【文章內(nèi)容簡介】 接參數(shù)選用不當(dāng)，焊接處清洗不凈，焊縫處未焊透以及焊后不進(jìn)行熱處理或熱處理不當(dāng)，造成焊接殘余應(yīng)力過大等。（1）裂紋產(chǎn)生原因 ①圓周焊縫拘束應(yīng)力過大 輻板與輪轂、輻板與筒體連接處焊縫均為圓周封閉焊縫，焊接過程中產(chǎn)生的應(yīng)力，焊接結(jié)束后隨溫度降低，焊縫收縮，徑向殘余應(yīng)力不斷加大，超過焊縫抗拉極限，焊縫中間或焊趾熱影響區(qū)附近產(chǎn)生沿圓周方向裂紋。②輪轂、筒體與輻板材料不一致 傳動(dòng)滾筒結(jié)構(gòu)中，輪轂材質(zhì)常ZG230~450 或ZG20Mn5V。筒體一般為優(yōu)質(zhì)碳素鋼或無縫鋼管。輻板采用鋼板或鑄鋼結(jié)構(gòu)，Q235A或ZG20Mn5V。鑄件成份得不到保證，常出現(xiàn)碳含量高及其他有害元素超標(biāo)的情況。輻板材料為鋼板，如焊接工藝措施不到位，焊縫可能出現(xiàn)裂紋。③焊縫有明顯的應(yīng)力集中 由于焊接接頭形式、坡口形式、熔透情況、焊縫截面形狀等原因可能使焊縫處于較大的應(yīng)力集中區(qū)域，而應(yīng)力集中是降低焊接接頭和結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度的主要原因。應(yīng)力集中的存在有可能導(dǎo)致滾筒在焊接制造中產(chǎn)生裂紋或在使用中裂紋擴(kuò)展。④焊接工藝參數(shù)選擇不當(dāng)或操作者熟練程度不夠 焊接工藝參數(shù)直接影響到焊接過程的連續(xù)性、穩(wěn)定性，從而對裂紋的產(chǎn)生起到一定的作用。在手工或半自動(dòng)電弧焊接中幾乎所有焊接缺陷的產(chǎn)生都與焊工的操作水平有關(guān)。（2）消除措施①優(yōu)化筒體焊接結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)為減小應(yīng)力集中，焊縫表面最好為凹面，向母材表面應(yīng)圓滑過渡。接頭和坡口形式根據(jù)實(shí)際情況選擇；輻板上開合適的減輕孔能有效的降低焊縫處的約束應(yīng)力，同時(shí)還可提高輻板的剛性。開口數(shù)量一般在3 個(gè)以上。鑄焊結(jié)構(gòu)能有效的解決輻板與筒體及輪轂連接焊縫的裂紋問題；②優(yōu)化滾筒焊接工藝輪轂、輻板和筒體的材料不一致時(shí)，可在較硬的含碳量高的輪轂表面堆焊過渡層；選用抗烈性較好的堿性焊條。工藝上通常采用預(yù)熱工件或?qū)ΨQ同時(shí)施焊等措施；焊后整體加熱失效處理或局部加熱緩慢冷卻的方法能有效去除殘余應(yīng)力。③加強(qiáng)檢驗(yàn)手段，射線或超聲波探傷。此外，加強(qiáng)操作者的技術(shù)培訓(xùn)，提高操作技能，也是防止?jié)L筒裂紋的重要環(huán)節(jié)。 滾筒許用應(yīng)力的確定筒體的材料通常是Q235A 鋼，鑄造接盤多用ZG20Mn5V, Q235A 鋼的厚度在20mm~40mm 時(shí)， MPa， =400MPa。從理論上分析可知筒體和接盤所受的應(yīng)力是變化的，且實(shí)踐證明多數(shù)滾筒的失效都是在沒有明顯變形的情況下造成裂紋。設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)，都是按照靜強(qiáng)度的方法來計(jì)算，或按照與疲勞強(qiáng)度等效的靜強(qiáng)度計(jì)算。