒装有真空泵或外接真空泵，使输送带同滚筒包角之间成真空，增大摩擦力。但由于结构复杂，真 空滚筒尚未得到推广。

（2）磁力滚筒 滚筒内装有磁铁，如输送带下层为磁性覆盖胶，根据异性相吸作用，能增大摩擦力。当使用普通输送带时，磁力滚筒就成为除铁滚筒。

（3）轮胎滚筒 滚筒外面由许多充气轮胎构成，轮胎表面带有沟槽。各种轮胎充气压力不同时，也起到鼓形滚筒作用。

（4）陶瓷滚筒 滚筒护面有许多陶瓷片镶成，一方面可增大摩擦力，另一方面便于清扫。陶瓷片也可做成插板式，以便于更换。滚筒包胶的主要优点就是表面摩擦系数大，包胶是在滚筒的表面上用冷粘或硫化一层橡胶。包胶滚筒按其表面形状又可分为：光面包胶滚筒、人字形沟槽包胶滚筒和菱形包胶滚筒。

胀套连接结构是国际上广泛应用于重型载荷下机械连接的一种先进基础部件。胀套的结构如图2.4 所示，其原理是：当旋转紧定螺钉时，前压环和后压环相互靠近，迫使带张口的外环胀大，内环缩小，从而使轴和轮毂形成过盈配合，达到连接的目的。采用胀套连接的优点是：容易实现高精度的定位，可传递大扭矩和轴向力；可连接不可焊材料；可从外部安装拆卸，并可重复使用；降低了孔和轴的加工精度和加工费用。

图2.4 胀套结构

2.2 运行阻力

将运行阻力划分为主要阻力FH，附加阻力FN ，提升阻力FSt ，和特种阻力FS ，这些阻力的和等于传动滚筒上所需的圆周驱动力FU ：

F

U

FH FN FSt FS （2-1）

由于输送机的线路布置可能是简单线路也可能是复杂的变坡、变载荷情况。在过去的标准计算方法中往往采用统一的等效坡度和载荷。这可能存在下面的两种问题：①有时会造成阻力的计算必须变成等效倾角或等效单位长度物料质量，从而使计算缺乏足够的精度。②在计算输送带张力时还要重新计算输送机各段的阻力，从而增大计算工作量。特别是在广泛使用计算机进行计算的时代，所给出的计算方法应该能够适应计算机算法的需求。

因而，阻力应以分段形式确定。一个分段应具有相同的参数，如输送机的倾角、模拟摩擦系数和输送的物料单位长度质量，以及托辊旋转部分的质量和附加

阻力的作用。在输送机分段的起点和终点，从尾部开始向头部方向，各段顺次用

i 表示。承载分支用下标的参数值，用O表示，回程分支用U 表示。如图2.5 所

示。

F

W

FW,O,i FW,U,i （2-2）

i 1

i 1

nn

式中 FW,O,i ——承载分支第i 段的阻力；

F

W,U,i

——回程分支第i 段的阻力。

曲线区段阻力与张力大小有关，若张力发生变化，阻力也发生变化。已知绕入点张力，通过张力增大系数可求出绕出点张力，传动滚筒处的绕入点和绕出点按欧拉公式计算。

图2.5 运行阻力的分段构成和分段计算

2.2.1 主要阻力

输送机的主要阻力FH 是物料及输送带移动和承载分支及回程分支托辊旋转所产生的阻力的总和。可由下式计算：

q (2q q)cos ] （2-3）

BGRORH

式中 f ——模拟摩擦系数，根据工作条件及制造安装水平决定；

L ——输送机长度(头尾滚筒中心距)，m； g ——重力加速度， g =9.8m/s2；

F

H

fLg[q

qR

——承载分支托辊组每米长度旋转部分质量，kg/m，用下式计算：

O

qR a

O

1

其中 G1 ——承载分支每组托辊旋转部分质量，kg；

a

q

——承载分支托辊间距，m；

——回程分支托辊组每米长度旋转部分质量，kg/m，用下式计算：

RU

q

RU

2

a

U

其中 G2 ——回程分支每组托辊旋转部分质量，kg；

a

qq

U

——回程分支托辊间距，m； ——每米长度输送带质量，kg/m； ——每米长度输送物料质量，kg/m；

B

G

q

G

Q 3.6v

δ ——输送机倾角，度。

2.2.2 输送机各部件上的附加阻力

输送机附加阻力FN 包括加料段物料加速和输送带间的惯性阻力和摩擦阻力FbA ；加料段加速物料与导料槽两侧板间的摩擦阻力Ff ；输送带绕过滚筒弯曲阻力F1 和除传动滚筒外的改向滚筒轴承阻力Ft ，可用下式计算：

