带式输送机凸弧半径的分析与计算

刘兵

【摘 要】带式输送机在布置过程中常会遇到凸弧拐点,确定凸孤处的曲率半径与托辊间距之间合理关系,对于带式输送机平稳运行等方面具有重大意义. 【期刊名称】《露天采矿技术》 【年(卷),期】2016(031)002 【总页数】4页(P45-47,51)

【关键词】带式输送机;凸弧半径;托辊间距;计算 【作 者】刘兵

【作者单位】中煤科工集团沈阳设计研究院有限公司,辽宁沈阳110015 【正文语种】中 文 【中图分类】TD528+.1

由于带式输送机的使用特殊性，特别是长距离和大倾角带式输送机布置不可避免地要遇到输送路径的起伏，及地形的复杂多变，对输送机的布置提出了更高要求，特别是在凸弧拐点处曲率半径及托辊间距的确定在很大程度上影响着输送机运送物料的稳定性和设备使用寿命。

通常情况下，根据《DTⅡ（A）型带式输送机设计手册》中一般规定，带式输送机凸弧段托辊间距一般为普通段托辊间距的1/2，而凸弧段半径按照以下公式计算［1］：

各种织物带：R≥（38～42）Bsinλ

钢绳芯带：R≥（100～167）Bsinλ

式中：R为凸弧段半径，m；B为输送带带宽，m；λ为托辊槽角，（°）。 上述凸弧处曲率半径计算公式及托辊间距的确定只是从输送带与托辊槽角之间的关系来计算，并没考虑到输送带张力、凸弧半径、托辊间距及托辊槽角之间的相互关系，及以上参数对托辊承载能力及对输送带使用性的影响。

而在带式输送机中托辊虽然是1个较小部件，但却是带式输送机的重要组成部件。虽然托辊结构并不复杂，但其种类多，数量大，属于消耗品，占了1台带式输送机总成本的35%，产生了70%以上的阻力，而作为带式输送机重要组成部分，输送带的成本占带式输送机成本的30%～50%，因而带式输送机在使用过程中成本直接取决于托辊和输送带的寿命。但是托辊在凸弧处的间距确定往往不被重视，通常在布置凸弧段托辊间距一般是按照《DTⅡ（A）型带式输送机设计手册》中规定正常段间距的1/2进行布置，这种布置形式并未考虑输送带的张力对托辊的承载能力及托辊支架结构的稳定性的影响，同时也影响凸弧处曲率半径的确定重心。 在带式输送机设计过程中，托辊型号的选用取决于带宽、带速、运量、输送带。而托辊的寿命取决于轴承的失效寿命，轴承的寿命与托辊的承载能力有关，选用托辊时应按带速、带式输送机生产能力等条件计算出托辊所承受的载荷，然后根据棍子的承载能力选取轴承，最终确定选取托辊的型号。

通常情况《DTⅡ型带式输送机设计手册》中在设计时托辊静承载能力的计算公式如下［2］：

上分支：Ps=（qG+ qB）×e×a×9.81 下分支：Px= qB×e×a×9.81

式中：Ps、Px分别为上分支、下分支托辊静承载能力值，N；e为棍子载荷系数；qG为每米物料质量，kg/m；qB为每米输送带质量，kg/m；a为托辊间距，m。 托辊动承载能力为［3］：

上分支：Ps′= Ps×fs×fd×fa 下分支：Px′= Px×fs×fd×fa

式中：Ps′、Px′分别为上分支、下分支托辊动承载能力，N；fs为运行系数；fd为物料冲击系数；fa为工况系数。

以上托辊载荷计算公式同样只是从运量、输送带型号、和托辊间距之间的关系来计算托辊载荷，并没考虑到由于带式输送机布置形式所造成的输送带张力、凸弧半径及托辊槽角对托辊承载能力的影响。

通常在对带式输送机进行布置时，驱动装置一般放置在头部，但随着带式输送机向长距离和大运量发展，受地形等条件带式输送机的布置形式也变得多样化，并且驱动装置的体积随着功率的增加而增大，由于空间等因素导致一些带式输送机驱动装置在布置时位于带式输送机中部，这就造成了靠近驱动滚筒奔入点的凸弧处回程输送带张力变大的问题。如在设计带式输送机时按照通常情况计算结果来设计凸弧处曲率半径、托辊间距和选取托辊型号的话，会导致该处的托辊由于受输送带张力大而加速磨损的情况，严重时可能会导致输送带在通过凸弧段时发生输送带断面方向上的中部起拱，既中部凸起，从而导致皮带打折，叠起后在进入改向滚筒或驱动滚筒区间后加剧输送带的损坏程度［4］，从而影响设备的正常稳定运行。尤其是对于大带宽、深槽角、高带强的带式输送机，凸弧拐点处曲率半径及托辊间距的确定是十分重要的，不合理的设计将在实际的生产运行过程中产生很多的问题。所以在计算这类带式输送机凸弧半径及凸弧处托辊间距时应将输送带张力对设备的影响考虑进去。

