田國富，陳金銘

(沈陽工業(yè)大學機械工程學院，遼寧沈陽 110870)

鏈篦機頭輪軸的分析與優(yōu)化

田國富，陳金銘

(沈陽工業(yè)大學機械工程學院，遼寧沈陽 110870)

頭輪軸是鏈篦機的關(guān)鍵部件之一，在高溫環(huán)境下工作，要求強度比較高，加工難度大。根據(jù)管標準手冊確定幾種相關(guān)頭輪軸的管結(jié)構(gòu)尺寸，并利用ANSYS軟件對其進行有限元分析，得到了不同內(nèi)徑尺寸下頭輪軸的應力和位移分布狀況，為鏈篦機頭輪軸的結(jié)構(gòu)改進提供了參考依據(jù)。根據(jù)管的標準手冊加工成的頭輪軸，降低了制造成本，保證了設備質(zhì)量。

鏈篦機頭輪軸;管結(jié)構(gòu);有限元;應力分布;位移

0 前言

鏈篦機-回轉(zhuǎn)窯是用于生產(chǎn)氧化球團礦的一種大型設備。近年來，隨著鋼鐵工業(yè)的飛速發(fā)展，極大地推動了球團業(yè)的發(fā)展步伐。鏈篦機屬非標準大型冶金設備，在高溫狀態(tài)下工作。頭輪軸是鏈篦機的關(guān)鍵部件之一，用于驅(qū)動篦床裝置行走，其尺寸較大，結(jié)構(gòu)復雜，加工難度大，成本高。

本文以彈性力學為理論基礎，利用ANSYS軟件對頭輪軸結(jié)構(gòu)進行有限元分析，并根據(jù)計算結(jié)果從強度和剛度兩個方面進行了分析和討論，在滿足載荷工況要求和具有一定安全系數(shù)的前提下，改成管結(jié)構(gòu)，以降低加工難度。

頭輪軸位于鏈篦機的排料端。頭輪軸通過減速器與電機相連，作為驅(qū)動軸帶動整個篦床運行，實現(xiàn)對生球的干燥、預熱過程。鏈篦機結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。

圖1 鏈篦機結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1Grate structure sketch

1 頭輪軸結(jié)構(gòu)模型的建立

原頭輪軸結(jié)構(gòu)如圖2所示，各部軸頸尺寸分別為φ260 mm，φ270 mm，φ275 mm，φ280 mm，φ275 mm，φ310 mm，φ345 mm，長度5 990 mm，內(nèi)徑為φ80 m。頭輪軸上的兩個鉤頭楔鍵鍵槽尺寸為長3 042 mm，寬70 mm，高22 mm，相隔120°。本文利用Solid Works軟件建立頭輪軸的三維實體模型，并存為.x_t格式導入到ANSYS軟件中進行分析。

圖2 原頭輪軸三維實體圖Fig.23D image of original axle

原頭輪軸的坯料為實心鋼材，采用鉆孔方式進行加工。由于頭輪軸的尺寸較長，采用鉆內(nèi)孔方式加工難度大，考慮到降低制造成本，采用管結(jié)構(gòu)。本文根據(jù)管標準手冊提出幾種頭輪軸管結(jié)構(gòu)方案，采用φ356 mm的管坯料進行加工獲得管結(jié)構(gòu)的頭輪軸，管的外徑尺寸與原頭輪軸相同，管內(nèi)徑尺寸不同，分別為φ125 mm、φ140 mm、φ156 mm三種情況。

2 頭輪軸的分析與優(yōu)化

2.1 頭輪軸材料參數(shù)

頭輪軸的材質(zhì)為42CrMo，彈性模量E=2.1 ×1011N/m2，泊松比μ=0.28，密度ρ=7.87g/ cm3，重3 140 kg，屈服極限為930 MPa。

