工业区
带式输送机基础载荷计算方式！
近15年来，国外对带式输送机相关理论的研究取得了很大进展，带式输送机主要部件的技术性能也明显提高，为带式输送机向长距离、大型化方向发展奠定了基础。随着对长距离带式输送机的可靠性和经济性要求的不断提高，其设计观点也在逐步发展。先进的设计观点，是以国际标准ISO 5048和德国工业标准DIN 22101为基础，设法减小运行阻力，合理确定输送带的安全系数，采用可控起、制动装置平稳起、制动，利用输送带粘弹性理论进行动态分析，对输送机进行工况预测和优化。
1 采用高精度托辊和高性能输送带减小运行阻力
带式输送机的主要阻力是由托辊旋转阻力和输送带前进阻力组成的。国外的试验研究表明，托辊旋转阻力和输送带压陷阻力占主要阻力的50％～85％，平均值为70％。因此，提高托辊精度和输送带性能，可以有效减小运行阻力。近10年来，托辊的结构形式推陈出新，特别是采用高性能的专用轴承和高精度的密封圈，有效地降低了托辊的旋转阻力。与此同时，输送带的面胶和芯胶材料也不断更新，使输送带既有一定的成槽性，也有一定的胶面硬度和耐磨性，有效地减小了输送带的压陷阻力，按照现行标准，主要阻力采用模拟摩擦系数，厂值进行估算。DIN标准和ISO标准建议，在通常工况下，f取0.017～0.020；按国内设计经验，f通常取0.020～0.025。研究表明，按现行标准推荐的模拟摩擦系数f值计算的主要阻力，在多数情况下偏大，较大程度地影响了输送机的经济性。
FHo=(FRo Fgo)／q。
式中 FHo— 上分支主要阻力
FRo— 上分支托辊的旋转阻力
FEo —上分支输送带的压陷阻力
qo— 系数，取0.5≤qo≤0.85，平均值为 q0=0.7
Fhu=(FRu FEu。)／qu。
式中 FHu— 下分支主要阻力
FRu— 下分支托辊的旋转阻力
FEu — 下分支输送带的压陷阻力
qu — 系数，取qu=0.9
新标准中主要阻力的计算，是以上下分支托辊的旋转阻力和输送带的压陷阻力为基础的。对于长距离带式输送机，主要阻力对整机影响很大，应预先测定所用托辊的旋转阻力和输送带的压陷阻力，才能比较准确地计算输送机的主要阻力。在托辊旋转阻力和输送带压陷阻力未知的情况下，新标准给出了模拟摩擦系数，f的参考值。通常工况下，f=0.010～0.020；恶劣工况下，f=0.020～0.040。
需要说明的是，标准中推荐的f值，适用于上托辊间距1.0～1.5m、下托辊间距2.5～3.5m的情况。减小托辊间距，f值可以减小，但阻力总值 通常会增大，一般是不可取的。对于长距离带式输送机，国外通常采取增大托辊间距的方法，降低阻力总值。上分支托辊间距可增大为2.5～5.0m，下分支托辊间距可增大为5～10m。但是，这种设计要有充分的动态分析作为基础，以确保输送机运行可靠。
2 合理确定输送带的安全系数
输送带的安全系数，对带式输送机的经济性和可靠性影响很大，也是众多学者研究的重点。现行标准以输送带的额定破断强度为基础，综合考虑疲劳强度的大幅降低、由弯曲和伸长导致的强度下降、接头强度损失、起制动工况下动态张力的增加等因素，给出输送带的安全系数。例如，DIN 22101—1982标准建议，钢绳芯输送带的动态安全系数为4.8～6.0，稳态安全系数为6.7～9.5。其实，这种以输送带额定破断强度为基础的安全系数表示法很不直观，且在概念上容易引起误导。实际工程要求输送带的疲劳强度，在满足工况最大张力的基础上，具有适当的安全系数。20年前的研究认为，钢绳芯输送带在脉动循环10 000次以后的疲劳强度，是其额定破断强度的36％，在此基础上，标准给出了上述安全系数值。
近十几年来，国外对输送带疲劳强度的试验研究表明，通过改进钢绳芯输送带的制造工艺和接头工艺，对于St 6000以下的钢绳芯输送带，其疲劳强度提高45％～55％。这样，可使DIN标准中推荐的动态安全系数减小到3.8～4.8，稳态安全系数减小到5.4～7.6。DIN 22101—1998(草案)标准，引入了输送带疲劳强度的概念，在此基础上，提出了与接头有关的输送带安全系数So和与寿命及工况有关的输送带安全系数S1。
则 KN,min=Kt／Kt,rel=KK,maxS/Kt,rel
式中 KN,min——输送带最小额定破断强度
Kt--—具有安全系数的输送带疲劳强度
Kt,rel——输送带疲劳强度与额定破断强度的比值，一般取0.45～0.55
Kk,max——槽形输送带最大边缘张力
当Kt,rel=0.45时，KN,min=KN,min×(3.33～5.1)
相关文章