安全系數(shù)是一個(gè)比較復(fù)雜的問題。它主要取決于下列幾種因素：（1）原材料的穩(wěn)定情況，包括材料性質(zhì)，原材料尺寸變化，制造工藝的穩(wěn)定性等。（2）計(jì)算的精確度，包括外載荷，以及應(yīng)力計(jì)算的精確程度。（3）零件的重要程度。根據(jù)滾筒的具體情況，其原材料和制造工藝都比較穩(wěn)定，計(jì)算精度為中等，又是屬于比較重要的零部件，~。目前，我國各廠家常取Q235A 的許用應(yīng)力[σ]=140MPa，~ 之間。亦可以取材料的脈動(dòng)疲勞極限為(~) [σ] 。這樣計(jì)算出的許用應(yīng)力與上述相近。但考慮到滾筒在成形或安裝時(shí)，會(huì)有局部凹陷的現(xiàn)象，故有人建議按上述方法計(jì)算出滾筒厚度后再加上2mm~3mm。滾筒的焊縫的許用應(yīng)力至今無統(tǒng)一認(rèn)識(shí)，設(shè)計(jì)中可以參照滾筒母材的許用應(yīng)力或參照結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)規(guī)范選取。在滾筒上焊縫截面的變化處均有應(yīng)力集中，焊接處如不經(jīng)退火也會(huì)有殘余應(yīng)力存在。未經(jīng)處理的焊縫中心的殘余應(yīng)力，其值可達(dá)到屈服極限，當(dāng)它與工作應(yīng)力疊加時(shí)，造成平均應(yīng)力增加。這樣就大大降低許用疲勞強(qiáng)度。消除的辦法是用退火、振動(dòng)和錘擊，以及火焰烘烤等，另外也可以采用預(yù)熱法。為了減少滾筒接盤與筒體焊接處的應(yīng)力，在保證輪轂有足夠強(qiáng)度的情況下，可以適當(dāng)減小輪轂直徑和提高軸的直徑，為此宜采用較緊的脹套連接將輪轂壓裝在軸上。 傳動(dòng)滾筒結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 傳動(dòng)滾筒最小直徑的確定在帶式輸送機(jī)的設(shè)計(jì)中，選擇滾筒的主要指標(biāo)的是滾筒直徑。選用大直徑的滾筒對輸送帶使用有利。但是，當(dāng)滾筒直徑增大后，傳動(dòng)滾筒的質(zhì)量、驅(qū)動(dòng)裝置減速器的減速比、減速器的質(zhì)量和尺寸都需要相應(yīng)增大。選擇滾筒直徑主要考慮以下因素：（1）輸送帶繞過滾筒時(shí)輸送帶的彎曲應(yīng)力；（2）輸送帶發(fā)生彎曲的頻次（與導(dǎo)繞方式、繞過滾筒的數(shù)目、運(yùn)距和速度有關(guān)）；（3）輸送帶與滾筒面間的最大或平均比壓；（4）輸送帶許用強(qiáng)度利用率（簡稱為RMBT，它是輸送帶最大張力與輸送帶許用張力之比的百分?jǐn)?shù)）；（5）輸送機(jī)的安裝地點(diǎn)和使用條件（例如：地面、井下、露天、移動(dòng)、固定等）；（6）包膠和包膠的變形量。輸送帶許用比壓的滾筒直徑： （31）式中： [P] — — 輸送帶許用比壓， 鋼繩芯帶[P] = ， 尼龍和聚酯帶[P] =，帆布膠帶[P] =α ——輸送帶圍包角，rad； ——輸送帶繞入端張力，N； ——輸送帶繞出端張力，N。在鋼絲繩下的比壓較大，在鋼絲繩下輸送帶區(qū)域相應(yīng)允許較大的比壓，在鋼絲繩下比壓所限制的最小滾筒直徑 (32）式中 p ——鋼絲繩間距，mm； ——鋼絲繩直徑，mm；[ p′] ——鋼絲繩下輸送帶許用比壓，[ p′] =。 