机械毕业设计1514新型免胀套免键联接等强度滚筒研制成稿.docx
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机械毕业设计1514新型免胀套免键联接等强度滚筒研制成稿
新型免胀套、免键联接等强度滚筒
项目研制报告
第一章项目研制背景
第一节滚筒的市场分析
第二节滚筒驱动带式输送机常见故障
第三节研制单位简介
第二章滚筒的理论研究
第一节滚筒的受力分析
第二节滚筒结构的设计计算
第三节带式输送机滚筒参数的确定
第四节常见滚筒的失效形式和改造措施
第三章新型免胀套、免键联接等强度滚筒的特点
第一节新型滚筒的特点
第二节滚筒焊接工艺的改进
第三节密封结构设计
第四节常见滚筒轴的失效及更新设计
第四章新型免胀套、免键联接等强度滚筒的社会经济性效益分析
第一节社会效益
第二节经济效益
第五章总结
第一章项目提出背景
第一节滚筒的市场分析
胶带输送机是连续输送设备中一种常见的、最为通用的机械,被广泛地应用于冶金、煤炭、化工、建材等工业部门中的矿山开采、原料粉磨、煅烧、堆运等现代化生产中,起着实现各生产环节的连续性和自动化的作用,大大提高了劳动生产率,减轻了劳动强度。
它与其他输送设备比较,具有工作平稳可靠,操作维护方便,物料适应范围广,输送距离长,运转费用低等优点。
滚筒是胶带输送机上重要的组成部分,胶带输送机使用寿命的长短与滚筒密切相关。
胶带输送机在各国都已实现了标准化、系列化。
我国现行各部门使用最多的是DT-75系列胶带输送机。
根据国家“十五”计划的要求,起重运输行业要向大型化、高效率化、无保养化和节能化发展。
目前,世界上带式输送机最大带宽达3.2米,输送能力最大为3.7万吨/时。
在当今的起重运输机械行业,尤其看好长距离、大运量的DX高强度胶带输送机。
尽管近年来胶带输送机行业高速发展,从六十年代的十几家发展到现在的100多家,仍不能满足国家经济建设发展的需要。
根据当前情况来看,由于我国工业高速发展,电力匮乏现象一直不能缓解,仅今年国务院已经批准和需要批准的火电项目就达近5000万千瓦,相当于要建设规模为60万千瓦的电厂83个,按常规计算,每个电厂需要胶带输送机的价值为1200万元,那么建设这些电厂需要的胶带输送机的数量就是66400多万元,其中滚筒的价值约为24600万元,折合滚筒数量为4多万只。
再加上每年更新换代的滚筒按500家电厂,每个电厂需要80只计算,还需要滚筒近4万只。
再加上煤炭、港口、码头、矿山、建材水泥行业、钢铁厂、粮食行业的滚筒需求量,整个中国的需求量约为50多万只,折合人民币为30亿多元。
可以说市场是相当广阔的。
第二节滚筒驱动带式输送机常见故障
带式输送机常见的故障原因及危害,以及故障的预防措施分述如下。
1.2.1故障原因及危害
(1)托辊损坏.托辊是带式输送机的主要部件,起着支撑输送带的作用,遍布整个机身,数量多。
托辊损坏是最常见的故障,现场托辊损坏的现象非常普遍,有的还很严重。
资料表明,损坏的托辊对输送带的阻力是转动灵活托辊的30倍,大量托辊损坏后将会急剧的增大牵引阻力并可能引起输送带磨损加剧、撕带、打滑、甚至输送带着火等严重事故。
(2)输送带跑偏.输带送跑偏也是常见危害较大的故障,是现场管理中比较棘手的问题。
造成输送带跑偏的因素较多,主要有:
机身中心、机头中心和机尾中心偏离;托辊调节不正常;巷道变形,机身倾斜,机架变形;装载不正;输送带接头不正;输送带质量差,受张力程度不一样;托滚上粘结物料、托辊表面不平等;滚筒上粘煤,滚筒倾斜、变形.