以凸弧处承载托辊为3节辊槽型托辊，回程托辊为2节辊V形托组为例，对上述情况进行分析，托辊所受输送带的合力值：

式中：Fr为托辊所受输送带的合力值，N；a为托辊间距，m；R为凸弧段曲率半径，m；T为凸弧段胶带张力，N。

当承载部分为三节棍槽型支撑时，中间托辊受承载力最大，取中间托辊为研究对象，则：

Ps′=［（qG×fd+ qB）×a×e + qr］×9.81

式中：Mr为凸弧段胶带张力对中间托辊产生的载荷，N；Ps′为普通段槽形托辊所受载荷，N；fd为冲击系数，fd= j×v2+ 1；j为查表系数，见表1；v为带速，m/s；B为带宽，m；qr为托辊回转部分的重量，kg；L为中间棍子长度，m；e是中间辊的载荷系数，与槽比m/b值有关，m = L + 0.02，b = 0.9B - 0.05［5］。

则承载部分凸弧段槽形托辊中间棍子受总载荷Ps为：

带式输送机回程部分由于是2节棍支撑回程胶带的结构，输送带的质量及张力由两辊承受，为了安全可靠，可认为其中1个托辊承受总载荷的63%。 通常情况下普通段下分支载荷Px′为： Px′=［0.63（qB×φ×a + qr）］×9.81 则凸弧段回程托辊其中一个托辊所受载荷为：

通过以上公式，可以得出托辊载荷、托辊间距、输送带张力及凸弧处曲率半径之间的相互关系，在对带式输送机布置设计时，可通过以上公式在保证棍子使用寿命及互换性的条件下，根据地形及布置形式确定一个合理凸弧处曲率半径及托辊间距。 在确定凸弧曲率半径时，还必须满足胶带侧边拉应力不超过给定值；不致因侧边胶带张力不从心的作用而导致胶带中轴线外胶带隆起的现象［6］，这样才能保证输送带在凸弧处稳定通过，保证带式输送机的安全运行具体为： ①防止输送带边缘超负荷的最小半径： 2）防止输送带产生皱曲的最小半径：

式中：Rc为防止输送带边缘超负荷的最小半径，m；Ro防止输送带产生皱曲的最小半径，m；E为输送带弹性模量；p为输送带层数；TR为输送带额定张力，N；

C、D为系数的值见表2。

某电厂运输原煤带式输送机运量Q = 2 000 t/h，水平机长L = 3 726 m，提升高度H = 35 m，带宽B = 1.4 m，带速v = 4 m/s，物料粒度0～200 mm，托辊槽角λ= 35°，上分支托辊长度Ls= 0.53 m，轴承型号为4G306，回转部分的质量qrs= 11. kg，承载能力4.63 kN；下分支托辊长度Lx= 0.8 m，轴承型号为4G306，回转部分的质量qrx= 15.32 kg，承载能力3.69 kN。

由于该带式输送机头部转载点位于露天矿排土场内，不适宜建设驱动转载站，所以最终确定驱动方式为中部驱动，驱动位置设置在带式输送机中部距头部卸料滚筒之间的水平距离为1 500 m，经计算驱动功率为3×710 kW。在这种布置方式确定后，驱动滚筒本离点最大张力值为686 kN。每米物料重；输送带型号为St3150，每米输送带重qB= 58.8 kg/m。

由于驱动滚筒奔离点输送带张力是该带式输送机张力最大点，从驱动滚筒奔离点到头部卸载滚筒之间输送带所受张力接近输送带受力最大值，并且这段带式输送机布置在排土场内，地形起伏较大，所以对这部分带式输送机中的凸弧处的布置要求较高。

如根据《DTⅡ（A）型带式输送机设计手册》中一般规定计算，凸弧处所需半径最小值为：R≥110 B sinλ= 88.33 m，初步设计凸弧半径为R = 150 m，凸弧处上分支托辊间距为as= 0.6 m，下分支托辊间距为ax= 1.5 m。棍子载荷系数es= 0.8，ex= 0.63。

托辊静载荷的计算公式如下：

承载部分：Ps=（qG+ qB）×e×a×9.81 = 930＜4 630 N 回程部分：Px= qB×e×a×9.81 = 550＜3 690 N

由于以上结果只是按照普通水平段未考虑托辊所受输送带张力计算，看似托辊承载能力满足使用条件，但实际应用中托辊还受到输送带张力的作用，所以与实际使用

情况有一定偏差。

首先根据输送带型号及受力校核凸弧曲率半径： 防止输送带边缘超负荷的最小半径 防止输送带产生皱曲的最小半径

根据以上结果，表明初选的凸弧曲率半径满足输送带的最小曲率半径要求。 然后根据根据托辊承载能力校核凸弧曲率半径，由于承载部分为中间棍子受力最大，凸弧处输送带张力对中间托辊所受输送带的合力值为：

槽形托辊所受冲击系数：fd= C×v2+ 1 = 1.144；而m = Ls+ 0.02 = 0.55，b = 1.21，则槽比=0.455，可得es= 0.76。

