离心浇铸机托轮轴载荷校核
2021-07-30曾向海于春林
曾向海,于春林,韩 超
(唐山钢铁集团重机装备有限公司,河北唐山 063300)
轧辊离心浇铸工艺是近50 年来开发的新工艺,离心轧辊合金组织致密,工作层组织均匀,力学性能好。离心浇铸机(简称离心机)随着技术进步有了相应变化,但成型产品很少。国内外生产离心浇铸机的厂家并没有统一设计标准,也没有比较知名的生产厂家,一般都是生产轧辊厂家根据现场工艺按照机械理论自行设计,所能参考有关技术资料并不多,尤其是矫直辊或辊环生产所用离心机,由于矫直辊与辊环重量较大,离心层要求均匀性非常高,浇铸过程采用多次浇铸,冷却固化时间长,大多在3 h 以上,对轧辊离心浇铸机的性能要求较高。工厂为了开发产品,就必须对产品生产工况条件和生产特性进行研究,整个生产过程不能超出设备载荷能力,避免引发设备故障或导致产品质量问题。离心浇铸机主要承载部件为托轮轴和轴承,为了开发产品不超载就必须对这两部分荷载进行校核。
1 概述
目前我国大部分轧辊离心浇铸机采用托轮型卧式离心机,如图1 所示,电机通过万向轴带动主动轮旋转,通过摩擦使生产产品模具旋转,被动轮也通过模具一同旋转。通过研究所生产产品生产特性,核算出最大浇注重量为30.5 t,包含模具和产品需要钢水量。钢水浇铸过程一般为手工浇铸,不可能精确控制钢水重量,计算载荷时一般上浮5%,故此次产品生产重量取32 t 计算。工厂现有离心浇铸机各部件规格性能如表1 所示。
表1 离心浇铸机性能参数
图1 离心机整体结构示意图
2 轴的核算
轴材质选用35CrMo,调质处理HB(207~269),其主要性能参数如表2 所示。
表2 轴性能参数表
2.1 最小轴径的选择
根据机械设计手册推荐,对于实心轴最小直径的确定有两种计算方式:
1)根据许用切应力[τ]计算
式中:[τ]—许用切应力,查表一般推荐(35~55)MPa,取[τ]=35 MPa;
T—轴传递的额定转矩,N·mm,T=9.549×103P/n;
P—轴所传递的功率,kW;
n—轴的转速,r/min.
考虑键槽等因素,最小轴径应上浮3%~5%,最终得到:d1=64.69 mm.
2)根据经验系数A 计算
式中:A—为经验系数,查表一般推荐A=112~97,取A=112.
考虑键槽等因素,最小轴径应上浮3%~5%,最终得到d2=48.26 mm.
本机构最小轴径位于联轴器连接部位d=140mm>d1>d2,符合要求。
2.2 轴的受力及载荷(弯矩、扭矩)分析
因托轮与轴采用大过盈(H7/s6)配合安装,且有平键进行连接,故可将托轮与轴看做一体,统一分析。如图2 所示。
图2 离心机受力分析图
2.2.1 轴受力情况
轴具体受力情况如图3 所示。
(1)轴在C、D(托轮位置)受到冷型对于托轮正压力N、圆周力Ft,托轮的重力G1.
1)冷型施加给托轮的压力N:
2)圆周力Ft
3)托轮自身的重力G1
G1=m1·g=965.36×9.8=9 460.52 N.
4)因轴自身的重力产生的均布于整根轴上载荷G2;
G2=m2·g=657.77×9.8=6 446.16 N.
(2)轴在A、B 位置受到支反力FA、FB计算
图3a)中:N 为托轮对轴的正压力;Ft为圆周力;G1为托轮重力;G2为轴自身重力。
1)由ΣFx=0 可以得到2Nsin+2Fx
Fx=(2×136686.23×sin55°-2×3386.15×cos55°)/2
Fx=110 024.59 N.
2)由ΣFy=0 可以得到2Fy=G2+2G1+2Ncos+
Fy=(6 446.16+2×9 460.52+2×136 686.23×cos55°+2×3 386.15×sin55°)/2
Fy=93 850.07 N.
(3)轴在E(联轴器连接处)位置,受到驱动力矩T,因联轴器的加工与安装误差导致的不定向附加圆周力Fo.