输带送跑偏后果是严重的,主要有以下几个方面:
造成机尾处大量积煤,使输送带在滚筒上严重跑偏,影响输送机的正常运转,甚至噎死输送带造成打滑酿成重大事故。
部分煤洒落在巷道内,造成输送带拖地运行.输送带跑偏,将磨损机架,使机架损坏;输送带跑偏增大了运行阻力,使负荷增大,缩短了输送机的使用寿命。
(3)输送带打滑。
带式输送机输送带围包在传动滚筒上,依靠滚筒与输送带的摩擦力来驱动输送带运行。
摩擦力有一个限度,不能任意增大,当传动滚筒相遇点与分离点的输送带张力差大于滚筒与输送带间的极限摩擦力时,就会发生输送带在滚筒上打滑而不能正常工作的现象。
影响摩擦力的因素有输送带张力、输送带在驱动滚筒上围包角、驱动滚筒和输送带的摩擦系数等。
造成输送带打滑的主要原因有:
输送带过载;输送带与传动滚筒之间摩擦系数减小,输送带与传动滚筒的接触面侵入水和水煤泥;输送带的张力减小;驱动滚筒的包胶磨损严重。
输送带与传动滚筒之间摩擦系数减小从而使输送带打滑。
输送带打滑不仅能够损坏输送带,影响生产,而且还可能造成滚筒与输送带摩擦起火。
(4)输送带撕裂
输送带撕裂分纵向和横向两种形式。
纵向撕裂能造成大量输送带报废,现场中能一次撕坏几百米输送带的现象并不罕见,造成的经济损失极为严重;横向撕裂常常会造成断带而影响生产,对于大倾角钢丝绳芯带式输送机,甚至会因输送带下滑造成机毁人亡的重大事故。
(5)机头堆煤
机头堆煤是指带式输送机的卸载,将前一部输送机机尾和本部输送机机头埋没、甚至堵塞巷道的现象。
1.2.2故障的预防
依靠科技进步,生产出质优价廉、坚固耐用的输送机,就要开发新型高效的易损件如新型托辊、滚筒、皮带等以延长整机的使用寿命。
提高职工素质,抓好制度落实;及时地高质量地搞好检查维护;为带式输送机运行创造一个好环境,加强带式输送机运输管理。
第三节研制单位简介
焦作三岛输送机械有限公司是日本中外通商株式会社和中国焦作起重运输机械有限责任公司联合投资,引进日本NC公司的全套工艺技术建成的专门生产带式输送机、托辊、滚筒的专业厂家。
每年生产托辊、滚筒50万只。
中国焦作起重运输机械有限责任公司是中国带式输送机协会的副理事长单位。
已有40余年的带式输送机的生产经验,工艺技术成熟,生产经验丰富。
自1985年来生产的产品一直保持部优产品称号。
1999年获得中国新时代质量体系认证中心颁发的《质量体系认证证书》,2002年8月又顺利通过2000版质量体系认证,获得2000版《质量体系认证证书》(GB/TI9001-2000标准)(注册号为:
0502Q10363R1L)。
该公司产品一直是国家多项重点工程的配套产品。
我公司产品除了供应国内市场外还大量出口英国、美国、南非、东南亚、阿拉伯国家。
中国加入WTO以后,公司为了适应市场的需要,积极引进、消化、吸收在世界带式输送机行业享有盛誉的日本NC公司成熟的、先进的托辊、滚筒工艺技术生产,按照日本NC标准生产的托辊经日本NC公司检测,全部达到日本NC标准(承载托辊的径向跳动均保证在0.5毫米以下,使用寿命在5万小时以上),已经在国内带式输送机市场上占着举足轻重的位置,生产出的高品质的托辊产品,已经进入国家托辊高端市场(如山东日照港、马鞍山钢铁厂、华润常熟电厂等),并开始向日本本土出口。