2.2 頭輪軸分析

本文針對鏈篦機的頭輪軸，利用有限元軟件進行分析，計算出頭輪軸的應力與變形，進行優(yōu)化分析。

圖3為頭輪軸的具體結(jié)構(gòu)總圖，該圖表示鏈輪與頭輪軸的配合及滾動軸承所處位置。

利用ANSYS軟件對頭輪軸的材料參數(shù)進行設置，并劃分網(wǎng)格。圖4為頭輪軸有限元網(wǎng)格劃分模型。網(wǎng)格劃分:由于頭輪軸結(jié)構(gòu)較大，形狀較復雜，采用自由網(wǎng)格劃分。單元類型采用SOLID45單元，該單元有8個節(jié)點，3個自由度，單元網(wǎng)格設置為0.040 m。

圖3 頭輪軸的具體結(jié)構(gòu)總圖Fig.3Structure image of head axle

圖4 頭輪軸有限元網(wǎng)格劃分模型Fig.4FEM grid model of head axle

頭輪軸的邊界約束條件:在與滾動軸承配合的表面上施加徑向約束，在與減速器配合的表面施加軸向、徑向與周向約束。將牽引力和扭矩轉(zhuǎn)變成的力偶施加到四個鏈輪與頭輪軸配合處。

經(jīng)理論計算得到頭輪軸所受總牽引力為620 024 N。假設作用在四個鏈輪上的牽引力大小均為155 006 N，等值傳遞到頭輪軸上，產(chǎn)生的扭矩為91 143，換算成力偶為588 023 N，加到頭輪軸上。受力圖如圖5所示。

圖5 頭輪軸載荷模型圖Fig.5Load model of head axle

2.3 原頭輪軸的有限元分析

原頭輪軸的內(nèi)徑為φ80 mm，通過ANSYS軟件進行分析，得到其應力變形云圖。圖6、圖7為頭輪軸應力變形分布情況圖，由圖知最大等效應力為222 MPa，發(fā)生在滾動軸承所在位置。最大變形為1.452 mm，在頭輪軸中部直徑為φ345 mm處。

圖6 頭輪軸內(nèi)徑為φ80 mm的等效應力云圖Fig.6The equivalent stress nephogram of head axle inner diameter φ80mm

圖7 頭輪軸內(nèi)徑為φ80 mm的變形云圖Fig.7Deformation nephogram of head axle inner diameter φ80mm

2.4 頭輪軸管結(jié)構(gòu)的有限元分析

頭輪軸由于尺寸較長，內(nèi)孔加工難度大，質(zhì)量重，加工成本高。在相同邊界約束條件下，將頭輪軸設計成管結(jié)構(gòu)，可降低加工難度，減輕其重量。經(jīng)查相關(guān)管標準手冊，采用φ356 mm的管坯料進行加工獲得管結(jié)構(gòu)的頭輪軸，內(nèi)徑分別為φ125 mm、φ140 mm、φ156 mm三種情況。

(1)三種管結(jié)構(gòu)有限元分析應力分布云圖。管內(nèi)徑為φ125 mm的頭輪軸應力分布情況如圖8所示，最大等效應力為221 MPa。

圖8 管內(nèi)徑為φ125 mm的等效應力云圖Fig.8The equivalent stress nephogram of head

管內(nèi)徑為φ140 mm的頭輪軸應力分布情況如圖9所示，最大等效應力為218 MPa。

圖9 管內(nèi)徑為φ140 mm的等效應力云圖Fig.9The equivalent stress nephogram of head axle inner diameter φ140mm

管內(nèi)徑為φ156 mm的頭輪軸應力分布情況如圖10所示，最大等效應力為219 MPa。

圖10 管內(nèi)徑為φ156 mm的等效應力云圖Fig.10The equivalent stress nephogram of head axle inner diameter 156mm

(2)三種管結(jié)構(gòu)有限元變形分布云圖。管內(nèi)徑為φ125 mm的頭輪軸變形分布情況如圖11所示，最大等效變形為1.504 mm。

管內(nèi)徑為φ140 mm的頭輪軸變形分布情況如圖12所示，最大等效變形為1.542 mm。管內(nèi)徑為φ156 mm的頭輪軸變形分布情況如圖13所示，最大等效變形為1.596 mm。

圖11 管內(nèi)徑為φ125 mm的變形云圖Fig.11Deformation nephogram of head axle inner diameter φ125mm