F

N

FbA Ff F1(i1) Ft(i2) （2-4）

i1 1i2 1

N1N2

式中 N1 ——输送带绕过的滚筒次数；

N

2

——改向滚筒个数。

2.2.3 输送载荷的提升阻力

输送物料的提升阻力为：

FS

T

hgq （2-5）

G

式中 h ——输送机受料点与卸料点间的高差，m；输送机向上提升时，h 取为正

值；输送机向下输送时， h 取为负值。

2.2.4 特种阻力

包括主要特种阻力FS1 和附加特种阻力FS2 。主要特种阻力包括托辊前倾摩擦阻力F 和物料与导料槽侧板间的摩擦阻力Fgl 两部分，按下式计算：

F

S1

F Fgl (2-6）

F 按如下两式计算：

（1）三个等长辊子的前倾上托辊时：

F C L (q q

O

B

G

)gcos sin

（2）二辊式前倾下托辊时：

F L q

O

B

gcos 1cos sin

F

gl

的计算:

F

gl

I

22

2V

gl

21

vb

附加特种阻力包括输送带清扫器摩擦阻力F 和犁式卸料器摩擦阻力Fa 等部分，按下式计算：

F

S2

n3 F Fa (2-7）

式中 n3——清扫器个数，包括头部清扫器和空段清扫器。

2.3 传动滚筒轴功率

传动滚筒轴功率(PA)按下式计算：

PA

U

v

1000

（2-8）

传动滚筒的最大扭矩(Mmax )按下式计算：

Mmax

U

D

2000

（2-9）

式中 D——传动滚筒直径，mm。

2.4 传动理论

当假设输送带是一种理想的挠性体，可以任意挠曲，不受弯曲应力；忽略输送带的质量所产生的重力和惯性力时，输送带与滚筒绕入端的张力S入 （紧边张力）和绕出端的张力S出 （松边张力），按欧拉公式有如下关系：

S入 S出e （2-10）

上式表示了一种传递驱动力的关系，即传动滚筒所传递的圆周驱动力为：

F

U

S入 S出 S出(e 1) S入(1

1

e

) （2-11）

式中 μ ——输送带与滚筒间的摩擦系数；

λ ——滚筒与输送带有相对弹性滑动弧对应的圆心角，rad， λ <α ； α ——围包角。

如图2.6 所示，从绕出端到绕入端的张力按指数函数变化，由于输送带为弹性体，张力减小时，伸长也减小。故输送带在传动滚筒上由绕出端向绕入端方向有弹性滑动。当角度达到C 时，输送带的张力已经达到S入 ，因而在γ 角度区间输送带张力不增加，也就没有弹性伸长的变化，输送带在滚筒上没有弹性滑动。将有弹性滑动时所对应的弧段称为利用弧，利用弧所对应的圆心角称为利用角，用λ 表示，而将γ 称为备用角，其所对应的弧段称为备用弧。所以，只有在利用弧内产生摩擦力从而传递驱动力。

当绕出端张力保持不变时，随着所需要传递的驱动力的增大，利用角和绕入端的张力也随之增大。利用角最大值为α ，所以绕入端的最大张力必须满足

图

2.6 传动滚筒上输送带张力变化

S入max S出e （2-12） Fmax S入max S出 S出(e 1) （2-13）

因而，传动滚筒可能传递的最大驱动力为：

现代研究表明，利用弧并非单纯性弹性滑动，而存在输送带和滚筒之间的滑——粘效应(Slip-Stick 效应)，也就是产生摩擦力的原因不仅由输送带和滚筒之间的弹性滑动，还有输送带和滚筒之间的粘滞作用。这样摩擦系数要大于单纯滑动的摩擦系数。