2001年3月同日本石川岛播磨重工株式会社、日本株式会社三井三池制作所、日本输送机株式会社三家公司开始合作,每年向日本出口优质托辊10万余只。
我公司生产的托辊已经在日本住友金属、日本新日铁等多家公司使用,运转平稳,反映良好。
我公司滚筒的生产也取得了丰硕成果,在吸收日本三岛公司先进生产技术的基础上,开发出了具有中国特色的新型免胀套、免键联接等强度滚筒,该产品与国内其他同类产品相比结构和生产工艺发生了根本性的改变,使产品价格、使用寿命、节约能耗等方面都有了飞跃性的提高,处于国内外领先水平。
第二章滚筒的理论研究
第一节滚筒的受力分析
滚筒是带式输送机的主要部件,滚筒的使用寿命严重地影响输送机的正常运转和生产,根据在输送机中的作用不同,滚筒分为传动滚筒与改向滚筒。
传动滚筒与改向滚筒在工作状态下的受力情况不同,要求结构也不同。
我们从滚筒的受力角度分析比较各类滚筒结构的使用情况。
2.1 受力分析
2.1.1式输送机的受力分析
带式输送机的传动原理可简化为普通带传动原理,传动带以一定的初拉力F0紧套在两个带轮上。
由于F0的作用,使带与带轮之间产生正压力。
传动带不工作时,带两边的拉力等于F0,如图2-1(a)所示,当传动带工作时,假设主动轮1以转速n1转动,带与带轮之间产生摩擦力Ff,而从动轮2在摩擦力Ff的作用下以转速n2转动,如图2-1(b),此时传动带两边的拉力发生相应变化,主动轮一边带被拉紧,其拉力由F0增加到F1,从动轮一边带被放松,拉力由F0减小到F2。
整个接触面上的摩擦力(即有效圆周力),Ff=F1-F2。
图2-1带传动工作原理
2.1.2带轮的受力分析
根据带传动的受力分析,作出工作状态下的带轮受力图,如图2-2所示。
主动轮在主动力(矩)Fp作用下以转速n1转动,此时主动轮所受的力为传动带所受的张紧力作用于其上的压力f0,摩擦力Ff,以及主动力(矩)Fp,如图2-2(a),从动轮所受的力为传动带作用于其上的压力f0,摩擦力Ff。
两轮受力情况相比,从动轮比主动轮少一个Fp。
图2-2带轮受力分析
2.1.3带式输送机传动滚筒与改向滚筒的受力特点
通过上述受力分析,认为带式输送机的传动滚筒相当于带传动中的主动轮,改向滚筒相当于带传动中的从动轮。
传动滚筒比改向滚筒多受一个主动力(矩)。
(1)常见滚筒结构的使用情况分析
①传动滚筒使用情况分析
在生产实践中,我们曾接触各类结构的传动滚筒。
图2-3(a)所示的滚筒结构简单、安装方便,但缺少轴向定位,使用效果差。
图2-3(b)、2-3(c)所示的滚筒,结构基本相同,加工安装方便,但无轴向定位。
中小型带式输送机大都采用这种类型的滚筒结构。
图2-3(d)所示的滚筒,结构简单,加工及安装方便,强度高,焊接变形均匀,应力小,使用寿命长,效果最好。
图2-3 传动滚筒结构
1.轴 2.螺钉 3.键 4.卷筒 5.螺母 6.轮毂
②改向滚筒使用情况分析
通常改向滚筒比传动滚筒受力小,在结构设计时可以比传动滚筒强度低。
