大型回转窑液压挡轮的有限元分析及其优化.pdf

第1 0 期 一 2 5． 大型回转窑液压挡轮的有限元分析及其优化 彭云华 ，郭卫辉 ，王和 慧 1 ． 宝钢化工有限公司，上海 2 o O 9 4 2 2 ． 装备指挥技术学院 ，北京 1 0 2 2 4 9 3 ． 华东理工大学机 械与动力工程 学院 ， 上海 2 0 0 2 3 7 [ 摘要]本文运用有限元技术对大型沥青焦回转窑设备的液压挡轮进行应力分析与优化。分析 了挡轮的载荷与约束状态， 利用A I S Y S 软件建立挡轮的有限元模型，计算出当量应力分布结果，得出挡轮在减重孔附近及轮轴与轮辐相交处是危险区 域。对挡轮在不同设计参数及受力情况下的计算结果进行了比较，结论为减重孔直径扩大至原设计尺寸的1 ． 5 倍时为最优。 [ 关键词]回转窑；挡轮；有限元分析；A N S Y S ；强度失效分析 回转窑是煅烧工艺的主要设备之 一，广泛应 用于冶金 、化工等工业 。回转窑属于超 大型简体 设备 ，通常采 用倾斜支撑结构安装 ，其斜度一般 为3 ． 5 ％ ～6 ％，工作时通常以0 ． 5～1 ． 5 r ／ mi n 的速度 缓慢旋转。为了阻止回转窑简体 由于倾斜而产生 的下滑，同时避免支撑筒体的托轮和轮带工作表 面 由于宽度不等而发生磨 损不均匀现象 ，通常在 简体正下方设置一个液压挡轮 ，对简体施加轴 向 推力，除了承担筒体的下滑力 ，还能使筒体产 生 幅度很小且速度缓慢的轴 向往复运动。图1 a ， b 所示为某钢铁企业大型沥青焦回转窑及其使用 的液压挡轮装置实物图。 由于挡轮要推动回转窑筒体作轴 向运动 ，受 载状况十分恶劣 ，故成为整个回转窑系统 中的易 损件 ，这是 目前 国内外常规回转窑支承系统存在 的突出问题，严重影响了回转窑的工作效率 】 。通 过查阅近年来涉及液压挡轮 的文献 ，可 以看到， 大 多数是 讨论液 压系 统及 其 回路 的设计和 调整 的，如文献[ 1 ,2 J 等 。而在挡轮 的机械故障方面，常 见的有 轮辐孔与轮轴之 间配合过盈量偏小，造 成滚键 、轮辐窜出等故 障现象 ；挡轮安装不 当、 表面接触不 良，产生 向上或 向下的摩擦力 ，造成 挡轮上窜或下沉；基础底板螺栓偏小，造成螺栓 脱落[ 3 】 ；轮带与垫板间隙过大，加速 了轮带与挡轮 的表面磨损[ 4 等 。本文利用A NS YS 软件 ，对挡轮 建立有限元模型进行应力强度分析 ，并对挡轮 在 结构设计提 出了改进方案。 l 载荷与约束状 态分析 挡轮 的几何结构及受力情况如 图2 所示，在轮 辐处分布有 四个减重孔 ，以减小整体重量并使操 作方便 。轮轴下端位 于液压缸 内，受液压缸活塞 图1 a 回转 窑整体实物 图 图 1 b 回转窑 的液压挡轮装置 推动沿 回转窑简体轴 向运动。简体运转时轮 带通 过摩擦 带动挡轮转动，挡轮轮辐通过轮带对 简体 传递推力；二者接触面有 Q 1 2 ． 9 4 2 5 。的倾斜， 在润滑足够 时，带动挡轮转动 的摩擦力相对 于推 作者简介彭云华 1 9 7 3 一，男，江苏人，本科学历，工程 师，从事化工机械设备研究。 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 一 2 6 一 ■ 技术交流 石 油 与 化 工 设 备 2 0 1 0 年第 1 3 卷 力非常小，可忽略不计，故推力垂直于接触面 。 挡轮轮辐侧面受到 的反推力F 可分解为水平分量F 和竖直分量F v 。其 中水平分量F 与液压缸活塞 的 水平推力相平衡。活塞 内径 为’ 2 6 5 mm，液压缸 中油压显示为6 MP a ，故推力水平分量F 约为3 ． 3 0 9 1 0 N，于是 总推力F F ／ c o s Q3 ． 3 9 6 1 0 N。 尽管挡轮工作 时在不停地旋转，侧面上各点 轮番受到载荷 ，但转速很慢 窑体转速0 ． 5 ～1 ． 5 r ／ mi n ，而与挡轮接触的轮带直径约 为挡轮直径 的4 倍，故挡轮转速为2 6 r ／ mi n 。按转速6 r ／ mi n ，半 径0 ． 4 m计算 ，向心加速度为3 ． 9 1 0 。 2 m／ s ，比重力 加速度小了2 个数量级，离心力可忽略不计。故可 简化为静力学问题 ，仅考虑某一个瞬 时挡轮 的受 力情况 。 从挡轮几何结构看，轮辐外缘厚 ，中部 薄， 将造成应力分布不均 。轮辐上减重孔 附近会 有较 严重 的应力集中。