免费在线t/d冷却机支承装置设计及托轮、托轮轴过盈配合有限元分析 PAGE 32 PAGE 33 盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007 1 前 言 单筒冷却机是最老的回转窑烧成系统的冷却设备。1888年英国首先在水泥工业中使用单筒冷却机，熟料出冷却机（单筒）的温度为250～400℃；新型单筒冷却机可达150～250℃。过去二次空气温度能预热至500～650℃，现在可达700～800℃，热效率达55％～70％。近二十年来，单冷机发展的重点是改善筒体内部结构，开发新型的扬料装置以形成均匀致密的料幕提高热交换效率；开发大型单冷机以适应大型的窑外分解窑的配套要求。随着近年来单冷机内部新型高效扬料装置的开发成功和内部耐火隔热材料的不断改善，单冷机的热交换效率得到很大提高 本课题是4000t/d单筒冷却机的设计，课题来源与江苏鹏飞集团。本课题共由三人合作完成，本人主要进行4000t/d冷却机支承装置的设计，并就托轮及托轮轴的过盈配合进行有限元分析。本人将通过工艺平衡计算，冷却机系统热平衡计算，支承装置的主要部件设计计算，尽量使用通用件，建立托轮、托轮轴过盈配合有限元分析等方法确定冷却机支承装置的结构、尺寸、运转方式等，以使单筒冷却机达到满足生产产量、结构相对比较简单以及装卸方便，便于维修、调整，降造成本，得到托轮、托轮轴最佳过盈配合形式，确定托轮轴断裂的根本原因等要求。 2 单筒冷却机的总体设计 2.1 冷却机的工作原理和要求 单筒冷却机是运用自然风“逆流”原理冷却的。它的优点是造价低廉，操作维修简单、运行可靠，成本低，适应能力强，无废气污染。缺点是单冷机前端窑头下料口处熟料不能急冷，效果很差。自然风在前端高温段空气分子急速受热，瞬间高度膨胀，形成热气流风帘，风速可达11～16m/s。阻力非常大。致使窑头混浊不清，经常发生正压。由于冷却效果特差，熟料小晶体发育成熟，造成粉磨困难，并导致水泥的强度指标值达不到新标准。 熟料冷却机有近10种，这些冷却机主要完成一下任务： a）尽可能多地把熟料中显热（1200～1500KJ/Kg熟料）回收进烧成系统，加热二次空气和可能的话加热三次空气作为燃烧空气，尽可能提高二次空气和三次空气温度，达到把烧成系统燃料消耗降至最低。 b）选择最适合的熟料冷却速度以提高水泥质量和提高熟料的易磨性。 熟料冷却速度会大大地影响熟料的质量，常用三种冷却机其窑内预冷却区长的不相同，篦式冷却机预冷却区最短，因此由窑卸出的熟料温度最高（达到1300～1400℃），进到冷却机后，吹以冷风（等于环境和温度），熟料受到急冷，熟料中液相来不及完成结晶，一部分呈现玻璃相，另一部分即使结晶也比普通冷却速度得到的结晶粒更细，这种熟料可以制成标号更高的水泥。 c）最后要把熟料冷却代尽可能低的温度，以满足熟料运输，储存和水泥粉碎的要求。 2.2 熟料在单筒冷却机内的冷却过程分析 a) 非扬料区内高温熟料与空气接触的对沉传热，由于本区内不设扬料板，高温熟料聚集在筒体底部，对流传热面积(即熟料暴露在空气中的表面积)太小，传热速率慢。 b) 非扬料区内高温熟料向耐火衬里的辐射传热和耐火衬里与空气的对流传热，由于间接传热热阻增加和耐火衬里表面积有限，传热速度有限。 c) 热量由于熟料通过种种传热传至筒体内表面再传至筒体外表面后的筒体散热。这部分热量不能加热二次空气，为热量损失，是要尽可能的避免的。 d) 扬料区筒体底部和扬料板内熟料与空气的对流传热，也因为熟料与空气接触的表面积小，传热速度慢。 e) 扬料区内悬浮在空气中的熟料与空气的对流传热，这是单筒冷却机主要的热交换过程，由于熟料悬浮在空气中，每颗熟料表面都充分暴露在空气中，对流传热面积大。 f) 其它一些传热，如熟料向空气的热辐射传热等通常可忽略不计。 2.3 新型单筒冷却机的增效机理 要提高单筒冷却机的冷却速率，最有效的于段是提高扬料区内熟料的悬空率(悬浮在空气中的物料量与总物料量之比)。由理论推导得知悬空率与筒体回转速度一次方和筒体直径二分之一次方及扬起率一次方成正比，对一定直径的单筒冷却机扬起率可以设计成100%，而要提高悬空率必须加快筒体回转速度。目前单筒冷却机的回转速度均较低，一般为3～4r/min，经计算传统型单筒冷却机的悬空率只有3%一5%左右，也就是说机内真正在进行强烈热交换的物料只有物料总量的小部分，大部分物料被“埋没”在筒体下和扬料板内。如果扬料板升起时物料能够满载，则单筒冷却机回转速度每增加一倍，意味着悬浮在空气中的熟料量及其传热面积可增加一倍，而传热量也可近于增加一倍。新型单筒冷却机增效的基础原理主要是要强化这种熟料的“悬浮效应”。而要实现这种“悬浮效应”的最有效手段为:在优化内部装置以获得最佳扬料密度分布和最大扬起率的前提下，大幅度提高单筒冷却机的转速。但具体提高到多少为宜，尚需结合机械和其它方面问题进一步研究。 2.4 热平衡计算 本章节公式来源于参考文献[2]。 