梁旭斌 ，張 弛 ，覃 濤 ，孟 強(qiáng)

（1.廣西制造系統(tǒng)和先進(jìn)制造技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣西 南寧530004；2.廣西大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，廣西 南寧530004）

轉(zhuǎn)筒烘干機(jī)廣泛應(yīng)用于化工、建材、冶金、采礦等行業(yè)，是生產(chǎn)復(fù)合肥的重要設(shè)備之一[1]。托輪通過輪帶承擔(dān)轉(zhuǎn)筒烘干機(jī)的全部載荷，并在徑向?qū)ν搀w起定位作用，托輪軸與托輪過盈配合[2]。轉(zhuǎn)筒烘干機(jī)在運(yùn)行中，托輪軸承受的主要是交變的彎曲應(yīng)力，同時(shí)，由于不均勻的熱膨脹、磨損等原因，當(dāng)支承載荷分布不均時(shí)，承載較高的托輪軸容易發(fā)生塑性變形產(chǎn)生疲勞裂紋[3-4]，進(jìn)而導(dǎo)致托輪軸斷裂，這不僅極大地影響了托輪軸的使用壽命和設(shè)備的正常運(yùn)行，還可能造成災(zāi)難性事故和巨大經(jīng)濟(jì)損失。因此，分析轉(zhuǎn)筒烘干機(jī)托輪軸的應(yīng)力分布情況，對(duì)預(yù)防托輪軸斷裂，以及其結(jié)構(gòu)的改進(jìn)具有重要意義。

本文首先分析托輪軸和托輪的受力情況，求出施加到托輪軸上的載荷，然后應(yīng)用ANSYS軟件對(duì)托輪軸進(jìn)行有限元分析，得出危險(xiǎn)載荷下托輪軸的應(yīng)力分布和變形，為托輪軸的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)和調(diào)整提供了理論依據(jù)。

1 托輪軸載荷的確定與計(jì)算

轉(zhuǎn)筒烘干機(jī)筒體、物料等所有回轉(zhuǎn)部分的載荷通過輪帶施加到托輪上，輪帶與托輪靠摩擦力傳動(dòng)，帶動(dòng)托輪軸和托輪克服軸端的摩擦力矩而轉(zhuǎn)動(dòng)[5]，支承組件的安裝圖如圖1所示。

圖1支承組件的安裝圖

圖1 中，L1表示支承到軸肩的距離，L2為托輪軸在配合面上的長度。托輪軸的受力情況如圖2所示，R為輪帶對(duì)托輪的正壓力；N為軸承對(duì)托輪軸的支反力，α是N與鉛垂方向的夾角；F1為輪帶與托輪之間的摩擦力；F2為托輪軸與滑動(dòng)軸承之間的摩擦力，F(xiàn)2=μN(yùn)，μ為摩擦系數(shù)；G1是托輪軸的重力，G2是托輪的重力。根據(jù)圖2建立x、y方向的力學(xué)平衡方程，得：

其中，G=G1+G2

圖2 托輪軸及托輪的受力圖

再根據(jù)軸兩端F2產(chǎn)生的力矩與F1產(chǎn)生的力矩平衡，得

F1r2=2F2r1

其中，r1為托輪軸半徑，r2為托輪半徑。聯(lián)立以上三個(gè)等式可解得α、F1、F2.

2 托輪軸有限元模型

2.1 模型的建立與有限元網(wǎng)格的劃分

以Ф1.2×10 m的轉(zhuǎn)筒烘干機(jī)為例，托輪軸的材料為45號(hào)鍛鋼，其密度為（7.85×103）kg/m3，彈性模量為（2.06×1011）Pa，泊松比為0.3.托輪軸及托輪的主要參數(shù)如表1所示。

表1 托輪軸及托輪主要參數(shù)表

在ANSYS中建立該托輪軸的有限元模型，軸肩處為半徑5 mm的倒圓角，其它小倒角忽略不計(jì)。為了能夠較好地逼近托輪軸的曲面邊界，選取solid95單元對(duì)托輪軸進(jìn)行離散處理，采用自由網(wǎng)格劃分方式，共劃分網(wǎng)格52 581個(gè)，節(jié)點(diǎn)73 149個(gè)，得到托輪軸的有限元模型如圖3所示。

圖3 托輪軸有限元模型

2.2 邊界條件

以qx1表示托輪軸L1段在x方向上的均布載荷，qx2表示托輪軸L2段在x方向上的均布載荷，qy1表示托輪軸L1段在y方向上的均布載荷，qy2表示托輪軸L2段在y方向上的均布載荷，則：

摩擦系數(shù)μ=0.017，托輪載荷R=70 kN，將這些數(shù)據(jù)帶入平衡方程，用Matlab解得α=31.980 7°，F(xiàn)2=575 N，F(xiàn)1=279 N ，進(jìn)而可算得qx2=220 260 N/m ，qy1=427.63N/m，qy2=385 548 N/m.

