1 引言
回轉窯是一種廣泛應用于冶金、建材、化工等多種工業部門的回轉圓筒類設備。回轉窯的托輪支承著回轉窯回轉部分的全部重量，并在徑向通過滾圈對窯簡體起定位作用。對托輪與托輪軸的過盈配合問題，是接觸問題的一種，屬于邊界條件高度非線性的復雜問題，其特點是在接觸問題中某些邊界條件不是在計算開始就可以給出，而是計算的結果，兩接觸體間的接觸面積和壓力分布隨外載荷的變化而變化，同時還包括正確模擬接觸面間的摩擦行為和可能存在的接觸傳熱。
傳統上一般將托輪簡化成厚壁圓筒，根據托輪正常工作時需要傳遞的摩擦力及摩擦力矩，考慮托輪軸孔不出現塑性變形這一約束條件，用材料力學的方法確定過盈配合需要的過盈量。這種方法通常將托輪軸的作用簡化為相應的力作用在托輪上，因而該法只能反映托輪在某一時刻和某一位置受力時的力學特征，不能精確反映托輪和托輪軸的實際結構對變形和應力的影響。因此，將托輪簡化成厚壁圓筒來設計托輪與托輪軸的過盈配合關系，將使過盈配合的可靠性和設計質量受到影響。為了精確確定托輪和托輪軸表面的接觸壓力，以及托輪和托輪軸的應力分布狀況，宜對其進行接觸數值分析。
為此，本文運用ANSYS軟件參數化語言APDL（ANSYS Parametric Design Language）對中國建材裝備總公司的國外某10000t/d生產線的回轉窯的托輪與托輪軸之間的過盈配合接觸進行數值模擬分析，不考慮溫度場對其力學特征的影響，得出了托輪與托輪軸的接觸應力，找出托輪與托輪軸的危險薄弱面，從而為托輪與托輪軸的設計及調整提供理論指導。
2、數值計算模型的建立和網格劃分
10 000t/d水泥回轉窯回轉部分通過空套在筒體上的帶支承在托輪上。該回轉窯采用三檔支承，每檔處的兩個托輪與垂直方向呈30。夾角安裝。由于第一檔處支承壓力相對較大，本文以該處的托輪和托輪軸為例，它們之間采用過盈配合連接，其三維幾何模型見圖1。該托輪采用無幅孔結構，使得形狀較為規則。
整個模型選用SOLID45單元，網格劃分采用
SWEEP方式。對于托輪軸，為了防止在中心形成畸形單元，采用體切割方式，在中心切割形成立方體，并生成規則的六面體單元。在網格劃分的時候，要注意托輪與托輪軸之間的結合面雖然重合，但卻是兩個不同的體相配合。同時兩個體沿接觸圓弧的網格劃分的段數應相同，并一一對應，以保證其位移模式相同。在網格劃分后．采用ESURF命令分別在托輪和托輪軸的接觸面上設置CONTACT174和‘rARGE170單元，形成接觸對。其網格劃分見圖2。該模型共有68016個單元( element)，69530個節點(node)。
3、邊界條件的設置
托輪所受的外載主要來自于與垂直方向呈300輪帶對托輪的斜壓力，輪帶對托輪的正壓力很大，使托輪和輪帶都產生了彈性變形。在托輪和輪帶接觸區的壓力分布符合赫茲f Hertz)接觸分布規律，在討論赫茲接觸時．假定托輪和輪帶都是無限長的．即忽略托輪和輪帶長度對承載區的影響．同時認為在接觸區外不發生接觸，根據彈性接觸的赫茲理論，可以將輪帶和托輪的接觸簡化為兩個圓柱體一維接觸問題。其接觸而不再是一條直線．而是有效寬度為2a。其壓力分布見圖3。
式中Lt一輪帶寬度，由于輪帶寬度L小于托
輪寬度Lt，所以托輪與輪帶的接觸長度
為L；R1、R1分別為輪帶、托輪的外圓周
