煤矿井下胶带输送机传动滚筒优化探究

刘利云

（山西焦煤集团霍州煤电鑫钜煤机装备制造有限责任公司研究所， 山西 霍州 031400）

引言

胶带输送机是煤矿井下主要运煤设备之一，具有结构简单、运行平稳、管理维护方便等优势，能够实现长时间、大荷载、不间断运输。而传动滚筒作为电力拖动、摩擦传动的第一传输单元，其结构和型式优化对系统性能和后期维护极其重要。

1 传动滚筒结构

胶带输送机的传动滚筒部分结构如图1所示。

图1 传动滚筒结构示意图

由上图可知，传动滚筒主要是通过轴、筒体和加强环来传递动力的。就目前而言，根据井下胶带输送机胶带长度、荷载重量及滚筒功率的大小来确定滚筒数量。其中单滚筒胶带输送机目前应用最为广泛，以某矿为例，其主要技术参数如下：物料粒度为0～300mm，物料散状密度 γ=0.9 t/m3，水平机长Lh=163.600 m，提升高度H=76.288 m，胶带宽度B=800mm，胶带速度V=2.5 m/s，运输能力Q=290 t/h，倾斜角度α＝25°，受料点只尾部一个。

2 项目分析

结合现场胶带输送机的工况条件和实际经验，影响传动滚筒功效和寿命的主要因素包括胶带倾角、胶带宽度、圆周力和轴功率等。

2.1 胶带倾角

矿用胶带输送机传动滚筒允许的最大倾角与物料、堆积密度关系如表1所示：

由表1可得，井下顺槽巷道胶带输送机滚筒设计为20°～22°左右，盘区大巷输送机滚筒设计为15°～16°左右，地面上仓皮带机洗煤厂等区域的角度应控制在18°左右。

表1 带式输送机最大输送角度

2.2 胶带宽度

胶带的宽度取决于物料的粒度、性质、运量和带速。根据传动滚筒功率和现场运输能力需求，初选带宽，采用60°深槽角的槽形幅板组，并对其运输能力进行校核。运输能力计算公式如下：

式中：Im为输送机运输能力，t/h；S为胶带输送机上方物料的最大横截面积，m2；v为带速，2.5 m/s；k为倾斜输送机面积折减系数；γ为物料松散密度，900 kg/m3。

参考MT/T467—1996《煤矿用带式输送机设计计算》[1]，如表2所示，可知当带式书动机最大倾角为22°时，对应胶带面积折减系数k=0.76。

传动滚筒对应幅板的安装设计如图2所示。

表2 传动滚筒对应胶带面积折减系数k

图2 传动滚筒对应幅板安装示意图

其槽形截面（最大装料断面）的面积S（即S1、S2、S3三面积之和）按MT/T467—1996《煤矿用带式输送机设计计算》[1]计算。

当带宽为b=0.8 m，L1=0.25 m，θ=22°时，代入上式，可得：S=158563.27mm2≈0.15856 m2

根据公式（1），代入数据计算得:Im=1284.37 kg/s≈356.77 t/h。

参考MT/T467—1996《煤矿用带式输送机设计计算》，要求倾角22°时带式输送机每小时输送能力不得低于 290 t/h，356.77 t/h＞290 t/h，

因而带宽取800mm可满足运输能力需求。

3 滚筒设计

根据以上工况因素分析可知，在荷载一定的情况下，传动滚筒的使用效率与胶带倾角、胶带宽度、圆周力和轴功率存在一定关系。而实际使用中传动滚筒出现物理损坏，主要还是轴与筒体、接盘等区域发生形变，因此要提高滚筒的轮毂强度和传递力矩，必须选择最佳的滚筒直径。

3.1 传动滚筒直径

参考MT/T467—1996《煤矿用带式输送机设计计算》，传动滚筒直径公式为：

式中：C0为确定最小滚筒直径的计算系数，δ为滚筒带芯厚度。

根据现场实测及设计标准，当C0取150，δ取0.0035 m 时，D=0.525 m[2]。

对输送带受压表面的面比压力进行校核，即：

式中：Sy为传动滚筒的紧边输送带张力，N；t为钢丝绳芯输送带的钢丝绳间距，mm；B为初选带宽，mm；[p]为受压表面的许用面比压，一般取[p]=106N/mm2；d为滚筒钢丝绳直径，mm。

根据现场实测数据，当Sy=S1=62178 N，t=10mm，初选带宽B=800mm时，参考MT/T 467—1996可知d取3.5mm，则代入数据计算得D≥448mm。

因此，按滚筒直径系列应选用传动滚筒的最小直径525mm，但考虑到为主井皮带机，结合目前市场选型，确定滚筒直径为800mm。

3.2 传动滚筒静载计算

根据公式，传动滚筒承载分支幅板所受静载荷为：

式中：e为辊子载荷系数，取0.7；ltz为上幅板间距，取1.2 m；q为输送物料单位长度的质量，取32.22 kg/m；q0为输送带单位长度的质量，取16.4 kg/m。将数值代入公式计算得P0=457.4 N。

经查，上幅板直径为Φ119mm，幅板长l=315mm，轴承为4G205，承载能力为2370 N，因而上幅板能满足静载荷要求；

回程分支幅板（平幅板）所受静载荷计算公式为：

式中：e为辊子载荷系数，取1，ltk为下幅板间距，取3m。将数值代入公式计算得P0=482.2 N。

经查，下幅板直径为Φ119mm，幅板长l=950mm，轴承为4G205，承载能力为1530 N，因而下幅板能满足静载荷要求。

3.3 动载计算

根据公式，承载分支幅板所受动载荷为：

式中：fs为运行系数；fd为冲击系数；fa为工况系数。

根据下页表3其中fs可取1.2，下页表4fd可取1.32，下页表 5fa可取 1.0[3]：

则P0'=P0×fs×fd×fa=572.4×1.2×1.32×1.0=906.7 N＜2370 N。

回程分支滚筒所受动载荷Pu'=Pu×fs×fa=482.2×1.2×1.0=578.64 N＜1530 N。

承载分支、回程分支的动载荷均能满足要求。

综合以上计算结果表明：按滚筒直径系列传动滚筒直径选为800mm时传动效率最佳；当上幅板直径为Φ119mm，幅板长l=315mm时，传动滚筒承载能力为2370 N；当下幅板直径不变，幅板长l=950mm时，传动滚筒的承载能力为1530 N；回程分支滚筒所受动载荷为578.64 N。

表3 运行系数fs

表4 工况系数fa

表5 冲击系数fd

4 结语

通过对传动滚筒受力影响因素分析，对优化调整直径后幅板静载、动载荷计算可知，优化直径和幅板间距，能够很大程度减少了幅板的轴向受力，避免在长时间交变应力下滚筒造成的不必要损耗。此方法可对大倾角胶带的传动滚筒、改向滚筒和胀紧滚筒进行全面改善，进一步明确传动滚筒直径、接盘支点和幅板厚度的最佳工况参数，为滚筒面应力分布和变形偏移分析提供数据参考。