輸入托輪軸的材料參數(shù)，將各載荷加載到托輪軸有限元模型的單元并最終施加到節(jié)點(diǎn)上。托輪軸上的力通過滑動(dòng)軸承傳到軸承座上，通常情況下，軸承座和軸承的變形很小，因此在研究托輪軸的力學(xué)特征時(shí)，可將軸承座和軸承視為剛性支承[6]，即可在軸承支撐托輪軸的部位施加固定約束，然后設(shè)置求解的步長，將當(dāng)前載荷步進(jìn)行求解，進(jìn)入ANSYS的通用后處理模塊，之后得到托輪軸的等效應(yīng)力云圖如圖4所示、托輪軸軸向應(yīng)力分布圖如圖5所示。

圖4 托輪軸等效應(yīng)力云圖

圖5 托輪軸軸向應(yīng)力分布曲線圖

3 結(jié)果分析

3.1 應(yīng)力分析

從托輪軸的等效應(yīng)力云圖和托輪軸軸向應(yīng)力分布圖，可以看出，托輪軸在整個(gè)配合面L2段所受應(yīng)力較大，這與實(shí)際情況相吻合；在兩個(gè)軸肩位置應(yīng)力值達(dá)到最大且相等，最大值為49 608.21 Pa，小于該烘干機(jī)托輪軸的許用應(yīng)力（6×105）Pa；托輪軸兩端與滑動(dòng)軸承配合區(qū)域存在少許應(yīng)力集中現(xiàn)象，這解釋了軸肩處易產(chǎn)生疲勞裂紋的現(xiàn)象，但該托輪軸集中應(yīng)力遠(yuǎn)小于托輪軸許用應(yīng)力，能滿足設(shè)計(jì)的強(qiáng)度要求，說明軸肩處是托輪軸的薄弱環(huán)節(jié)，在以后的設(shè)計(jì)中，應(yīng)加強(qiáng)此處托輪軸強(qiáng)度。對(duì)于本文的托輪軸，可以在滿足強(qiáng)度要求的前提下適當(dāng)減小托輪軸直徑，以改進(jìn)結(jié)構(gòu)，節(jié)約材料。

3.2 變形分析

對(duì)托輪軸進(jìn)行靜力分析計(jì)算，可得到托輪軸的變形云圖如圖6所示，托輪軸變性前后對(duì)比圖如圖7所示。

圖6 托輪軸變形云圖

圖7 托輪軸變形前后對(duì)比圖

從圖6、圖7可以看出，托輪軸在整個(gè)配合段的變形較大，其中軸肩處的變形量達(dá)到最大，最大變形量為0.122×10-7m，可見變形量比較小，能夠較好地滿足托輪軸剛度設(shè)計(jì)的要求，因此，在以后的設(shè)計(jì)中要加強(qiáng)配合段特別是軸肩處的剛度。

4 結(jié)束語

本文運(yùn)用ANSYS建立了托輪軸的有限元模型，并進(jìn)行網(wǎng)格劃分，通過求解和后處理得出了托輪軸的等效應(yīng)力云圖、軸向應(yīng)力分布曲線圖、變形云圖以及變形前后對(duì)比圖。

托輪軸的應(yīng)力和變形在整個(gè)配合面上普遍較大，且在兩軸肩處達(dá)到最大，在軸兩端軸承支撐出存在少許應(yīng)力集中現(xiàn)象，其他軸段應(yīng)力較小，因此在設(shè)計(jì)托輪軸時(shí)應(yīng)加強(qiáng)配合軸段特別是軸肩處的強(qiáng)度和剛度。

求出托輪軸應(yīng)力和變形后，可為托輪軸的疲勞強(qiáng)度校核以及結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

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