此外 ，轮辐与轮轴相交处存在 几何不连续，也很可能产生一定 的应力集中。以 上两处应成为有 限元建模时需要格外关注 的 “ 关 键 区域 ”，保证这里 的几何形状 、约束、受载荷 情况与真实情况尽量接近 ，至于其它应力变化较 缓区域，则可采取适当的简化。 图2 挡轮几何结构及受 力简 图 2挡轮应 力强度有限元模 拟 2 ． 1 A NS YS 建 模 挡轮材料为Q2 3 5 A锻件 ，环境温度约1 0 0 C。 弹性模量2 ． 0 9 1 0 5 MP a ，泊松比0 ． 2 9 1 。考虑到挡 轮几何形状较为复杂 ，故使用几何建模功能强大 的P r o ／ E n g i n e e r 软件建立几何模型，如 图3 a 所示， 再导入A NS YS 中。这里将轮轴简化成等直径的圆 柱体 ，因轮轴并非重点关心的区域 ，这样 的简化 不会影响减重孔边应力结果的准确性。 在ANS YS 中选择单元类 型为S o l i d 9 5 ，即2 0 节点 曲边六面体等参数单元 。在对几何模 型划分 网格 时，要注意对减重孔边及轮辐与轮轴相交处 等应 力梯度较大区域，在初次划分网格 的基础上 再进行局部 网格细化，以提高这些地方的计算精 度 。如 图3 b 所示 。 图3 a 用P r o ／ E n g i n e e r 软件建立几何模型 挡轮所受载荷主要是轮辐侧面与轮带接触处 受到 的来 自轮 带的压力 。根据弹性力学 的赫兹接 触理论 ，接触面应为矩形 ，其宽度 的一半按下式 计算 式 中，F 为轮 带对挡轮 的正压 力 ，前文 已算 出。b 为接触面矩形的长度 。下标1 表示挡轮，下 标2 表示轮带。 u和E 分别为材料的泊松 比和弹性 模量 。前文已述 la 1 0 ． 2 9 1 ，E 1 2 ． 0 9 1 0 MP a 。 轮带材料性能与挡轮接近，可认为 ta ，E 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 第1 0 期 彭云华等大型回转窑液压挡轮的有限元分析及其优化 一 2 7． E 。 p是接触面的 曲率半径 。根据厂方提供的 图 纸 ，挡轮厚度h1 1 0 mm，最大半径r l 4 0 0 mm， 轮带最大半径r 1 6 1 0 mm，由此算 出 bh／ C OS Xl 1 2 ． 9 mm P 1 一 0 ．5 h t a n cx ／ c o s o t 3 9 7 ．5 m m P 2 一 0 ．5 h ／ s in 6 9 4 2 ． 8 m m 2 3 4 将 以上数据代入 1 式中，算得a 3 ． 6 mm。 由于接触面宽度较 小，可将接触应力近似看 作在 接触面上均布 。根据圣维南原理 ，此简化不会影 响减重孔边 的应力计算 结果 。接触面上的载荷集 度为 q- 二 一 4 1 7 ． 8 MP a 5 2 ab 、 至于位移边界条件，可在轮轴的底面上设置全 自由度固定约束 。由于轮轴足够长，故在此处设置 约束不会对关键部位的计算结果产生较大影响。 2 ． 2 计算结果 及分析 经ANS YS 求解得到挡轮 的Mi s e s 当量应 力分 布云 图如 图4 所示 。图中显示最大 当量 应力 出现 在挡 轮轮辐 与轮 带接 触面 上 ，且 最大 应力 值 为 5 3 1 MP a 。这一结果与实际情况相比具有一定的误 差。主要是因为传 统赫兹理论是在若干假设 的前 提下推导 出的近 似弹性解 ，例如 ，赫兹在推导 时 预先假定接触区域的最大尺寸a 应远小于接触体 的曲率半径；接触应力呈半椭球 函数分布 。而在 许 多场合这些假 设是不成立的，因此运用赫兹理 论来解决接触 问题存在一定 的局 限性 】 。若要得 到精确 的结果，需利用A NS YS 进行接触 问题的非 线性有限元计算 ，但要耗费大量机 时。因接触 区 的计算并非本 问题的关键 ，若适 当改变 接触面 宽 度 ，将计算 出的一系列结果进行 比较后，就会发 现只有接触面上应力显著变化 ，而挡轮 其它部位 的应力分布几乎不受影响。 重 点观察 孔边 的应 力 分布情 况 为突 出显 示孔边的应力分布 ，图5 隐去 了挡轮外 圈接触 区 域 ，发现孔边各 点的应力状态要么是单 向拉伸 状 态 ，要 么是 单 向压 缩 状 态 。且下 表 面 各 点 都 是 单 向压缩，上表面各点都是单 向拉伸 ，拉 压 应力的方向均与孔边相切 。