转筒烘干机托轮轴有限元分析

梁旭斌 ，张 弛 ，覃 涛 ，孟 强

（1.广西制造系统和先进制造技术重点实验室，广西 南宁530004；2.广西大学机械工程学院，广西 南宁530004）

转筒烘干机广泛应用于化工、建材、冶金、采矿等行业，是生产复合肥的重要设备之一[1]。托轮通过轮带承担转筒烘干机的全部载荷，并在径向对筒体起定位作用，托轮轴与托轮过盈配合[2]。转筒烘干机在运行中，托轮轴承受的主要是交变的弯曲应力，同时，由于不均匀的热膨胀、磨损等原因，当支承载荷分布不均时，承载较高的托轮轴容易发生塑性变形产生疲劳裂纹[3-4]，进而导致托轮轴断裂，这不仅极大地影响了托轮轴的使用寿命和设备的正常运行，还可能造成灾难性事故和巨大经济损失。因此，分析转筒烘干机托轮轴的应力分布情况，对预防托轮轴断裂，以及其结构的改进具有重要意义。

本文首先分析托轮轴和托轮的受力情况，求出施加到托轮轴上的载荷，然后应用ANSYS软件对托轮轴进行有限元分析，得出危险载荷下托轮轴的应力分布和变形，为托轮轴的结构优化设计和调整提供了理论依据。

1 托轮轴载荷的确定与计算

转筒烘干机筒体、物料等所有回转部分的载荷通过轮带施加到托轮上，轮带与托轮靠摩擦力传动，带动托轮轴和托轮克服轴端的摩擦力矩而转动[5]，支承组件的安装图如图1所示。

图1支承组件的安装图

图1 中，L1表示支承到轴肩的距离，L2为托轮轴在配合面上的长度。托轮轴的受力情况如图2所示，R为轮带对托轮的正压力；N为轴承对托轮轴的支反力，α是N与铅垂方向的夹角；F1为轮带与托轮之间的摩擦力；F2为托轮轴与滑动轴承之间的摩擦力，F2=μN，μ为摩擦系数；G1是托轮轴的重力，G2是托轮的重力。根据图2建立x、y方向的力学平衡方程，得：

其中，G=G1+G2

图2 托轮轴及托轮的受力图

再根据轴两端F2产生的力矩与F1产生的力矩平衡，得

F1r2=2F2r1

其中，r1为托轮轴半径，r2为托轮半径。联立以上三个等式可解得α、F1、F2.

2 托轮轴有限元模型

2.1 模型的建立与有限元网格的划分

以Ф1.2×10 m的转筒烘干机为例，托轮轴的材料为45号锻钢，其密度为（7.85×103）kg/m3，弹性模量为（2.06×1011）Pa，泊松比为0.3.托轮轴及托轮的主要参数如表1所示。

表1 托轮轴及托轮主要参数表

在ANSYS中建立该托轮轴的有限元模型，轴肩处为半径5 mm的倒圆角，其它小倒角忽略不计。为了能够较好地逼近托轮轴的曲面边界，选取solid95单元对托轮轴进行离散处理，采用自由网格划分方式，共划分网格52 581个，节点73 149个，得到托轮轴的有限元模型如图3所示。

图3 托轮轴有限元模型

2.2 边界条件

以qx1表示托轮轴L1段在x方向上的均布载荷，qx2表示托轮轴L2段在x方向上的均布载荷，qy1表示托轮轴L1段在y方向上的均布载荷，qy2表示托轮轴L2段在y方向上的均布载荷，则：

摩擦系数μ=0.017，托轮载荷R=70 kN，将这些数据带入平衡方程，用Matlab解得α=31.980 7°，F2=575 N，F1=279 N ，进而可算得qx2=220 260 N/m ，qy1=427.63N/m，qy2=385 548 N/m.

输入托轮轴的材料参数，将各载荷加载到托轮轴有限元模型的单元并最终施加到节点上。托轮轴上的力通过滑动轴承传到轴承座上，通常情况下，轴承座和轴承的变形很小，因此在研究托轮轴的力学特征时，可将轴承座和轴承视为刚性支承[6]，即可在轴承支撑托轮轴的部位施加固定约束，然后设置求解的步长，将当前载荷步进行求解，进入ANSYS的通用后处理模块，之后得到托轮轴的等效应力云图如图4所示、托轮轴轴向应力分布图如图5所示。

图4 托轮轴等效应力云图

图5 托轮轴轴向应力分布曲线图

3 结果分析

3.1 应力分析

从托轮轴的等效应力云图和托轮轴轴向应力分布图，可以看出，托轮轴在整个配合面L2段所受应力较大，这与实际情况相吻合；在两个轴肩位置应力值达到最大且相等，最大值为49 608.21 Pa，小于该烘干机托轮轴的许用应力（6×105）Pa；托轮轴两端与滑动轴承配合区域存在少许应力集中现象，这解释了轴肩处易产生疲劳裂纹的现象，但该托轮轴集中应力远小于托轮轴许用应力，能满足设计的强度要求，说明轴肩处是托轮轴的薄弱环节，在以后的设计中，应加强此处托轮轴强度。对于本文的托轮轴，可以在满足强度要求的前提下适当减小托轮轴直径，以改进结构，节约材料。

3.2 变形分析

对托轮轴进行静力分析计算，可得到托轮轴的变形云图如图6所示，托轮轴变性前后对比图如图7所示。

图6 托轮轴变形云图

图7 托轮轴变形前后对比图

从图6、图7可以看出，托轮轴在整个配合段的变形较大，其中轴肩处的变形量达到最大，最大变形量为0.122×10-7m，可见变形量比较小，能够较好地满足托轮轴刚度设计的要求，因此，在以后的设计中要加强配合段特别是轴肩处的刚度。

4 结束语

本文运用ANSYS建立了托轮轴的有限元模型，并进行网格划分，通过求解和后处理得出了托轮轴的等效应力云图、轴向应力分布曲线图、变形云图以及变形前后对比图。

托轮轴的应力和变形在整个配合面上普遍较大，且在两轴肩处达到最大，在轴两端轴承支撑出存在少许应力集中现象，其他轴段应力较小，因此在设计托轮轴时应加强配合轴段特别是轴肩处的强度和刚度。

求出托轮轴应力和变形后，可为托轮轴的疲劳强度校核以及结构优化设计提供理论依据。

[1]李学军，朱萍玉，王梅松，等.大型回转窑拖轮轴疲劳断裂分析与防治[J].中国安全科学学报，2003，13（4）:60-63.

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[4]许 宁，许 玥，查文炜.4000t/d单筒冷却机托轮和托轮轴设计及配合有限元分析[J].福建建材，2011，123（4）:95-97.

[5]肖友刚，马捷声，陈欠根.托轮轴的应力分析及疲劳寿命预测[J].中国水泥，2005，（3）:59-61.

[6]李 兵，刘义伦，肖友刚.回转窑托轮与轴受强压时过盈配合的 ANSYS 分析[J].水泥工程，2004，（2）:44-47.