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以某煤礦大型傳動(dòng)滾筒為例，應(yīng)用有限元分析方法進(jìn)行分析計(jì)算，并對(duì)加強(qiáng)環(huán)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。
（1）滾筒的主要參數(shù)
傳動(dòng)滾筒的主要參數(shù)：
筒體直徑/mm 1280
筒殼長(zhǎng)度/mm 1800
筒殼厚/mm 40
輻板間距/mm 1460
輻板厚/mm 90
加強(qiáng)環(huán)厚度/mm 20
旋轉(zhuǎn)角速度/rad.s-1 3.1
圍包角（工作時(shí)圍包角全部被利用）/（°） 210
輸送帶緊邊張力/kN 1485.5
松邊張力/kN 835.1
滾筒重量/kg 9654
脹套對(duì)輪轂的壓力/MPa 105.6
摩擦系數(shù) 0.25
在對(duì)傳動(dòng)滾筒建模時(shí)，軸是通過脹套與滾筒作用，而脹套只有極小的變形量，因此可將軸和脹套作為一個(gè)整體剛體，此剛體直接與滾筒接觸受力。此外，將筒殼、輻板輪轂以及加強(qiáng)環(huán)焊接而成的部件作為一個(gè)連續(xù)的整體進(jìn)行簡(jiǎn)化，將筒殼和包膠作為一個(gè)整體進(jìn)行簡(jiǎn)化。應(yīng)用有限元分析軟件中強(qiáng)大的面接觸分析模塊模擬傳動(dòng)滾筒在受力情況下與軸接觸時(shí)的應(yīng)力應(yīng)變。
在載荷模擬建模時(shí)，假設(shè)輸送帶在滾筒上的圍包角為α，兩端輸送帶的張力差值為（Sin-Sout），這個(gè)差值產(chǎn)生的扭矩即為滾筒軸上的扭矩。由歐拉公式可知，在整個(gè)圍包角（0＜θ＜α）內(nèi)，輸送帶上任意一點(diǎn)的張力Sθ=Souteμθ。在任意微小角度 dθ內(nèi)，輸送帶對(duì)滾筒表面的周向壓力dS，角度dθ所對(duì)應(yīng)的受壓面積dA，相應(yīng)的滾筒在利用弧內(nèi)表面周向壓力。
在靜態(tài)動(dòng)力學(xué)模擬分析中，通過剛體軸對(duì)滾筒連續(xù)體的接觸模擬脹套對(duì)輪轂的預(yù)緊力，而筒殼所受輸送帶的摩擦力以及滾筒運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)由于角速度產(chǎn)生的慣性力可以得到簡(jiǎn)化。
經(jīng)過有限元分析，可以得到滾筒的應(yīng)力最大值為114.8 MPa，應(yīng)變最大值為0.503 mm，其等值應(yīng)力云圖和等值應(yīng)變?cè)茍D如圖所示（放大顯示系數(shù)為400倍）。
由圖看出，傳動(dòng)滾筒應(yīng)力最大值出現(xiàn)在載荷正下方的加強(qiáng)環(huán)內(nèi)環(huán)位置，應(yīng)變最大值出現(xiàn)在遠(yuǎn)離載荷處、加強(qiáng)環(huán)兩側(cè)的筒體下半部。
校核加強(qiáng)環(huán)的強(qiáng)度與撓度。加強(qiáng)環(huán)材料為Q235（屈服強(qiáng)度σ=235 MPa），根據(jù)安全要求，滾筒所受應(yīng)力最大值必須小于材料屈服強(qiáng)度的70%，即164.5 MPa。
因此該傳動(dòng)滾筒符合強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。
根據(jù)安全要求，滾筒的撓度必須小于[γ]。
輻板間距L=1460 mm，則[γ]=0.584，現(xiàn)γmax=0.503<[γ]，因此該傳動(dòng)滾筒滿足剛度設(shè)計(jì)要求。
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