但有时由于输送机的张紧形式不同,输送带作用于改向滚筒上的压力很大。
主强力带式输送机在使用过程中,由于该带式输送机在一改向滚筒处输送带张紧力大,作用于滚筒的压力大而使该滚筒压裂破坏,裂缝从一侧腹板焊接处沿轴向无规则裂至另一侧焊接腹板处。
为此,采取了加强措施,即增加卷筒的钢板厚度,在卷筒内侧均匀布置了几条沿轴向方向的加强筋并沿圆周方向增加环状加强筋,如图2-4所示。
图2-4
采取加强措施的滚筒由于增加了加强筋,使焊缝数量增加,从而使滚筒内部存在很大残余焊接应力,经过长时间使用损坏进一步加剧,因此必须采取相应的工艺保证措施,消除在焊接过程中产生的焊接应力,保证焊接滚筒质量。
这一实例说明,在进行改向滚筒的结构设计时,要计算输送带在各滚筒处的张力,对受力较大的改向滚筒,要增强滚筒强度,采取相应的工艺措施,保证焊接质量,从而保证滚筒的质量和使用寿命。
第二节滚筒结构的设计计算
2.2.1滚筒结构及载荷
滚筒按结构可分为焊接滚筒和铸焊滚筒2大类;按滚筒在带式输送机中的作用可分为驱动(主动)滚筒、非驱动(从动)滚筒2大类。
大功率
(>360kW)驱动滚筒采用铸焊滚筒,其余均可采用焊接滚筒。
焊接滚筒由筒体、幅板、轮彀、轴等组成;铸焊滚筒由底盘、中间筒体、轴等组成。
作用在滚筒上的基本载荷是胶带张力,它使滚筒及其零件弯曲变形,是进行滚筒强度计算的重要依据。
对驱动滚筒来说,所传递的扭矩也是一项主要载荷。
2滚筒结构设计及计算方法
2.1滚筒最小直径的确定
按照国际标准中的有关规定,滚筒直径根据胶带形式、强度、紧边和松边张力以及滚筒类型由下式确定:
式中D—滚筒直径,m(对于胶面滚筒指光筒直径)
S1—胶带紧边张力,kN
S2—胶带松边张力,kN
B—胶带宽度,m
α—胶带包角,rad
ρ许用传递能力,km2(帆布胶带P=20kN/M2,人造纺材芯胶带P=35kN/m2,钢绳芯胶带P=55kN/M2)
2.2滚筒轴直径的确定
滚筒轴受力见图2-5
图2-5滚筒轴受力简图
(1)按疲劳强度(寿命)计算
(2)
式中L—轴承至轮毅(锁紧器)距离
L3—滚筒体和轴采用锁紧器(胀套)联结方式时,为锁紧器工作长度,否则L3=0
P--1个轴承的载荷,P=(S1+S2)/2
W—抗弯截面模量,
p1—作用在轴上的力,P1=(S1-S2)/2
Wn—抗扭截面模量,Wn=πd3/16
[σ]一许用应力,
由式(3),(5),可求出2个滚筒轴直径,取其中转大值为设计值。
2.3幅板厚度的确定
幅板厚度的计算式为
式(6)是焊接滚筒幅板等厚时,确定了转Ө3后,根据材料力学及弹性力学的有关知识推导出来的。
当滚筒是铸焊结构时,式(6)所确定的幅板厚度,可以看成是幅板中径截面厚度。
为了确定转角Ө3,必须首先确定轴和幅板的力矩分配系数x
式中M—滚筒轴和幅板所承受的总弯矩,
M=P·L
Mo—滚筒幅板所承受的弯矩
x一般在0.1一0.4内取值,对于焊接滚筒,直径小于1000mm,幅板为刚性时,X=0.3一0.4;对于铸焊滚筒,直径大于1000,,幅板为软性时,x=0.15一0.25.