当运行阻力FU Fmax时，传动滚筒的传递驱动力的关系已不成立，此是传动滚筒已不能传递大于Fmax 的驱动力FU 。当驱动装置提供驱动力FU 时，必然出现输送带在滚筒上打滑，即输送带已不能运动，而传动滚筒仍然随驱动装置转动。在打滑时，输送带和滚筒的摩擦力必然要转换为热能，严重时会将输送带迅速损坏。

为了避免事故的发生，在设计传动滚筒所能够传动的驱动力必须留有一定的备用。将备用系数定义为 ：

max

F

式中 FU ——传动滚筒需要传递的驱动力，N；

F

max

——传动滚筒可能要传递的最大驱动力；

ξ ——传动滚筒传递驱动力的备用系数1.3~1.5。

需要说明的是，这里的备用系数ξ 并不是为满足摩擦传动备用系数，而是相对起制动时动载荷的备用系数。满足摩擦系数传动的备用系数在选用摩擦系数时已经考虑进来了。

因而，当围包角和绕出端张力一定时，传动滚筒传递的驱动为：

F

U

出(

1)

（2-14）

当围包角和传动滚筒所需传递的驱动力一定时，绕出端的张力为：

S

出

U

(e 1)

（2-15）

由上式可知，提高驱动力可以从三个方面下手：

①增大拉紧力 增加初张力可使输送带在传动滚筒绕出端的张力S出 增加。采用增大拉紧力的方法会使输送带的最大张力增大，也有可能使驱动装置的结构尺寸加大，而增加设备的投资。另一方面，适当增加拉紧力对输送带在较好的工况下工作是有利的。所以需要经过经济技术比较来选取较合理的拉紧力。

②增大围包角 当输送带所需驱动力较大时，增大围包角可以避免过大的拉紧力，增大围包角的方法是增设增面滚筒或采用多滚筒传动，而且用多滚筒传动时，也可以减小每个驱动单元的单机容量。

③增大摩擦系数 其具体措施是在传动滚筒上覆盖摩擦系数较大的材料，如橡胶、陶瓷、木衬等。

2.5 传动滚筒的受力分析

2.5.1 周向载荷

传动滚筒除了受轴端输入的扭矩外，还受其上的输送带的作用力，见图2.7。设输送带在滚筒上的围包角为α ，两端输送带的张力有差值（ S入 S出 ），这个差值产生的扭矩等于滚筒轴上输入的扭矩。由欧拉公式可知，在整个围包角内（ 0 <θ < α ），输送带任意一点的张力为：S S出e 。在任意微小角度dθ 内，输送带对滚筒表面的周向压力ds 为：

图 2.7 张力图解

dS

S d S出e d

角度dθ 所对应的受压面积dA 为： dA = B Rdθ

相应的滚筒在利用弧内表面周向压力为：

P

dS （2-16） 出dAB Rd R B

d

式中 R ——传动滚筒半径；

B ——输送带带宽。

相应的滚筒表面所受的摩擦力为：

f

P

S

R B

Se

出

R B

（2-17）

在备用弧内，滚筒表面仅受输送带的正压力，表面上的压力1 P 为恒定值：

P1

入

R B

（2-18）

2.5.2 轴向载荷

滚筒轴向压力分布取决于输送带种类等因素[10]，理想化的曲线见图2.8。 （1）均匀分布； （2）一次正弦分布； （3）三次正弦分布；

一般的，将载荷分布视为一些正弦函数的和：

S

Z

2B

sin

m (B2 Z)

（2-19）

B

图 2.8 输送带轴向张力

式中 m ——载荷系数，m =1 时，为一次正弦曲线；m =3 时，为三次正弦曲

线。 适当的调节载荷系数可以更好的模拟滚筒的受力状态。

当轴向为均布载荷时： S（Z） S B

考虑载荷系数的条件下，传动滚筒在工作弧段内单位表面的正压力为：

P

2RB

sin

m (B2 Z)m (B2 Z)

（2-20） sin

B2RBS出eB

滚筒单位表面所受的摩擦力为：

f P

S

2RB

sin

m (2 Z) m (2 Z)

sin

B2RBS出eB

（2-21）

在备用弧段内，单位表面的压力1 P 为恒定值：

P1

出

2RB

sin

m (2 Z)

（2-22）

B

在实际中很难判断利用弧和备用弧，所以在进行有限元分析时，在加载时要对滚筒的载荷进行简化。

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