冷却机热效率 （2-1） 式中：Qy2k—入窑二次空气显热； Qy熟料—入冷却机熟料显热。 （2-2） 2.5 工艺平衡计算 A 物料平衡 a) 窑的台数可按下式计算： （2-3） 式中 n—窑的台数； Qd—要求的数料日产量（t/d），这里Qd=4000 t/d； 经过计算本设计取1台 b) 计算烧成系统的生产能力 熟料的日产量 Qd=4000 t/d 熟料的小时产量 Qh＝166.67t/h B 原、燃材料消耗定额的计算 a) 考虑煤灰掺入时，1t熟料的干生料理论消耗量 （2-4） 式中—干生料理论消耗量（t/t数料）； I—干生料的烧失量（%）；这里I=30% s—煤灰掺入量，以数料百分数表示（%） 煤灰掺入量s可按下式计算： （2-5） 式中—应用基煤的灰粉含量（%）； q—熟料烧成热耗（KJ/Kg熟料），这里q=4800 Qdw—煤的应用基位低热值（KJ/Kg煤），这里Qdw=20930 —煤灰沉落率（%），这里R=1。 将数据式（2-5）求得6.55％，把s代入式（2-4）求得=1.335。 b) 考虑煤灰掺入时，1t熟料的干生料消耗量 （2-6） 式中 K生—干生料消耗量（t/t数料）； P生—生料的生产损失（%），这里=5% 代入数据到式（2-6）中，求得K生=1.41 C 干石膏消耗定额 （2-7） 式中 Kd—干石膏消耗定额（Kg/ Kg熟料）； d、e—分别表示水泥中石膏、混合材的掺入量（%）。 这里d=30，e=20，将P生代入式（2-7）求得Kd=0.63% D 干混合材消耗定额 （2-8） 式中 Ke—干混材消耗定额（Kg/ Kg熟料）。 代入数据到式（2-8）中，求得Ke=1.68% E 烧成用干煤消耗定额 （2-9） 式中 Kf1—烧成用干煤消耗定额（Kg/ Kg熟料）； q—熟料烧成热耗（KJ/Kg熟料）； Qdw—干煤低位热值 KJ/Kg干煤）； —煤的生产损失%，一般取3%。 计算得到烧成用干煤消耗定额Ｋf１＝0.236。 3 支承装置设计 3.1 支承装置设计的根本原则 支承装置是单筒冷却机的重要组成部分，它承受着筒体回转部分的全部重量(包括筒体、耐火砖、物料、轮带及大齿圈等)，并在径向与轴向对筒体起定位作用。设计应满足下列原则： a) 设计应能满足单筒冷却机的产量要求； b) 支承装置应能使得单筒冷却机正常工作，结构相对比较简单； c) 装卸方便，便于维修、调整； d) 尽量使用通用件，以便降造成本。 3.2 轮带的设计 3.2.1 轮带作用及主要损坏形式 轮带的作用是把筒体重量(包括耐火砖、内部装置和物料等)传递给托轮，并使筒体能在托轮上平稳地回转，因而轮带要有充足的强度和耐久性。同时，轮带又是加固筒体径向刚度的零件，应有足够的刚度。由于热的影响，在设计中还需要注意减少轮带中的温度应力，在生产中常见的轮带损坏形式有以下几种： a) 轮带外表面产生鳞片剥落、麻点、龟裂、压溃等。在轮带和托轮的接触表面上，由于巨大载荷的作用，产生很大的接触应力。因此；当它运转时，受到接触应力的重复作用而发生表面疲劳破坏。一般在运转了二、三十年的旧窑上，常见到轮带上产生蜂窝状的麻点。对轮带的缺陷进行补焊后，由于补焊部分及焊接热影响区与金属母体的硬度差值过大，往往易使整块补焊部分脱落。轮带的铸造质量不佳，也易使轮带产生龟裂和压溃。 b) 过早磨损。使用中，由于托轮的歪斜，或各支点基础沉陷不一致，造成轮带和托轮轴线不平行，局部接触应力增大，使圆柱形的轮带磨成马鞍形、腰鼓形、锥形等。设计中，若轮带和托轮的材质和硬度搭配选择不当，也会引起过早磨损。 c) 轮带径向断面上出现裂纹。由于轮带在巨大载荷作用下，其径向断面上要产生弯曲应力。同时，轮带内外壁温差也要在轮带径向断面上产生温度应力(若在热态下，轮带与筒体间产生过盈，轮带径向断面上的拉力还将有所增加)。再者，如轮带退火不完全，则会在其中产生铸造应力。这三者叠加，会导致轮带径向断面上出现裂纹，甚至断裂。 d) 轮带刚度不足。轮带的刚度大小对筒体径向刚度影响较大，是延长耐火砖寿命的先决条件，应加以核算。 从轮带上述损坏型式可知，在轮带设计时，要对其截面上的弯曲应力、温度应力、接触应力和刚度等进行计算和校核。 3.2.2 轮带截面形状 a) 矩形轮带(图3-1(a))。其断面为实心矩形，形状简单，铸造缺陷少。当电炉容量小时，轮带可采用分瓣铸造，然后用电渣焊焊成整体毛坯。在简易退火炉内退火，消除焊接应力后，再进行机械加工。矩形轮带便于锻造，能大大的提升质量，并由于轮带断面是实心，故其热传导快，且厚度较薄，则内外壁的温差小，使温度应力也较小。 当重量相同时，与箱形轮带相比，矩形轮带的刚度小得多，其材料利用不合理，散热条件差。 这种轮带的制造质量容易保证，通常用寿命较箱形轮带长。因此，在国外的单筒冷却机上使用较多。 b) 箱形轮带(图3-1(b))。其断面为中空箱形。运转时，散热条件好，但由于断面形状复杂，铸造时，在冷缩过程中易产生裂缝等缺陷。有时铸造内应力会导致轮带断裂。由于这种轮带较矩形轮带的厚度厚，则温差大，所以温度应力较大。