(7)
幅板厚度的确定,是一项比较复杂的工作,按式(6)求出幅板厚度后,还必须进行应力分析,才能最终确定。
等厚幅板危险应力点在幅板内径上。
对幅板来说,径向应力和圆周应力就是主应力(在极坐标下),可山下式得出
当采用锁紧器连接时P’就是锁紧器外环与轮彀间的压强,此时
求出轮彀外径后,还要进行强度校核,特别要校核轮彀孔的应力状况。
2.5滚筒体厚度的确定
滚筒体厚度的确定,主要问题在于胶带与滚筒体之间的压力分布很难确定。
因此,一般认为,只要滚筒体厚度
幅板厚度即可(特别是铸焊滚筒,底盘幅板在外圆处厚度等于短圆环厚度)。
设计时亦可参照表1选用。
2.6铸焊滚筒底盘与中间筒体焊缝位置的确定
根据下述原则和用实测经验数据归纳整理的经验公式来确定最佳位置。
(1)距幅板一定距离,一定有一个最小(甚至为0)的临界应力的接缝。
(2)在2幅板附近(应力最小甚至为0的地方),当底盘旋转一周时,应符合一个交变负荷循环,而离幅板较远处可达2个交变负荷循环。
最佳位置与筒体平均半径Rt和筒体厚度有关,经验公式为
式中L'—底盘外端面至幅板中心的距离
第三节带式输送机滚筒参数确定
滚筒是钢绳芯带式输送机中主要部件,滚筒参数的确定对带式输送机至关重要。
滚筒主要尺寸参数是宽度与直径;主要力学参数是最大张力与最大扭矩。
2.3.1滚筒宽度
滚筒宽度取决于带宽,它们之间的关系如表2所示。
滚筒宽度大于输送带宽度的原因是考虑到输送带在滚筒上可以容许的跑偏。
表2 输送带与滚筒宽度的关系
2.3.2滚筒直径
滚筒直径都希望尽可能地采用最小的滚筒直径,然而为了选用小直径的滚筒,必须考虑如下因素:
(1)输送带表面比压力 如表面比压力很大,钢绳芯输送带表面就沿钢绳间距出现凹凸,由此造成钢丝绳周围橡胶蠕变和变形疲劳,使钢丝绳与橡胶的粘着力降低,而且会使覆盖胶局部磨损,故表面比压力不能太高。
(2)输送带内钢丝绳所受弯曲应力要小 输送带内钢丝绳在绕过滚筒时要经受反复弯曲,促使钢丝绳疲劳。
为减少疲劳应使D/d≥150。
(3)限制覆盖胶变形量 在覆盖胶较厚时才考虑这点。
为避免覆盖胶弯曲疲劳,要使其变形量小于60%,即
第四节常见滚筒的失效形式和改造措施
DT—75带式输送机具有整机性能好,运力较大,安装拆除方便快捷等特点,因此在矿山运输中得到了广泛应用。
现有标准型号的DT—75带式输送机的主要部件之一的传动滚筒,因其结构不合理,事故率较高,严重地影响着输送机的正常运转。
我们分析了传动滚筒的受力情况和滚筒结构上的缺陷,以便对传动滚筒的结构进行改造,降低传动滚筒的损坏事故。
下面以DT—75带式输送机滚筒为例分析滚筒常见的失效形式
2.4.1传动滚筒受力分析
带式输送机是由2台SDB—40(40kW)电动机分别拖动两滚筒,两滚筒与输送带通过摩擦传动来工作的,图2-6是两滚筒的受力情况。
根据欧拉公式
两滚筒被拖动时,所需电机牵引力比值为:
约等于2。
虽然设计中充分考虑了功率分配不均的问题,但在实际运行中滚筒Ⅰ所需牵引力比滚筒Ⅱ要大一些,因此,滚筒Ⅰ的使用寿命比滚筒Ⅱ要低,滚筒Ⅰ事故率最高。
图2-6DT—75输送机传动滚筒受力分析图解
2.4.2传动滚筒结构分析
传动滚筒结构分析DT—75带式输送机传动滚筒结构如图2-6所示,传动滚筒的主轴与滚筒的卷筒连接形式有3种,其中2种是可拆连接,即键联接和螺钉联接。
另一种是不可拆连接焊接点,这种结构维修方便,装配复杂,主轴与滚筒的卷筒同轴度差,而此滚筒实际运行中常为螺钉组联接处。