筒體的厚度筒體的厚度取決于滾筒的直徑、筒體長度、輸送帶張力、制動(dòng)時(shí)的磨損等因素。關(guān)于筒體厚度的計(jì)算十分困難，并且一般計(jì)算值偏小。但考慮到耐磨損等因素，筒體的厚度一般都取得較厚。在確定筒體的厚度后，要對筒體的強(qiáng)度進(jìn)行驗(yàn)算。由于筒體受法向和切向載荷，并且載荷的大小沿滾筒圓周方向是變化的，目前，關(guān)于筒體的計(jì)算尚無準(zhǔn)確的計(jì)算方法。有限元計(jì)算雖然可以相對給出較為準(zhǔn)確的計(jì)算結(jié)果，但是由于沒有帶式輸送機(jī)滾筒計(jì)算程序，只能對個(gè)別的滾筒進(jìn)行有限元分析[10]。 所示。筒體在軟輻板時(shí)最大應(yīng)力產(chǎn)生在筒體的中部、筒體厚度的外部，一般情況下應(yīng)力可用下式近似計(jì)算；筒體的軸向應(yīng)力： （33）筒體的周向應(yīng)力： （34）式中 ： L ——兩輻板中心線間距；t ——筒體厚度； ——軸向系數(shù)； ——周向系數(shù)，查相關(guān)軸向、周向系數(shù)表可得。 大型帶式輸送機(jī)滾筒筒體厚度[10] 筒體上的周向力和軸向力 一般只校核就可以了，許用的可用的數(shù)值為：啟動(dòng)時(shí)90MPa；正常運(yùn)行時(shí)60MPa。計(jì)算結(jié)果與許用應(yīng)力差別較大時(shí)，應(yīng)調(diào)整結(jié)構(gòu)參數(shù)，但不許超過許用應(yīng)力，直到接近許用應(yīng)力為止。 傳動(dòng)滾筒軸直徑的計(jì)算。（1）按疲勞強(qiáng)度（壽命）計(jì)算[15] （35）式中 ——軸承中心到輪轂中心（脹套）的距離； ——輪轂和軸采用脹套連接方式時(shí)，為脹套工作長度，否則 =0；P ——作用在軸上的載荷， ；W ——抗彎截面模量，；M ——合力產(chǎn)生的扭矩，；Wn ——抗扭截面模量， ； [σ] ——許用應(yīng)力， ；其中 ——考慮特征系數(shù)和應(yīng)力集中后的疲勞極限； ——疲勞安全系數(shù)；根據(jù)上式，滾筒軸直徑d 為： (36）（2）按剛度計(jì)算（撓度法） （37）式中 f ——軸彎曲產(chǎn)生的撓度，取 ； ——兩軸承中心線間距；E ——材料彈性模量；I ——軸慣性矩， 根據(jù)上式，滾筒軸直徑為： （38）由以上兩式求出滾筒軸直徑，取其中較大值為設(shè)計(jì)值。 輻板厚度的確定輻板厚度的計(jì)算式為： （39）式中 h ——輻板厚度； ——輻板處滾筒軸的轉(zhuǎn)角， =1/1000rad； ——軸承到輪轂間距； K ——與半徑比率有關(guān)的無因次系數(shù)， （310）其中 R ——內(nèi)外徑比率系數(shù)， ； ——輻板內(nèi)徑，即輪轂外徑； ——輻板外徑，即筒體內(nèi)徑， 所示。圖 等截面輻板上式是焊接結(jié)構(gòu)滾筒輻板等厚時(shí)，確定了轉(zhuǎn)角 后，根據(jù)材料力學(xué)及彈性力學(xué)的有關(guān)知識(shí)推導(dǎo)出來的。當(dāng)滾筒為鑄焊結(jié)構(gòu)時(shí)，上式所確定的輻板厚度，可以看作輻板中徑截面厚度。為了確定轉(zhuǎn)角 ，必須首先確定軸和輻板的力矩分配系數(shù)X ， X 的具體計(jì)算將在下一節(jié)中詳述。