所以槽形托辊未考虑输送带张力时受载荷为：Ps′=（［qG×φ+ qB）×a×es+ qrs］×9.81 = 1 088

则承载部分凸弧段槽形托辊中间棍子受总载荷为： Ps= Ps′+ Mr= 2 166 回程部分托辊所受载荷计算：

m=Lx+ 0.02 = 0.82，b = 1.21，槽比=0.678可得ex= 0.92。 Px′=［0.63×（qB×a×ex+ qrx）］×9.81 = 596 则凸弧段回程托辊其中一个棍子所受载荷为： Px= Px′+ Mr=4 614＞3 690 N

通过以上计算结果可以看出，按照初设的凸弧曲率半径在凸弧处输送带最小曲率半径与承载托辊承载能力能满足使用要求，但是回程托辊所受载荷已经大于托辊本身额定承载能力，不满足托辊使用要求，如按照该曲率半径设计带式输送机可会导致回程托辊磨损加剧，使用寿命缩短。如果要使回程托辊满足使用条件，需对带式输

送机布置采取一些改进措施，如加大凸弧处曲率半径或者减小回程部分托辊间距等方法。最后根据现场实际地形情况，最终采取的方法是将凸弧半径增大到200 m，这样使回程托辊满足使用条件。 5 结 论

对于长距离、大功率的带式输送机，由于地形的

复杂多变，对输送机的布置提出了更高要求，特别是在拐点处凸弧的处理在很大程度上影响着输送机的物料运送稳定性。通过对凸弧最小曲率半径的计算，既要保证凸弧段托辊与其它普通段托辊有互换性的条件下，还要保证在凸弧处托辊运行的稳定性和托辊使用寿命，通过以上公式的计算在实际使用中已取得了很好的应用效果。 参考文献：

【责任编辑：陈 毓】

引用格式：刘兵.带式输送机凸弧半径的分析与计算［J］.露天采矿技术，2016，31（2）：45-47.

Analysis and calculation of belt conveyor with convex arc radius LIU Bing （China Coal Technology and Engineering Group Shenyang Design & Research Institute，Shenyang 110015，China）

Abstract：Belt conveyor often emerges the convex arc turning point in the process of layout. The article determines the reasonable relationship between curvature radius of convex arc and roller space，which has great significance to smoothly running of belt conveyor.

Key words：belt conveyor；convex arc radius；roller space；calculation 中图分类号：TD528+.1 文献标志码：B

文章编号：1671 - 9816（2016）02 - 0045 - 04 DOI：10.13235/j.cnki.ltcm.2016.02.013 收稿日期：2015-08-25

作者简介：刘 兵（1981—），男，辽宁沈阳人，工程师，2004年毕业于辽宁工程技术大学；现在中煤科工集团沈阳设计研究院有限公司，从事带式输送机系统工艺设计工作。

m=Lx+ 0.02 = 0.82，b = 1.21，槽比=0.678可得ex= 0.92。 Px′=［0.63×（qB×a×ex+ qrx）］×9.81 = 596 则凸弧段回程托辊其中一个棍子所受载荷为： Px= Px′+ Mr=4 614＞3 690 N

通过以上计算结果可以看出，按照初设的凸弧曲率半径在凸弧处输送带最小曲率半径与承载托辊承载能力能满足使用要求，但是回程托辊所受载荷已经大于托辊本身额定承载能力，不满足托辊使用要求，如按照该曲率半径设计带式输送机可会导致回程托辊磨损加剧，使用寿命缩短。如果要使回程托辊满足使用条件，需对带式输送机布置采取一些改进措施，如加大凸弧处曲率半径或者减小回程部分托辊间距等方法。最后根据现场实际地形情况，最终采取的方法是将凸弧半径增大到200 m，这样使回程托辊满足使用条件。

对于长距离、大功率的带式输送机，由于地形的

复杂多变，对输送机的布置提出了更高要求，特别是在拐点处凸弧的处理在很大程度上影响着输送机的物料运送稳定性。通过对凸弧最小曲率半径的计算，既要保证凸弧段托辊与其它普通段托辊有互换性的条件下，还要保证在凸弧处托辊运行的稳定性和托辊使用寿命，通过以上公式的计算在实际使用中已取得了很好的应用效果。

【相关文献】

［1］北京起重运输机械设计研究院，武汉丰凡科技开发有限责任公司.DTⅡ（A）型带式输送机设计手册［M］.北京：冶金工业出版社，2003.

［2］张尊敬，江甦DTⅡ型带式输送机设计手册［M］.北京：冶金工业出版社，1994. ［3］彭利钢.带式输送机设计中托辊的计算和选择［J］.煤矿开采，2008（1）：87-.

［4］高勇，王兴雷.带式输送机凸弧曲线段设计分析与计算［J］.科技创新导报，2012（12）：61. ［5］金丰民，王瑀，张荣建，等.带式输送机实用技术［M］.北京：冶金工业出版社，2012. ［6］罗甫梁.可弯曲带式输送机静态设计研究［D］.阜新：辽宁工程技术大学，2005：3.