在同样的重量下；箱形轮带较矩形轮带的刚性大得多，因此合理地利用了材料。但应特别注意遵循“使铸件各部分冷却速度均匀”的原则来设计轮带的结构，以减少铸造应力。从加固筒体的作用来看，应优先采用箱形轮带，同时尽可能简化结构，以便于加工制造。 a) 实心矩形断面；b) 中空箱形断面 图3-2四瓣组合轮带 图 3-1轮带截面形状 c) 组合式轮带。由于轮带的尺寸大、重量重，可采用分瓣组合式轮带，以克服铸造、运输和更换等困难。常见的四瓣组合轮带的结构如图3-2所示。各个分瓣都经机械加工，接错装配，并用精配螺栓连接成整体。 轮带分瓣后，大大增加了机械加工量，刚度比整体轮带差，明显削落了对筒体的加固作用。分瓣接合处的局部刚度更差。因此，该处易磨损、压溃、起凹槽和掉块，常规使用的寿命较短，已逐步由整体轮带代之。 有的大型窑上，将矩形轮带沿宽度分为两个单独的整体轮带。两者间不用连接件连接，而是将两个较窄的整体轮带放置在一个托轮支承装置上，以代替一个大的整体轮带。这样既克服了分瓣组合轮带的严重缺陷，又解决了铸造、运输等问题。 d) 与筒体一体的轮带。轮带下筒体的刚度在很大程度上取决于轮带的刚度。为了避免轮带与筒体之间产生“缩颈温度应力”，又使轮带充分发挥对筒体的加固作用，同时使轮带的材料合理利用，简化制造、安装工作，便于操作。近年来，出现了将轮带与筒体构成一体的结构。 3.2.3 轮带和托轮的材料组合 在选择轮带材料时，应考虑：a) 轮带大而重，更换不易，应经久耐用；b) 轮带为大型铸钢件，应根据目前的铸造水平，保证其铸造质量。 在选择托轮材料时，应考虑：托轮转速高，磨损快，应有较高的耐磨性能。 因此，在保证轮带经久耐用的前提下，应尽量提高两者的耐磨性。因为轮带和托轮其中任何一个过早磨损，都会反过来损伤另一个的工作表面，并且都不利于保证筒体的直线性。同时，应保证两者硬度有一个合理的差值，以利改善接触状况，延长双方的常规使用的寿命。 根据上述观点，通常采用ZG310-570、HBl60-190的轮带和ZG340-640、HBl79- 207的托轮，使托轮硬度稍高于轮带30～40HB；在宽度上轮带稍窄于托轮，以避免轮带表面磨出沟槽，并节省金属材料。在使用中，轮带和托轮表面用水冷却及油润滑，以减少磨损。有条件时可采用硅锰系合金钢。如轮带为ZG35SiMn，(正火)，HBl63～217；托轮为ZG42CrMo (正火)；HB≥179。因为硅锰钢的耐磨性好，接触疲劳强度比镍铬钢高一些，可用以制作承受挤压和磨损为主的轮带和托轮。 3.2.4 轮带的结构尺寸 A 轮带外径Dr：我们采用实心矩形轮带，根据公式3-1决定轮带外径 Dr=1.2D （3-1） 式中 Dr—轮带外径，mm ； D— 筒体内径，mm 。 Dr=1.2×5.6=6720mm 取 Dr ＝6800mm B 轮带的宽度Br：根据公式3-3决定轮带宽度 轮带和托轮这两个圆柱体的接触应力P0应满足下式： （3-2） 将上述校核公式变换为设计公式： 令I=Rr/Rt，则Rr=IRt， 又 P=＝＝0.578 整理得： (3-3) 式中 E—材料弹性模量，E=2×105Mpa ； Q—支点反力，取各点支反力中最大值，MN ； Ger.—轮带自重，Ger. =(5～10)%Q，MN ； —轮带与托轮直径之比，一般I=3～4，大窑取小值，小窑取大值 ； P0—接表面最大的接触压应力 ； Dr—轮带外直径，m 。 ≈1050mm C 轮带截面高度 H: H=（0.05～0.08）D (3-4) H=（0.05～0.08）D =(0.05～0.08)×5600 ＝280～448mm 取 H=300 mm 3.3 托轮装置的设计 3.3.1 托轮装置结构形式 l-轮带；2- l-轮带；2-筒体；3-托轮 图3-3 托轮安装位置示意图 单筒冷却机托轮装置有多种形式，目前我国常用的有滑动轴承托轮装置、滚动轴承托轮装置、自动调位托轮装置等。 在刚性支承中，过去一般均采用滑动轴承，但是近年来在窑的托轮支承装置中采用了滚动轴承，并已成为窑的支承装置发展中了种引人注意的新动态。在我国中、小型单筒冷却机托轮支承上，也已经开始应用滚动轴承。采用滚动轴承盾，简化了操作，提高了设备的利用率，降低了传动装置的电耗。本设计采用刚性支承，刚性支承的每套托轮支承装置，由一对托轮、四个轴承和一个大底座组成。为了保持筒体的“直”而“圆”，各组托轮的安装位置如图3-3所示。要求安装托轮时，既要保证筒体中心线为一直线，又要保证同一档的两个托轮受力相等，使两个托轮均匀受力和磨损。此外，还要求支承装置能控制筒体的轴向窜动。 单筒冷却机是在一定高度的基础上架空组装并支承在多档托轮上的，而每档托轮又分别支承在四个轴承上，要找正得很准是相当困难的。因此，安装误差往往难以避免。此外，单筒冷却机在长期运转后，筒体常因受热变形发生弯曲，基础也会产生不同程度的沉陷，再加上支承表面的磨损，要经常保持筒体本身的直线性是不容易的。