X ~ 內(nèi)取值，對于焊接結(jié)構(gòu)滾筒，直徑小于1000mm，輻板為剛性， X =~；對于鑄焊結(jié)構(gòu)滾筒，直徑大于1000mm，輻板為柔性時(shí)，X =~。 （311）輻板的厚度確定是一項(xiàng)比較復(fù)雜的工作，按式（39）求出輻板厚度后，還必須進(jìn)行應(yīng)力分析，才能最終確定。等厚度輻板危險(xiǎn)應(yīng)力點(diǎn)在輻板內(nèi)徑上。對輻板來說，徑向應(yīng)力和周向應(yīng)力就是主應(yīng)力（在極坐標(biāo)下），可由下式得出： （312）式中 而ω (r,θ ) 是極坐標(biāo)下輻板中心面位移表達(dá)式： （313） 經(jīng)分析當(dāng)θ =0 或 時(shí)， 、 為最大值，此時(shí)，輻板的主應(yīng)力為： （314）校核輻板強(qiáng)度時(shí)，只需校核即可。根據(jù)彈性力學(xué)理論，輻板在彎曲力矩 的作用下，其轉(zhuǎn)角 可以表達(dá)為： （315）式中 G ——輻板彎曲剛度，；ε ——材料的泊松比。將式（315）帶入（314）可得： （316）因，最大主應(yīng)力在輻板內(nèi)徑上，即發(fā)生在 ，θ = 0 的位置上。為了確定 最大時(shí)的相應(yīng)輻板厚度h ，由式（316）和式（315）得： （317）式中 將上式（317）帶入式（316）并求導(dǎo)得： （318）即 時(shí)， 最大。因此，在確定輻板厚度時(shí)，應(yīng)確保 ，以提高滾筒壽命。 滾筒軸與輻板間的力矩分配軸與輻板間的力矩分配取決于滾筒上各個(gè)組成部分的剛度。因而需要首先計(jì)算每一部分的剛度系數(shù)。（1）軸的剛度系數(shù) （319）式中 ——兩軸承中心線間距。（2）筒體的剛度系數(shù) （320）式中 ——筒體的慣性矩， （3）脹套的剛度系數(shù)脹套的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，不易計(jì)算出剛度系數(shù)，可以用間接的方法得到。首先有一個(gè)預(yù)先測定的脹套的剛度系數(shù)，根據(jù)相似理論計(jì)算出所選定的脹套的剛度系數(shù)。設(shè)預(yù)先測定的脹套的剛度系數(shù)為 ，外徑為 ，內(nèi)徑為 ，長度為 ；所選定的脹套的外徑為 ，內(nèi)徑為 ，長度為 ，剛度系數(shù) 為： （321）（4）輻板的剛度系數(shù) （322）無因次系數(shù)K 可根據(jù)上節(jié)的計(jì)算方法計(jì)算。（5）彎矩分配系數(shù)彎矩分配系數(shù)X 是輻板所受彎矩F M 與總彎矩A M 的比。 （323）式中 ：當(dāng) ， 時(shí)， 這是一種極限情況，由此可以看出：輻板的剛性越大，X 值越大，當(dāng) 時(shí)，所有的彎矩全部由輻板來承擔(dān)。作用到脹套上的彎矩可由彎矩分配系數(shù)X 和總彎矩 確定。一般輻板剛性較大，滾筒直徑較小，輻板過渡到筒體的區(qū)域后，筒體越長，X 值越大。而軸的剛性較大，軟性輻板（大滾筒直徑，薄輻板，滾筒越短）時(shí)，X 值越小。式中 ——軸的長度，mm。作用在軸上的彎矩為：輻板徑向彎曲應(yīng)力： 輻板軸向彎曲應(yīng)力： 切應(yīng)力： （324）其中 輪轂尺寸的確定（1）輪轂的內(nèi)徑可根據(jù)脹套的外徑確定；（2）輪轂的寬度 要滿足脹套的要求，采用脹套連接時(shí)，；采用過盈連接時(shí)，；（3）輪轂直徑（外徑）輪轂根據(jù)工作要求而定，即