圖12 管內(nèi)徑為φ140 mm的變形云圖Fig.12Deformation nephogram of head axle inner diameter φ140mm

圖13 管內(nèi)徑為φ156 mm的變形云圖Fig.13Deformation nephogram of head axle inner diameter φ156mm

3 計算結(jié)果分析

將計算結(jié)果匯總見表1。

表1 頭輪軸有限元計算結(jié)果比較Tab.1FEM results comparison of head axle

管標準下的內(nèi)徑尺寸不同對頭輪軸的力學性能影響不同，增加頭輪軸內(nèi)徑尺寸減小了最大等效應力，增加了變形量。改造后的頭輪軸:①較原頭輪軸最大等效應力減小了0.45%，變形增加了3.58%;②較原頭輪軸最大等效應力減小了1.8%，變形增加了6.2%;③較原頭輪軸最大等效應力減小了1.35%，變形增加了9.92%。在材料力學性能允許范圍內(nèi)，改造后的頭輪軸(φ140 mm，φ156 mm)是較優(yōu)化和經(jīng)濟的結(jié)構(gòu)參數(shù)。

4 結(jié)論

在材料力學性能允許范圍內(nèi)，將原頭輪軸改成管結(jié)構(gòu)，通過ANSYS軟件分析是合理的。采用原料外徑為φ356 mm，內(nèi)徑為φ156 mm的管進行加工，理論上是可行的。

［1］高耀東，劉學杰，何建霞.ANSYS機械工程應用精華50例［M］.北京:電子工業(yè)出版社，2011.

［2］薛風先，胡仁喜，康士廷.ANSYS12.0機械與結(jié)構(gòu)有限元分析從入門到精通［M］.北京:機械工業(yè)出版社，2010.

［3］涂振飛.ANSYS有限元分析工程應用實例教程［M］.中國建筑工業(yè)出版社，2010.

［4］張西良，張建，馮愛新.鏈篦機關(guān)鍵部件可靠性設計［J］.燒結(jié)球團，2007，32(4):5-9.

［5］高宇宏，張英明，唐玖.鏈篦機的結(jié)構(gòu)簡介［J］.機械工程與自動化，2008(2):109-110.

［6］鄭艷妮，左岳.鏈篦機鏈節(jié)的有限元接觸分析［J］.燒結(jié)球團，2013，38(3):37-40.

［7］趙榮華，李建清，高新兵，等.鏈篦機傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與設計計算［J］.燒結(jié)球團，2002，27(4): 19-21.

［8］黃繼榮，賀志勇.鏈篦機傳動系統(tǒng)設計和使用探討［J］.礦山機械，2004(10):37-40.

［9］薛銀剛，蘇寶，黃永安，等.昆鋼1#鏈篦機改造［J］.燒結(jié)球團，2009，34(5):46-48.

［10］王介生，張勇，叢峰武，等.鞍鋼200萬t氧化球團鏈篦機-回轉(zhuǎn)窯系統(tǒng)的設計［J］.燒結(jié)球團，2005，30(4):9-12.

Analysis and optimization of the head axle of the grate

TIAN Guo-fu，CHEN Jin-ming
(School of Mechanical Engineering，Shenyang University of Technology，Shenyang 110870，China)

The head axle is one of the key parts of the grate and there is a high requirement for its strength under high temperature environment in processing.Several dimensions related the tube structure of the head axle were determined by Richard tube Standards Manual.It is analyzed with ANSYS finite element analysis software.The stress distribution and displacement of different diameter size of the head axle were given，which provides reference basis for design of grate structure improvement.According to the standard manual，the tube head axle is processed lower costs and ensure the quality of equipment.The manufacturing cost is lower and the quality of equipment is ensured.

the head axle of the grate;tube structure;finite element;stress distribution;displacement

TFO46

A

1001-196X(2014)06-0070-04

2014-06-25;

2014-07-10

田國富(1968-)，男，沈陽工業(yè)大學機械工程學院副教授，博士后，研究方向為CAD/CAE技術(shù)、工程車輛設計與試驗、智能算法應用等。

技術(shù)改造