当筒体的直线性由于上述种种原因而遭到破坏时，轮带、托轮表面就会出 1－轴瓦；2－球面瓦；3－轴承座；4－托轮轴；5－托轮；6－止推环；7－油勺；8－淌油槽；9－止推盘；10－底座；11－调整螺栓图3-4 滑动轴承托轮组 1－轴瓦；2－球面瓦；3－轴承座；4－托轮轴；5－托轮；6－止推环；7－油勺； 8－淌油槽；9－止推盘；10－底座；11－调整螺栓 图3-4 滑动轴承托轮组 支承装置按所用轴承可分为滑动轴承托轮组和滚动轴承托轮组，也有些支承装置混合采用滑动一滚动轴承，即用滑动轴承承受径向力，用滚动轴承承受轴向力。本设计采用的是滑动轴承托轮组结构。 如图3-4所示，托轮组由托轮轴4、托轮5和滑动轴承组组成。托轮材料一般为铸钢。为了减轻重量，托轮一般做成空心的，托轮轴用35CrMo号钢锻成，托轮与轴采用热压配合或重压配合，组装在一起。当筒体轴向窜动时，托轮可由止推环6和止推盘9支持在轴瓦1的端部，以限制托轮窜动量和承受筒体的轴向力。滑动轴承均采用油勺提油的润滑方式。如图3-4中，油勺随着托轮轴回转把油带上，再通过固定淌油槽8，将油淋在托轮轴颈上进行润滑。由于托轮支承装置倾斜安装，为防止轴颈向轴承外漏油，在轴瓦靠托轮一侧开有回油孔，在托轮轴的上部用三角形棱柱刮油器阻档流向密封圈的油，轴承内设有水冷装置，水经过冷却水管先通过底部油槽冷却润滑油，然后再冷却球面瓦；最后水流入托轮大底座的水槽内，苒用来冷却托轮和轮带，并能洗去托轮表面的灰尘。为防止托轮把水带上，并沿托轮轴流入轴承内，在托轮轮缘两端装有刮水器。为了减少筒体辐射热对托轮轴承的影响，在窑热端的几对托轮轴承上装有石棉等制成的隔热罩，托轮轴承一般设有球面瓦。这种结构有较好的自位调心能力，在安装和调整过程中，使左右轴承始终保持同轴线，避免发生咬轴现象。为了便于安装和调整轴承，设有调整螺栓11。 3.3.2 托轮的设计 3.3.2.1 托轮的破坏形式及其原因 托轮的破坏形式有两种：表面破坏和轮体破裂。 A 表面破坏是发生在与轮带接触的托轮外表面上。表面为鳞状裂缝、楔状掉块、片状剥皮、沟槽、亮线、端部压墩等。其原因分为磨料磨损，接触疲劳破坏和塑性变形三大类。 托轮和轮带之间的粉尘和磨损碎屑的粗硬突出点压入软金属表面，并把它犁出一道道沟槽，使原来沟中的金属被犁削成磨屑而从本体脱离，此即磨料磨损。将托轮表面磨成沟槽、锥形、台阶等形状。她属于高应力磨料磨损，其体积磨损量与作用在摩擦表面的正压力和滑动距离成正比，与材料的表面硬度成反比。因此，保证表面清洁并进行润滑，提高表面硬度，降低轮带和托轮的相对滑动量，细化接触表面的晶粒可减少此类磨损。 表面产生鳞状裂纹、楔状掉块和片状剥皮的原因是，接触疲劳所致。因为轮带和托轮两个圆柱体彼此转动，其材料表层承受交变接触应力，属于疲劳破坏。两圆柱体接触处存在着摩擦力，对材料的内部应力分布有重大影响。接触表面存在润滑剂或冷却水影响。特别是冷却水，会引起腐蚀磨损。腐蚀磨损量与冷却水种类和托轮材质有密切关系。 根据材料产生接触疲劳破坏的原因，可采取如下措施：a) 减少轮带和托轮之间的摩擦力，以减少在表面形成裂纹的机会。如采用液压挡轮，使轮带和托轮全宽均匀接触，以降低接触应力；b) 在轮带和托轮表面上，用固体润滑剂代替液体润滑剂；c) 改善材料的表层质量，要求材料的耐磨性和抗接触疲劳强度好，合金铸钢在着方面有优越性。 B 轮体破裂。是指托轮轮体某些部位出现裂纹甚至断裂，失去作用而报废，这种失效往往是突发性的。 轮体破裂主要发生在托轮外缘、托轮辅板孔附近和托轮轴孔处，它属于强度破坏。具体的破坏形式与托轮的结构有关。 3.2.2.2 托轮的结构形式 托轮的结构形式有三种：箱形结构、轮辐式结构和实心结构。 根据分析和测试得出：箱形结构强度最差，应避免采用；轮辐式结构次之；实心结构强度最好，应尽量采用。由于本设计的冷却机采用空心托轮如图3-5所示。 图3-5 空心结构托轮 3.2.2.3 托轮尺寸参数设计 A 托轮直径Dt 由 (3-5) 式中 Dt—轮带外直径； —轮带与托轮直径之比，这里=3～4。 代入数据得 Dt=2000mm B 托轮宽度Bt 确定托轮的宽度的原则是:窑处于冷态时，任一轮带在托轮托轮上的接触宽度不小于75%，以防静接触应力过负荷；窑处于热态时，轮带宽度的平分线应与托轮宽度的平分线所示，筒体在热态下沿轴向窜动，其窜动量2V是由挡轮与轮带之间的间隙确定的。为保证托轮和轮带全宽接触，则 Bt≥Br+2V (3-6) 式中：Br、Bt—分别为轮带和托轮的宽度； V—筒体的轴向窜动量， 普通挡轮V：20mm～40 mm， 液压挡轮V=10mm～20mm。 