孔边各点Mi s e s 当量应 力 的最大值为1 4 7 ． 1 5 MP a 靠近下表 面 。轴边 轮辐与轮轴相交处Mi s e s 当量应力的最大值为 21 6． 0 6 M Pa。 查材料手册 可知 ，对挡轮所用 的Q2 3 5 A材 图4 挡轮整体Y o n M i s e s 当量应力云图 图5 减 重孔 附近V o n M i s e s 当量应 力云图 料，当材料厚度在 l 0 0 ～1 5 0 mm之 问时的屈服极限 为1 9 5 MP a 本挡轮厚度为1 1 0 mm。挡轮 的轴边 最大 当量应力超过了材料 的屈服极限， 已经局部 进入塑性状态 。不过轴边应力属于二次应力 ，只 会发生局部屈服和 小量塑性变形 。故挡轮总体上 是安全的。 注意到实际工作中的挡轮始终缓慢地绕轴连 续转动，挡轮侧面上每一个点都有机会与轮带接 触而承受载荷 ，因此 ，必须考虑挡轮接触面在其 它位 置时的情况 。利用挡轮的对称性可 以将这个 问题简化，如图6 所示 。接触面位于A点时的情况 本文前述 已计算过 ，从A点开始 ，每转过9 0 。角， 例如转到B点，得到的结果将与接触面在A点时相 同。故只需考 虑接触面位 于AB弧段上 的情 况即 可 。进一步，A B弧段的挡轮部分又关于直线OC 对 称 ，故只需考察AC 弧段 。 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 一 2 8 ． ● 技术交流 石 油 与 化 工 设 备 2 0 1 0 年 第 1 3 卷 图6 挡 轮的对称性 当接触面位于AC 弧段的另一个端点c时，类 似地建立有限元模型，计算 出孔边Mi s e s 当量应力 的最大值为1 5 1 ． 4 5 MP a 。与接触面位于A点时的结 果 1 4 7 ． 1 5 MP a 很接近。而接触面位于AC弧段 上其它各点时的结果必然介于这两个结果之间。 综合 以上分析，接触面位于A点，即距离减重孔最 近 的点时的应力分布情况，可 以代表挡轮旋转一 周的情况。 3挡轮减重孑 L 的孑 L 径 优化 挡轮减重孔直径的大 小对孔边及轴边的应力 分布具有一定影 响。为确定最优 的减重孔直径 ， 保持模型的其余参数不变，仅将减重孔实际直径 6 5 mm放大或缩 小，即得到一系列不 同的应力分 布 。孔边及轴边的Mi s e s 当量应力的最大值随孔径 的变化规 律如 图7 所 示 。 设计孔径与实际孔径之 比 图7 减重孔直径不同时的结果比较 可见孔边及轴边 的最大 当量应 力是先减小 ， 后 增 大 。当设 计 孔 径 约 为实 际孔 径 的 1 ． 5 倍 时 9 7 ． 5 mm左右，孔边及轴边 的最大 当量应力均 达到最小值，分别为1 3 2 ． 5 3 MP a 和1 5 8 ． 0 MP a ，均小 于材料的屈服极限。此时的孔径应为最佳尺寸。 4结论 本文针对某大型沥青焦 回转窑的挡轮部件 ， 利用ANS YS 计 算 出挡轮危 险区域 的当量应力分 布 ，并进行 强度评定 。计算得 出将减重孔直径扩 大至1 ． 5 倍时 ，挡轮应力分布情况最优，据此在结 构设计上对挡轮减重孔提出了改进方案 。 ◆参考文献 [ 1 ] 韩晓娟，朱风春，吴晓明．控制回转窑轴向窜动的液压 系统分析[ J ] ．机床与液压，2 0 0 6 ， 5 1 l 1 - 1 1 2 ． [ 2 ]2 徐庆忠 ．对回转窑液压挡轮设计 的几点看法及调试经验 [ J 】 ．水泥 ，2 0 0 1 ， 1 4 2 4 3 ． [ 3 ] 周巧生 ．回转窑液压挡轮系统故障原 因分析[ J ] ．水泥工 程，2 0 0 4 ，f 1 4 0 4 1 ． 【 4 】 刘 明红 ．中3 mX4 8 m回转窑 H挡轮带下挡块严重磨损的 原因[ J ] ．新世纪水泥导报 ，2 0 0 2 ， 1 4 6 4 7 ． [ 5 ] 徐芝纶．弹性力学 第三版[ M】 ．北京高等教育出 版社 ，1 9 9 0 ． 【 6 】 罗继伟．滚动轴承受力分析及其进展[ J ] ．轴承，2 0 0 1 ， 9 2 8 - 3 1 ． [ 7 】 李春胜，黄德彬．机械工程材料手册 上册[ M] ．北 京 电子工业出版社 ，2 0 0 6 ． 丑NR毯 搿 一 篮姝 舞 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m