在滚筒设计中该处联接强度符合输送机正常运行使用要求,但由于煤矿井下自然条件恶劣,带式输送机运行过程中,滚筒在冲击和振动的变载下,螺钉组联接处螺纹副间和支承面间的摩擦阻力可能减小或瞬间消失,这种情况的多次反复,就会使滚筒螺钉组联接逐渐松动,虽然滚筒螺钉组均采取了设置弹簧垫圈的防松措施,但弹簧垫圈在冲击振动下工作性能不可靠,弹簧垫圈稍一失效,就会使螺钉组(尤其是减速机侧)受到大的径向剪切力和轴向拉力而断裂,因DT—75带式输送机的整体性好而无法进行外观检查,滚筒Ⅰ在减速机侧的螺钉组逐渐剪切断裂,该侧滚筒的卷筒与主轴脱落,造成输送机停运事故。
这是滚筒Ⅰ损坏的主要原因。
图2-6DT—75带式输送机传动滚筒结构图
另外,从图2-5可以看出,滚筒Ⅱ在减速机侧是顺时针旋转的,在冲击和振动的变载下,长期运行螺钉会逆向返松,造成弹簧失效,逐渐脱落。
其余的螺钉承受不了大的负荷而造成逐渐剪切拉断,该侧滚筒的卷筒与主轴脱落,这是滚筒Ⅱ损坏的主要原因。
2.2.3传动滚筒结构改造
在现场实践中,DT—75型带式输送机主传动滚筒的主要失效部位是6条M24联接螺栓,在冲击力的作用下松动,辐板和轮毂螺栓联接孔产生间隙,最后螺栓变形切断,造成事故。
图2-7 主传动滚筒原结构
1滚皮 2辐板 3轮毂 4轴 5联接螺栓
如图2-7所示,辐板¢340圆上的6条联接螺栓的旋合深度只有25mm,而M24螺纹的螺距是3mm,只有8牙螺纹,旋合长度太短,在冲击力作用下,处于悬臂状态的螺栓稳定性差,易松动;辐板和轮毂在¢340圆上均布设置2个锥度稳钉,在冲击力的作用下,锥度稳钉也易松动或退出失效。
联接结构的改进
(1)如图2-8所示,是改进后DT—75型带式输送机主传动滚筒的结构,它是在主传动滚筒原结构不变的情况下,只是在辐板联接螺栓位置加厚25mm,增加了M24螺栓的旋合长度,普通M24螺纹旋合长度的标准值应取36mm以上。
螺栓旋合长度的增加,增强了螺纹联接在悬臂状态下的稳定性,增强了螺栓的防松动能力。
图2-8改进后主传动滚筒的结构
(2)如图2-9所示,是改进后辐板和轮毂联接的2个螺纹稳钉。
它的加工工艺路线是:
辐板和轮毂用M24×90的螺栓联接起来后,在¢340圆上均布加工2个M24螺纹联接稳钉螺孔,然后用M24×65螺栓将辐板和轮毂稳在一起,稳钉不会退出。
图2-9 改进后辐板与轴毂联接结构
1滚筒皮 2M24稳钉 3辐板 4轮毂
第三章新型免胀套、免键联接等强度滚筒的特点
从以上分析和常见滚筒的失效形式和改造措施来看,绝大部分厂家在遇到问题时仅仅对滚筒的连接部分进行改造,这样一来,对滚筒的整体质量改进有限,不能大幅度地提高滚筒的质量和使用寿命。
基于生产实践的需求,我们开发了新型免胀套、免键联接等强度滚筒以解决使用寿命短、易损坏的缺点。
第一节新型滚筒的特点
我国常用的DT75型系列和DTII型系列带式输送机的滚筒,其结构都是将滚筒与接盘选用过度配合加键联接安装或采用胀套进行联接。
实践中存在如下问题:
(1)采用键联接时,通常要对滚筒轴进行键槽加工,必然破坏滚筒轴的整体强度,是滚筒的使用寿命缩短。
采用胀套联接增加了整个滚筒的成本,另外在安装时,也需要很高技术要求,如果稍有差错就会酿成大祸。
针对上述情况我们将滚筒结构进行了改进设计。
图3-1 主传动滚筒原结构
1滚皮 2辐板 3轮毂 4轴 5联接螺栓