图3-6 普通挡轮轴向位置 由式4-2得，本设计托轮取V=25 Bt≥1050+50 取 Bt =1100 C 托轮的结构尺寸 表3-1 托轮结构尺寸关系 轮辐厚度 t1 (0.085～0.095)Dt 轮毂直径 d1 (1.5 ～ 1.6)d 轮毂宽度 L1 (0.8 ～ 0.9)Bt 将以上所得有关托轮尺寸分别代入上述表格得公式中，得： 轮辐厚度 t1=(0.085～0.095)Dt ＝（0.085～0.095）×2000 ＝170～190mm 取t1＝183mm 轮毂直径 D1=（1.5～1.6）d =(1.5～1.6)×730 ＝1095～1168mm 取d1=1096mm 轮毂宽度 L1＝（0.8～0.9）Bt ＝（0.8～0.9）×1100 ＝880～990mm 取L1＝1036mm 图3-7 托轮的结构尺寸 3.3.3 托轮轴设计 3.3.3.1 托轮轴尺寸参数的设计 托轮轴长度取决于托轮宽度及轴承宽度，托轮轴直径由轴径弯曲强度和轴瓦比压来确定，可根据受力的大小，按机械零件方法进行设计。 图3-8 托轮轴 根据公式 （3-7） C—计算常数，取决于轴的材料和受载情况； P—轴的传递功率； N—轴的转速。 得托轮的结构尺寸如图所3-8示，最小直径为500mm。 两个轴的最小直径相同，总长度为2660mm。 3.3.3.2 轴的强度校核 45钢调质后的机械性能σb＝650；σs＝360；σ-1＝300 许用弯曲压力[σ1]＝215MPa；[σ0]＝100MPa；[σ-1]＝60MPa 对于不重要或不受重载的一般轴，经上面估标轴径后，再经结构设计，便可作为最后的结果。但对于重要或受重载的轴，则必须根据已设计轴的实际尺寸根据轴的实际弯矩图和扭矩图，并考虑应力集中，表面状态和绝对尺寸等影响因素，重新对轴进行精确的强度校核。 以下公式来源于参考文献[3]。 图3-9 轴所受载荷示意图以及它分析示意图 a) 轴上的反力和弯矩 由所确定的轴的结构图确定出支梁的支撑距离 托轮受力分解为圆周力Ft，径向力Fr，轴向力Fa。然后全部转动轴上，将其分解为水平力和垂直力。 功率：900kw 托轮转速：10.2r/min (3-8) 代入数据 托轮上的圆周力(图3-9d) (3-9) 代入数据 径向力(图3-9d) (3-10) 代入数据 轴向力 (3-11) 轴上的负荷(图3-9)： (3-12) 代入数据 (3-13) 代入数据 (3-14) 代入数据 (3-15) 代入数据 总弯距： (3-16) 代入数据 扭矩： 计算扭矩： (3-17) b) 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大计量弯距的剖面（即危险剖面）强度， (3-18) 代入数据 故校核安全。 3.3.4 滑动轴承的设计 A 选择轴承的结构和材料 a) 选择轴承结构为剖分式，由水平剖分面单侧供油，轴承包角 α＝180°。 b) 选择轴承的宽径比，根据一般轴承的宽径比B/D在0.3～1.5范围内，取B＝389，D＝600。 c) 计算轴颈圆周速度 (3-19) 代入数据 d) 选择轴承材料为ZSnSb11Cu6 B 承载能力计算 a) 初步估算润滑油粘度 (3-20) 代入数据 b) 计算相应的平均粘度，取润滑油密度ρ＝900Kg/m3， (3-21) 代入数据 c) 选定润滑油牌号，初步选择L-FC46轴承油。 d) 选定平均油温，现选平均油温：tm=50 e) 按照tm=50℃，选择L-FC46轴承油的动力粘度η50℃＝ f) 计算相对间隙 (3-22) 代入数据 g) 求轴承偏心率，经过计算得到X＝0.696。 h) 计算最小油膜厚度 (3-23) 代入数据 i) 根据加工精度要求，查表得：Rz1=0.0032mm，Rz2=0.0063mm。 j) 计算许用油膜厚度，取安全系数S＝2 (3-24) 代入数据 因为hmin[hmin]，可以实现液体动力润滑。 3.3.5 托轮调整 冷却机筒体以与水平方向成一定的斜度安装在托轮上，如图3-10。由于筒体本身重力的作用，以及基础沉陷不均，筒体弯曲，轮带与托轮不均匀的磨损，特别是轮带与托轮接触表面之间摩擦力的变化，工作中常引起筒体沿轴向上下窜动。轮带与托轮接触表面之间的摩擦因数与筒体转速、气温升降、表面有无油水、灰尘以及本身的磨损程度有关。这些因素在生产中是不断变化的，即使是调整好的筒体，在运转过程中也会上下窜动。如果筒体在有限的范围内时而下、时而上的窜动，保持相对稳定，这是正常现象，可以防止轮带与托轮的局部磨损；如果只在一个方向上做较长时间窜动，则属于不正常现象，必须加以调整。 1窑头2.轮带3.大齿轮4.窑尾5.电机6.减速机7，小齿轮8.托轮 图3-10 冷却机筒体安装示意图 要保证冷却机能够长期安全地运转，从设备维护和正确使用方面来说，调整好托轮是重中之重的一项工作。当前，许多水泥厂最缺乏的技术工人就是经验丰富的看火工和托轮工。因为这些工种技术比较复杂，不是在短期内就能掌握的。 调整托轮的目的有三:一是使筒体能够按所要求的规律沿轴向正常地上下往复窜动，以保证托轮和轮带外表面均匀磨损；二是使单筒冷却机筒体中心线在热态时永保一条直线，以使托轮和轮带受力均匀，不产生超载现象，降低功率消耗；三是使各托轮能够均衡地承受筒体载荷，以保证不产生附加应力，减少或避免机件的过早损坏。 A 筒体产生轴向窜动原因 筒体在静止状态下是不会产生下滑动的。