安全系数[S]=1.8
根据额定载荷按照《机械设计手册》中关于轴的疲劳强度校核的计算方法进行计算 静强度的校核： 安全系数[SS]=3 根据最大载荷按照《机械设计手册》中关于轴的静强度校核的计算方法进行计算。 ③ 轴的刚度校核 F2fmaxal1F?a?l2?224?E?JF2afmax2??a???3?4?????l?????式中：E——弹性模量 2.13105N/mm2
J——
?64
d4 （mm）
Fmax≤（
11～）l 25003000(二) 筒皮的计算： 1、 2、
材料：Q235-A
厚度的确定：筒皮的厚度取决于滚筒直径、滚筒长度、所受的拉力、制动时的摩擦等因素。本系列的筒皮厚度是根据各厂的生产经验确定。 3、
强度计算：
- 17 -
许用应力：起动时[ζ]=90N/mm2 稳定运行时：[ζ]=60N/mm2
计算方法：根据所受合力、扭矩及筒皮厚度，参考西德Lange Hallmuth提出的计算方法进行强度校核。 (三) 底盘（轮毂+幅板）的设计计算： 1、
轮毂
① 轮毂外径的确定：（DN）
对于键联接：DN=（1.4～1.5）3d轴 对于涨套联接：DN≥D3式中：D——为轮毂内径
ζ
0.2
?0.2?PN?C
?0.2?PN?C——为轮毂材料屈服总极限
PN——轮毂上单位面积压力 C——根轮毂形式有关的系数 ② 轮毂长度的确定： 对键联接：L≥L键+20 (mm) 对于涨套联接：L=
L工作0.6~0.4 (mm)
③ 材料：焊接型为Q235-A 铸造型为ZG25 2、
幅板
① 材料：Q235-A、ZG25 ② 幅板厚度：
幅板厚度的确定根据柔性设计方法进行确定。即使幅板的刚性控制在最佳值范围进行设计。 ③ 幅板强度的校核 许用应力[ζ]=65 N/mm
根据滚筒所受的合张力、扭矩参考西德Lange Hallmuth提出的计算方法进行计算，并使其应力小于许用应力
- 18 -
2
(四) 键的挤压强度校核： P=
2?T≤[P]
d?k?lT——扭矩 （N.mm） d——轴的直径 （mm）
k——键与轮毂的接触高度，对于平键可近似取键高的一半 l——键的工作长度 (mm)
[P]——键的许用挤压应力 [P]=1.25N/mm (五) 涨套的校核
涨套的扭矩不小于传动滚筒扭矩的3～4倍 M≤
Mt 3~42
M——滚筒的扭矩 Mt——涨套公称扭矩 (六) 轴承寿命的计算
(1)
轴承型号
当轴承位轴径大于等于80mm，轴承采用双列向心球面球轴承，即：13XX系列
当轴承位轴径大于等于100mm，轴承采用双列向心球面滚子轴承，即：35XX系列 (2)
轴承寿命的计算：
滚筒轴承寿命应大于5万小时 计算公式：
106?C?Lh=??? 60h?P?式中：C——轴承额定动负荷 (kN)
P——当量动负荷 P=F/2 (kN) F——滚筒所受的合张力 (kN) N——滚筒转速 r.P.m
- 19 -
?ω——球轴承ω=3；滚子轴承ω=10/3
本系列的滚筒轴承寿命均大于5万小时 2.3托辊的计算 一、 三节托辊横梁的计算 1、 2、 3、 4、 托辊横梁最大下挠fmax 2F?l?l1?l2??l?l1????3?fmax=? 296EJl??材料：选用角钢 Q235 许用挠度：[f]=受力简化图 1 500F2fmaxF2L1l(l-l1)/2式中：F——托辊承受的全部载荷 （N） （凸凹弧处应考虑胶带的影响） E——弹性模量 2.13105 N/mm2 J——型钢的惯性矩 mm F=(Sρa0ψ+qBa0+GR)g (N) 式中：S——物料截面积 （m2） - 20 -
4
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