半徑；E,、E分別為輪帶、托輪的彈性模
量；μ1、μ2分別為輪帶、托輪的泊松比。
將托輪所受的正壓力N按式(1)轉化，通過ANSYS的函數加載功能將載荷施加到托輪表面與輪帶的接觸區域．即可對托輪和托輪軸進行數值計算。
輸入托輪和托輪軸的材料參數（包括密度、泊松比、彈性模量），其自重由ANSYS系統自動計算，并施加到模型的單元并最終施加在節點上。托輪和托輪軸上的力通過滑動軸承傳到軸承座上。通常情況下，軸承和軸承座的變形很小，因此在研究托輪和托輪軸的力學特征時，可將軸承和軸承座視為剛性支承．即可在軸承支撐托輪軸的部位施加固定約束。
4、數值計算結果與分析
在整個回轉窯托輪和托輪軸的過盈配合接觸研究中，用APDL語言實現整個流程包括建模、定義單元屬性、外加載荷、約束的施加以及后處理等分析過程。
托輪的等效綜合應力云圖見圖4，托輪與輪帶接觸區域中心綜合應力沿母線變化曲線見圖6．其配合面端面綜合應力沿圓周變化曲線見圖7。橫坐標的起點為輪帶與托輪接觸正對面位置。從以上各圖可以看出：
(1)托輪在整個配合面上的應力都較大，且在配合面端部托輪孔的托輪與輪帶接觸區域的正對面出現了最大等效應力．達156MPa．說明過盈配合應力與載荷作用下產生的工作應力處于同一數量級甚至大于工作應力，因此，對托輪和托輪軸進行強度計算和結構設計時，過盈配合應力不容忽視。
(2)托輪外圈的應力主要分布在托輪與輪帶直接接觸的區域，在其它區域的應力則很小。在托輪和輪帶接觸區域的正對面，應力都幾乎為零。這一結論為方便地檢測托輪應力提供了理論依據：將應變片貼在托輪和滾圈接觸區的正對面，不必為應變片卸載和調零而反復頂窯。
(3)從圖6可以看出，由于輪帶寬度小于托輪寬度，因此在曲線中心區域的綜合應力較大，而兩端應力極小，接近于0。最大應力在接觸區域兩端，大小為22.93MPa,而兩端中間區域應力趨于平穩。
圖5為托輪軸的綜合應力云圖。從圖中可以看出：在配合區域從底端到頂端，托輪軸的壓應力愈來愈大，到頂端達到最大值。在托輪軸兩端與軸承座支承區域的軸間處存在少許應力集中的區域，最大應力達到191MPa。因而軸肩處也是易萌生疲勞裂紋的地方。該圖證明軸肩處是托輪軸的薄弱環節，在設計和調整時，應加強此處托輪軸強度。
5、結論
(1)基于APDL參數化語言，完成了托輪和托輪軸的過盈配合幾何模型的建立、網格劃分、材料屬性的定義、求解和后處理整個過程的數值分析。得出了托輪和托輪軸的接觸應力分布云圖以及相應部位應力、變形曲線圖。
(2)托輪在整個配合面上的應力都較大，且在配合面端部托輪與輪帶接觸區域的正對面出現了最大等效應力。托輪外圈的應力主要分布在托輪與輪帶直接接觸的區域，在其它區域的應力則很小。
(3)在配合區域從底端到頂端，托輪軸的壓應力愈來愈大，到頂端達到最大值。在托輪軸兩端與軸承座支承區域的軸間處存在少許應力集中的區域。
(4)定量地求出輪帶與托輪間的最大接觸應力與壓力后，可較準確地進行調窯，使各托輪均勻受力．保證回轉窯的優質高產和長期安全運轉。綜合上述結果，并結合文獻的結論，可以看出托輪采用無幅孔結構能大大減小應力值的大小。這將為托輪與托輪軸的設計及調整提供一個很好的參考依據。
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