现在有些厂家生产的传动滚筒还采用在筒体上的辐板与轴体上的轮毂通过4—6个的螺栓联接而成的。
接盘轮毂与滚筒轴之间的联接为胀套联接,通过轴向相对滑动使胀套径向胀大,把接盘与轴联接为一体。
这种形式常出现问题,螺栓联接属于间隙配合,在滚筒长期运行过程中,会由于反复应力的作用而松动,松动后传动轴与筒体之间扭矩主要靠螺栓承担,使螺栓受到的剪切力大大增加,从而导致螺栓损坏。
我们对滚筒结构进行了改造,改造后的传动滚筒结构如图3-2所示,滚筒轮彀与辐板采用铸钢件,为一体结构,。
传动滚筒取消了强度较低的螺钉组连接,使主轴与传动滚筒的卷筒由3处联接改为2处连接,该结构传动滚筒经实际运行检测抗冲击和振动的变载能力明显加强,主轴与滚筒的卷筒同轴度较好,并且在保证主轴设计强度不变的情况下,改变了主轴局部尺寸,轮毂与滚筒轴的配合,采用日本NC公司的专用工艺,采用轮彀内孔定位(过盈配合),确保滚筒的安全性。
该传动滚筒结构简单,成本低,加工、安装及损坏维修极为方便,使用寿命远远高于原结构的传动滚筒。
图3-2带式输送机传动滚筒结构图(改造后)
传统刚性构造的滚筒,外直径比较小,而且外筒和镜板的钢板、设计厚度都很厚。
这种结构,在外筒与镜板的焊接处,镜板与套的界面等断面形状和材料厚度有变化的部位,应力极容易集中。
在这些应力集中部位,很容易发生龟裂,整体强度低。
柔性构造的滚筒,外直径大,而且外筒、镜板的厚度适中。
柔性构造的滚筒允许外筒和镜板具有适当的挠度,使这些部件在容许的范围内分担部分应力,避免应力集中到外筒与镜板的焊接处、镜板与套的界面等特定位置,实现均匀的应力分布,增强整体强度。
这种理论与超高层大楼必须采用柔性构造的理论相同
第二节滚筒焊接工艺的改进
3.2.1滚筒结构分析
滚筒由轴、筒皮及两个接盘组成,接盘是铸钢件,筒皮由钢板卷制而成。
其结构及材质如图3-2、表3-1所示。
图3-2 滚筒结构示意
1-滚筒轴;2—圆筒;3—焊缝;4—接盘
表3-1 滚筒各组成部分材质
轴与接盘采用过盈配合联接,接盘与筒皮采用二氧化碳气体保护焊接,驱动力传递给滚筒轴,轴带动滚筒整体转动,从而驱动胶带运行。
接盘与筒体之间的焊接是制造滚筒的关键工艺,以前国内的滚筒常在接盘与圆筒的焊缝处破坏。
按设计要求,焊缝质量必须达到JB1152-81超声波探伤Ⅱ级标准。
接盘和圆筒的焊接坡口如图3-2、图3-3所示。
图3-2 焊接坡口(对接) 图3-3 焊接坡口(搭接)
1—接盘;2—圆筒 1—接盘;2—圆筒
结构是对接,如果仍用埋弧焊打底焊,就会产生烧穿现象。
因此采用图3-3对接接头关键是保证焊缝根部既要熔透,又不能烧穿。
另外如图3-1所示滚筒轴的中段粗,轴和圆筒及接盘必须同时装配,也就是在焊接前必须将轴穿入接盘及圆筒。
这样在焊接时,焊缝内侧就无法加焊接药垫施焊,只能在外侧单面焊。
另外,在设计上不允许在焊缝内侧加垫板,只有在焊缝内侧不加垫板的情况下,采用单面焊双面成形的方法焊接,并达到探伤标准。
如出现焊缝根部未熔透或烧穿缺陷,返修相当困难,只能一次焊成合格。
3.2.2 焊接工艺的确定
(1)焊接方法。
首先对焊接部位加热,并采用CO2和Ar混合气体保护焊的方式进行焊接,混合气体保护焊能克服CO2气体保护焊的缺点,能保证焊接质量。
焊接时,将滚筒放在滚轮架上转动,转速可以控制,保证焊缝根部能熔透又不出现焊穿等缺陷。
现在
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