即使筒体是按3％～5％的斜度置于支承装置上，其重力G在轴向的分力G2=Gsinα(sinα=3％～5％)，也远远小于各档托轮与轮带间的摩擦力之和F=2fS(f为托轮与轮带间的摩擦系数，S为一侧托轮对轮带的压力)。 通常情况下，筒体的斜度是不变的，而且无特殊情况，托轮很少调整。但在运转过程中，筒体却会在上下挡轮之间上下游动，俗称窜动。其主要原因有两条，其一是由于轮带和托轮接触表面之间的摩擦力发生变化引起的。摩擦力等于正压力和摩擦系数的乘积。在运转时，轮带和托轮接触表面间的摩擦系数是由静止状态下的干摩擦变为有润滑摩擦；滑动摩擦变为兼有滚动摩擦与滑动摩擦，且以滚动摩擦为主，并随着接触表面的磨损情况润滑状态、速度快慢和风、水、尘土等不同而频繁改变。同时，由于冷却机的热工制度和气温的改变，也会影响筒体的轴线，从而变更各档正压力的数值大小，这些都会引起摩擦力的变化，从而破坏筒体的相对平衡而引起的筒体窜动。其二是各档托轮的中心线与轮带的中心线从理论上来讲是不可能绝对平行的。在单筒冷却机运转时，托轮则通过摩擦力对轮带作用一与轴向分速度方向一致的轴向力。各挡、托轮对筒体的轴向有一合力。当其合力大于各档托轮间的摩擦阻力时，筒体则沿合力方向窜动。合力的大小与方向取决于各挡轮带与托轮间的摩擦力大小和相对歪斜方向及大小。 B 控制冷却机筒体轴向窜动措施 a) 油调整法 在运转中，只要调整好轮带与托轮间的摩擦系数就能控制住筒体的轴向窜动。 a b 图3-11 止推环与轴瓦的间隙之— 1-轮带；2-托轮 图3-12 止推环与轴瓦的间隙之二 目前常在轮带和托轮接触表面上，浇以不同粘度的润滑油来控制其窜动。这是行之有效的方法。 调整步骤是首先必须判断出欲加润滑油的那只托轮所受反力的大小以及它是推动筒体上窜还是下窜，然后决定加什么油。如果判定该托轮推窑向上，且原来表面上有润滑油，若欲使筒体上窜，则加润滑粘度较大的油，以增大摩擦系数，促使筒体上窜，反之则加较稀的润滑油。 图3-13 托轮歪斜示意图根据某挡轮带或托轮接触表面的光亮程度和托轮轴颈上或止推环上的油膜厚度来估计托轮反力的大小。或托轮接触表面发亮，说明受力大；发乌说明受力较小；有锈受力小。托轮轴颈或止推环上油膜薄，说明受力大；反之则说明受力小。 图3-13 托轮歪斜示意图 托轮推动筒体上窜还是下窜的判断方法是根据止推环与轴瓦的间隙‘发生在那一边来确定。如图3-11(a)所示，轴向间隙e出现在左端，则说明托轮推窑向右，反之如图3-11(b)所示，则说明托轮推窑向左。若如图3-12所示，两端均出现间隙e，则说明托轮对筒体基本上没有推力。上述方法只是一种经验判断方法，还不能做到精确定量的程度。 b) 歪斜托轮法 1.筒体需要调整的窜动方向；2.筒体 1.筒体需要调整的窜动方向；2.筒体回转方向；3.托轮中心线 “仰手律”图示 斜托轮法的原理如图3-13个托轮轴线对筒体中心线在同一方向扭斜微小角度β，因托轮和轮带的旋转轴线被固定了，则托轮和轮带接触处，托轮的圆周速度为v，轮带的圆周速度为v2。因v和v2的方向不同，就在轮带上产生了轴向窜动速度vl＝v2tgβ。在轮带和托轮之间的摩擦力的作用下，迫使筒体以vl的方向和大小窜动。利用这个原理，可根据筒体的回转方向和筒体需要窜动的方向来确定调整托轮的歪斜角β，以达到控制筒体窜动的目的。因为筒体窜动的速度和方向与托轮歪斜的方向和筒体的回转方向有关，为方便记忆，可用“仰手律”来加以说明。如图3-14心向上，双手握拳，大拇指与筒体中心线一致，指向筒体窜动方向。这样就可根据筒体的转向和需要窜动的方向来选择是利用右手还是左手。在选定的手上，沿四指的中间关节连成一条直线，即为托轮中心线所需调整的歪斜方向。我们也可把“仰手律”用作图法表示出来，如图3-15所示：用带箭头的直线分别表示出筒体需要窜动的方向和筒体回转的俯视方向，并使它们头尾相连，构成一个直角三角形的两个直角边，则这个直角三角形的斜边即为托轮中心线所需调整的歪斜方向。 1.筒体需要调整的窜动方向；2.筒体回转俯视方向；3.托轮中心线 作图法图示在歪斜托轮的调整中，应尽可能避免产生大、小八字。两档托轮歪斜形成的八字为大八字，如图3-16 1.筒体需要调整的窜动方向；2.筒体回转俯视方向；3.托轮中心线 作图法图示 实际生产中可以将油调整法和歪斜托轮法结合起来进行调整。其步骤是首先根据托轮轴端的间隙e来确定各个托轮目前对筒体的作用力方向，再结合筒体的回转方向判断出托轮目前的歪斜方向。若托轮对筒体作用力方向与筒体需要调整的方向一致，则可在托轮与轮带的接触表面加稠油，以增加摩擦系数，托轮中心线可不动；若方向相反，则在接触表面加稀油，或改变托轮中心线原来的歪斜方向。可作多方案进行比较，择优执行。 在制定托轮调整方案时，以控制筒体轴向窜动为主，但同时要兼顾到保证筒体的直线性和使各档托轮受力均衡。 上述两种方法仅用在装有普通挡轮的单筒冷却机上。 (a)大八字； (b)小八字 图3-16 托轮歪斜 3.4 挡轮装置 3.4.1 挡轮结构 挡轮是用来指示筒置、限制冷却机筒体轴向窜动和控制冷却机筒体轴向窜动的装置。