熄焦车开门机构气缸推力设计计算方法研究❋

左 强

（太原重工 技术中心，山西 太原 030024）

0 引言

随着工业技术的迅猛发展，熄焦车的开门机构也得到了巨大的改进。由于新式的气缸摆杆式开门机构相对于旧式齿轮齿条式开门机构具有加工制造简单、安装维护方便、生产成本低廉等优点，在焦炉熄焦车上得到了广泛应用。由于不同炼焦工艺需要不同型号的炼焦焦炉设备与之配套，这就导致了不同类型熄焦车的出现。然而，不同类型熄焦车核心的变化是其开门机构不同，而开门机构的设计重点是气缸推力的确定，这就需要我们根据不同工况的需求重新设计气缸的大小，使其满足新工况的要求。但是，由于开门机构动态运动中自由度较多，采用常规理论计算既复杂费时又缺乏可靠性，这都将给气缸推力的设计计算带来巨大的困难。为了能够快速准确地进行气缸推力的设计计算，本文进行了熄焦车气缸摆杆式开门机构理论分析，提出了一种简单、可靠、快速的气缸推力设计计算方法，并对其进行了多体动力学分析验证。

1 气缸摆杆式开门机构理论分析

气缸摆杆式开门机构主要由气缸、推杆、摆杆、杠杆、键、支座、中间轴、联轴器和车门等几大部分组成，如图1所示。

通过观察分析开门机构在实际工作中的运动状态可知，开门机构在工作运行中任意一个瞬间都可看成是空间力系平衡，对其进行力学分析，如图2所示。

由图2可知：作用在开门机构上的力主要有：推杆的反作用力Ft′，Ft′＝Ft1′＋Ft2′，此力可以通过对车门进行受力分析得到；气缸的推力Fq；自重G；以及6个轴承体支座的支持力Fzx、Fzy。根据力的平衡条件，有：

图1 熄焦车气缸摆杆式开门机构结构图

图2 熄焦车开门机构空间受力分析图

根据空间力系平移定理，在XY平面对熄焦车开门机构进行受力分析，如图3所示。定义L11为气缸推力距离车门中心坐标轴Z轴的垂直距离，L12为推杆反作用推力距离中间轴旋转中心坐标轴Z轴的垂直距离，θ3为推杆反作用推力与坐标轴的夹角；θ4为气缸推力与坐标轴的夹角。

由以上分析可知，开门机构在任一时刻力和力矩平衡方程如下：

图3 熄焦车开门机构XY平面受力分析图

通过对式（1）～式（3）分析可知，车门重量G、车门打开的角度、推力与车门旋转轴中心距离、推力与中间轴旋转中心的距离、气缸推力与中间轴旋转中心的距离，这5个参数值的确定是进行开门机构设计的关键。

在上述分析的基础上，总结以前的设计计算过程可以发现，在进行开门机构二维放样设计时，可以直接测量出任一时刻包括极限工况（即车门开到最大位置）时气缸所需推力距离中间轴旋转中心坐标轴Z轴的垂直距离L11以及推杆反作用推力距离车门中心坐标轴Z轴的垂直距离L12，可以将它们直接代入式（3）中即可求得任一时刻气缸所需的最大推力，而不需要对上面的平衡方程一一求解，这样设计人员可以更高效、快捷、方便地进行初步设计计算，来确定所需参数，此设计方法即为开门机构气缸推力快速设计计算方法。

2 开门机构气缸推力快速设计计算

2.1 开门机构气缸推力快速计算

气缸摆杆式开门机构已在4.3m焦炉设备中广泛使用，然而在进行5.5m焦炉设备开门机构设计时，由于熄焦车车门重量均有大幅增加，所以需要确定气缸推力大小是否需要重新设计。采用本文提出的快速设计方法对新设计的3套5.5m焦炉熄焦车开门机构Ⅰ型、Ⅱ型、Ⅲ型的气缸推力进行理论求解。其中，Ⅰ型熄焦车车门重量G1＝38 466N，Ⅱ型熄焦车车门重量G2＝42 632N，Ⅲ型熄焦车车门重量G3＝49 377N。

利用CAD软件，对3套开门机构进行二维放样，让气缸活塞杆达到最大行程433mm，可以直接测量出极限工况下气缸所需推力距离中间轴旋转中心坐标轴Z轴的垂直距离L11，以及推杆推力距离车门中心坐标轴Z轴的垂直距离L12，将其直接代入式（3）中即可求得极限工况下，气缸所需的最大推力Fq。这样设计人员可以更高效、快捷、方便地进行理论计算，来迅速确定、校核设计参数。

分别对新设计的3套5.5m焦炉熄焦车开门机构Ⅰ型、Ⅱ型、Ⅲ型进行准确、详细地二维放样，测量出理论计算所需的每组距离数据，求解得到每个机构所需的气缸推力Fq，如表1所示。

表1 3套5.5焦炉熄焦车开门机构所需气缸最大推力

2.2 开门机构多体动力学数值分析验证

采用多体动力学软件RecurDyn对上述设计的3套开门机构进行计算，将会更准确、真实地模拟出开门机构实际工作时的运动规律及机构中各连杆的动力特性变化规律，进一步详细地对开门机构气缸推力进行动态分析研究。在计算时，给定气缸以恒定的速度10mm/s推压，作用一定时间，使气缸达到最大行程约433mm。其中Ⅲ型开门机构气缸推力数值求解结果如图4所示。

图4 Ⅲ型开门机构气缸推力随时间变化规律

由以上数值求解结果可知，当气缸开始工作时，气缸推力值较小，随着车门的不断向上转动，推力开始缓慢上升，当作用到39.66s（车门此时打开角度约为43.0°），曲线斜率急剧增大，气缸所需的推力骤然增大，当气缸推完行程约433mm时，车门打开最大角度为58.0°，此时气缸推力达到最大值189.827kN。推杆推力与气缸推力变化曲线基本一致，推杆的最大推力值为49 794N。

将上述多体动力学数值计算结果与快速设计计算结果进行对比分析，如表2所示。

表2 多体动力学数值解与快速设计计算解对比表

从表2的对比分析结果可知：焦炉熄焦车气缸摆杆式开门机构二维放样求解结果与多体动力学数值分析结果变化趋势一致，且二者数值大小基本相等，其最大相对误差为1.3%。同时对比分析结果也说明，前面提出的通过对气缸摆杆式开门机构进行二维放样，直接测量所需数据进行气缸推力快速求解的理论求解方法是可行的，并且求解相对误差较小。所以以后在设计同类机构时，就不需要每次都进行复杂、繁琐的受力分析以及一一求解若干个空间力系平衡方程，节省了设计人员大量的精力，使其可以更高效、快捷、方便地进行理论计算，来迅速确定、校核设计参数。

3 结束语

本文对气缸摆杆式开门机构进行了理论分析，在此基础上，结合多年的设计经验，提出了一种开门机构气缸推力快速设计计算方法。利用此方法进行了三种型号开门机构气缸推力的设计计算，同时利用多体动力学对设计计算结果进行验证，表明此设计计算方法能够更为高效、快捷、准确地完成设计计算。

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