如图3-6所示，挡轮和轮带侧面的间隙V由筒体允许的轴向窜动距离而定。确定V的原则是：既能使轮带和托轮在全宽上均匀磨损，又能使窑上大小齿轮良好啮合，还不要使窑头和窑尾的密封装置失效。 考虑到冷却机筒体的热胀冷缩，多支点单筒冷却机的挡轮应布置在大齿圈附近的轮带两侧。这样既可以防止因大齿圈过度的轴向移动而影响啮合，又可使大小齿轮罩结构紧凑。同时，可将传动装置和支承装置做成联合基础，能承受更大的轴向力，且便于集中管理。 由于单筒冷却机筒体有一定的安装斜度(3％～4.5％)，运转时，冷却机筒体在自重分力的作用下会滑向低端，为了限制其轴向位移，必须设置挡轮装置。挡轮装置按工作原理可分为信号挡轮、吃力挡轮和液压挡轮。 本设计采用的是普通挡轮（信号挡轮）。 一般小型回转窑和单筒冷却机采用信号挡轮。信号挡轮与空心立轴铸成一体，其结构见图3-17。这种挡轮仅能承受很小的压力，且筒体、轮带的行程仅20mm，故只起信号作用，控制筒体上下窜动主要靠调整托轮角度来完成，调整原理见图4-2。对于一台新安装的冷却机来说，托轮轴线平行于窑筒体中心线a}，当窑不转时，窑筒体自重产生的下滑分力与托轮与轮带间的摩擦力处于平衡状态，筒体不会下滑；当窑转动时，在筒体自重分力(下滑力)的作用下，轮带与托轮间产生弹性滑移，这时只能将托轮调整一个角度 (图3-18b)，利用托轮的轴向分速度抵消筒体的下滑速度，保持冷却机 1.防尘圈；2.挡轮座；3.挡轮（空心立轴）；4.油塞；5.套瓦； 6.铜垫；7.定位支座；8.垫板9.螺钉；10.拉紧丝杆；11.油位指示器 图3-17 信号挡轮结构图 (a)歪斜前托轮位置；(b)歪斜后托轮位置 图3-18 歪斜托轮调整原理 信号挡轮是采用歪斜托轮法控制筒体窜动，虽然简单、有效，但也会带来不良后果。主要表现在：1）轮带和托轮表面接触不良。由于轴线歪斜，使两者接触面积变小，导致局部接触应力增加，易产生表面压溃、剥落和点蚀等情况。同时会使轮带和托轮表面磨成马鞍形、锥形和腰鼓形等。2）滑动摩擦增加。由于轴线歪斜，两个圆柱体不再是纯滚动，而兼有滑动。这会加剧零件磨损和增加无用功率的消耗。3）接触表面润滑不良。由于该法是通过摩擦力和重力分力的平衡来控制筒体窜动的，故不能随意改变托轮和轮带接触表面的润滑状态，这就限制了接触表面的充分润滑。润滑不良就会加剧表面的磨损。4）维护管理麻烦。由于气候条件和热工制度变化等原因，轮带和托轮接触表面的摩擦系数经常发生变化，会破坏筒体的轴向力平衡，这就需要随时观察和调整。以防止单侧挡轮经常受力。 用吃力挡轮虽不用歪斜托轮，但会在托轮上磨出台肩，要定期切削以保持其圆柱形。 随着单筒冷却机的大型化，信号挡轮和吃力挡轮的以上缺点更为突出。为使轮带和托轮在接触表面全宽上能均匀磨损，以延长常规使用的寿命，保证筒体的直线性和减少功率消耗，出现了液压挡轮。该挡轮要求所有托轮轴线平行于筒体中心线安装，由液压油缸来承受筒体的全部轴向推力，并使筒体沿轴向维持缓慢的往复运动，使载荷均匀的分布在托轮和轮带的全部接触宽度上。在托轮表面上可使用石墨块进行润滑，以减少接触表面的磨损，且长期保持托轮和轮带的圆柱形。 图3-19 挡轮几何关系3.4.2 挡轮尺寸参数设计 图3-19 挡轮几何关系 为减少轮带和挡轮的滑动摩擦损耗，应使挡轮与轮带作纯滚动而没有几何滑动。常用的有如下三种：（1）两个圆锥体；（2）一个平面和一个圆锥体；（3）一个平面和一个球面。 本设计采用第一种：两个圆锥体。 轮带和挡轮的工作表面都做成锥面，而且这两个零件的倾斜工作面形成的共有锥体的顶点应位于轮带和挡轮的回转轴线所示。这就可以使得二个圆锥体接触母线上相应各点的线速度相等，形成纯滚动。因此，轮带和挡轮工作表面的半锥顶角β必须满足式3-25的条件： tgβ=Dh/dr （3-25） 取β＝10°，而Dr＝6800mm，代入上式，得： tg10°= dH/6800 解得dH＝1158mm，取dH 式中 β—挡轮的半锥顶角，一般取为10°～20°； dH—挡轮大端直径； Dr—轮带外直径。 挡轮的厚度h可以根据轮带截面高度H来确定： h=(1/3～1/2)H （3-26） H＝300mm，代入上式，得 H＝100～200mm H值应选择恰当，若过小，为保证挡轮的接触强度，挡轮的直径要很大；若过大，会使挡轮的安装空间太小。通常推力大时取大值，推力小时取小值。 因此，取H＝200mm。 4 托轮、托轮轴过盈配合有限元分析 4.1 过盈配合的有限元特点 过盈配合是接触问题的一种，它利用过盈量产生半径方向的接触面压力，并依靠由该面压力产生的摩擦力来传递扭矩和轴向力。过盈配合的两配合面间往往承受着交变载荷的作用。并且可能发生相对滑动。导致配合面边缘的接触状态和应力状态发生变化。在过盈配合中，随外载荷的变化，接触体的变形和接触边界的摩擦作用使得部分边界条件产生变化，这种变化一般是不可逆的。因此，过盈配合实质上是由边界条件的可变性(滑移、连续) 和不可逆性产生的边界非线性问题，求解过程需用迭代法经多次迭代方能完成。迭代法是从预先假定的接触状态和可能的接触区域出发，按对应的定解条件，建立方程并求解，再验证假定接触状态对应的判定条件是否得到满足，若满足，求解结束；否则，须按一定的迭代格式修改接触状态，继续求解，直到满足相应的判定条件为止。[14] 过盈配合是在孔轴配合尺寸发生干涉的情况下实现的。为了对过盈配合的两个实体实现有限元分析，在对实体进行单元划分的基础上，需要在配合表面设置接触单元 ，传递配合表面的接触压力。由于接触边界的不确定性，不宜用节点对接触单元来处理过盈配合问题，宜用点面或面面接触单元，在托轮与轴过盈配合的有限元分析中采用面面接触模型。在该模型中，两“目标”面和“接触”面，一个目标面构成一个“接触对”，程序通过一个号来识别“接触对”。在研究过盈配合中有以下基本假设：接触体的材料特性是线性的，位移何应变都很小；作用在接触面上的摩擦力满足库仑定理；接触表面是连续且光滑的。 4.2 托轮和轴过盈配合的有限元模型 A 几何参数 托轮与轴的结构尺寸及过盈配合形式，如图4-1： 图4-1托轮与轴的结构尺寸及配合形式 B 模型简化及离散 由于托轮和托轮轴自重与外载荷相比很小，可以忽略，托轮辐孔只是为吊装方便，减轻重量而设，对结构的应力和变形并无太大影响，在建模时不予考虑。而且托轮和托轮轴均为对称回转体，其结构和外载荷均沿托轮中截面对称，建立有限元模型，如图4-2： 图4-2 托轮、托轮轴过盈配合实体模型 SOLID185是ANSYS中提供的8节点三维块单元，每节点3个自由度 ，具有大挠度、抗拉和抵抗大变形的能力，适用于仿真不可压缩的弹性材料，对整个模型用SOLID185 块单元离散处理。网格划分采用SWEEP方式，用该方式划分网格能更精确地进行非线性接触分析。划分网格后在托轮、托轮轴的结合面上分别设置接触单元CONTAC174和 TARGE170，模型要求托轮和托轮轴在配合面上的接触单元一一对应，以保证其位移模式相同。托轮弹性模量210GPa，泊松比0.22，弹性极限应力530MPa，摩擦系数0.2；托轮轴弹性模量210GPa，泊松比0.3，弹性极限应力600MPa。网格划分效果如图4-3所示： 图4-3 托轮、托轮轴过盈配合实体模型网格划分 模型经过离散，如图所示4-4： 图4-4 托轮、托轮轴过盈配合实体模型离散图 C 约束及加载 托轮轴通过轴瓦将载荷传递到基础上，假定基础是刚性的，轴瓦的位移可忽略不计，则可在轴瓦对托轮轴的支承面上施加零位移度约束。由于采用的轴对称模型，在模型的对称面上应施加对称约束。托轮受力S 后，接触面上的压力分布如图4-5 所示： 图4-5 托轮的接触压力分布 （4-1） （4-2） 式中lg —轮带宽度； lt —托轮宽度； Rg，Rt—分别为轮带、托轮的外圆周半径； Eg，Et—分别为轮带、托轮的弹性模量； μg，μt—分别为轮带、托轮的泊松比。 由于轮带宽度lg小于托轮宽度lt，所以托轮与轮带的接触长度为lg。在托轮上与轮带的接触区域，将接触压力p(y)以函数形式施加到托轮与轴过盈配合的有限元模型上。 4.3 结果分析 将模型加载、求解，通过ANSYS提供的通用后处理器（POST1）检查求解结果，得到迭代求解的收敛过程图如图4-6所示和应力分布云图如图4-7所示： 图4-6 迭代求解的收敛过程 图4-7 应力分布云图 在H8/s7的过盈配合关系下，得出如下数据: 过盈量0.24546 mm 托轮受力方向的最大位移 0.284 mm 托轮轴受力方向的最大位移/0.245mm 托轮上的最大应力不是在托轮中截面与轮带的接触部位，而是在托轮孔上与轴配合面端部区域，这有可能导致托轮和轴在该部位发生相对滑动摩擦现象，产生微动磨损，使托轮孔呈喇叭形，严重影响配合部位的疲劳性能。 5 结论 本课题是4000t/d冷却机支承装置的设计以及托轮与托轮轴过盈配合的有限元分析。经过对单筒冷却机工作原理以及载荷分布情况等分析，简化了支承装置结构，使得支承装置能满足大型单筒冷却机的产量要求，并通过使用通用件的方法，合理的降低了单筒冷却机的制造成本，符合企业的要求。根据托轮与托轮轴的结构特点及现场运行的实际情况，用接触有限元法建立了托轮与托轮轴过盈配合的有限元力学模型。针对托轮和托轮轴的状态用ANSYS9.0进行了接触有限元分析，得出了托轮与托轮轴在过盈配合配合状态下的应力分布规律及变形情况，找到了托轮轴断裂的根本原因，确定了托轮和托轮轴最佳的过盈配合形式，为托轮和托轮轴的优化设计提供了依据。但是，此次设计中尚存在这冷却机的运行率无法保证等问题，尚待改进。 参考文献 [1]黄祝生.新型高效单筒冷却机的开发设计与生产调试[J].新世纪水泥导报，2005，（3）：24-27. [2]金容容.水泥厂工艺设计概论[M].武汉：武汉理工大学出版社，1992. [3]钱

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