2.2.2 对整个力系进行简化
(1)A、B 间的均布载荷G2只对垂直方向弯矩有影响,且对其向轴的质心Om进行集中简化后,对于控制截面的选取并无影响,因此将G2简化为作用为Om的垂直载荷,大小为轴的重力G2;
(2)主动轴除联轴器连接段外均为对称加工,且不对称部分质量对于整根轴的质量比例较小36.91/657=0.056 17≈5.62%,所以其质心位置Om与对称部分的中心O 基本重合,因此将G2的作用点圆整为A、B 的中点O;
(3)由于Fo方向不定,因此只需考虑其产生的弯矩与控制截面弯矩同向时,将此弯矩累加到最大弯矩上。一般来讲Fo不会很大,因此只需在许用安全系数选取上略微偏大,即不需考虑Fo的影响,因此本次安全系数选SP=1.8(1.5~1.8),分析时忽略Fo的影响。
2.2.3 图形分析
由以上分析计算得到图3 所示受力简图,水平弯矩图(Mx),竖直弯矩图(My),扭矩图(T).
图3 托轮轴受力分析简图
2.3 轴的强度校核
由图3 弯矩图可以看到,C、D 点、O 点所处位置为轴的控制截面,分别对应机构托轮及轴的质心,通过计算可以得到此三点的合成弯矩如下:
通过计算知O 点处弯矩最大,但O 点处为光轴,C、D 点弯矩虽然较O 点略小,但C、D 为托轮安装位置,存在键槽,会导致应力集中,且D 点扭矩最大,因此要分别对O 点及D 点的强度进行校核。
2.3.1 O 点处截面的强度校核
式中:
Sp—许用安全系数,取Sp=1.8;
Sa—只考虑弯矩作用时的安全系数,
St-只考虑扭矩作用时的安全系数,
其中:
σ-1—弯曲疲劳极限,σ-1=320 MPa;
Ka—弯曲时的有效应力集中系数,光轴Ka=1.0;
β—表面质量系数,查表知,表面粗糙度12.5μm,材料抗拉强度(800~1 200)MPa 时取β=0.8;
εa—弯曲时的尺寸影响系数,对于轴径(150~500)mm 的合金钢,εa=0.54;
φa—材料弯曲时的平均应力折算系数,车削时φa=0.34;
σa—弯曲应力的应力幅,查表知,对称循环时σa=σmax==28.23 MPa;
M—截面上的弯矩,M=Mo=48 707.47 N·m;
σm—弯曲应力的平均应力,查表知,对称循环时σm=0;
τ-1—扭转疲劳极限τ-1=185 MPa;
ετ—扭转时的尺寸影响系数,对于轴径(150~500)mm 的合金钢ετ=0.6;
φτ—应力折算系数,车削时φτ=0.21;
τa—弯曲应力的应力幅,对称循环时τa=τmax==0.23 MPa;
T—截面上的扭矩,T=To=804.21 N·m;
ZP—截面的抗弯截面系数,光轴ZP==3 451.04 cm3;
τm—弯曲应力的平均应力,对称循环时τm=0.
2.3.2 D 处截面的强度校核
式中:
Sp—许用安全系数,取SP=1.8;
Sa—只考虑弯矩作用时的安全系数,
σ-1—弯曲疲劳极限σ-1=320 MPa;
Ka—弯曲时的有效应力集中系数,Ka=2.23;
β—表面质量系数,查表知,表面粗糙度3.2 μm,材料抗拉强(800~1 200)MPa 时取β=0.9;
σa—弯曲应力的应力幅,对称循环时σa=σmax==37.60 MPa;
M—截面上的弯矩,M=MD=47 722.66 N·m;
σm—弯曲应力的平均应力,对称循环时σm=0.
St—只考虑扭矩作用时的安全系数,
ετ—扭转时的尺寸影响系数,对于轴径(150~500)mm 的合金钢ετ=0.6;
φτ—材料弯曲时的平均应力折算系数,车削时φτ=0.21;
τa—弯曲应力的应力幅,对称循环时τa=τmax==0.61 MPa;
T—截面上的扭矩,T=To=1 608.42 N·m;
ZP—截面的抗弯截面系数,对于平键轴ZP==2 626.27 cm3;
τm—弯曲应力的平均应力,对称循环时τm=0.
经计算控制截面O、D 均安全,所以轴强度安全。
2.4 轴的刚度校核
刚度校核即轴的挠度计算,分析最大载荷情况下,跨中截面相对于其形心的位移ωmax与偏角θmax,一般只对长径比大于25 的细长轴进行计算校核,对于本机构L/d=2 090/260=8.04<<25,显然符合要求。
3 轴承的核算
本次选用轴承型号为调心滚子轴承24140CA/W33-C4,其额定动载荷Cr=1 580 kN,油润滑额定转速950 r/min,初始游隙0.29 mm~0.38 mm.
3.1 轴承载荷校核
按2014 化工版机械设计手册推荐,对于常规条件运转,500 h 为额定寿命基准,同时考虑温度、振动、冲击等变化,轴承的基本额定动载荷可按经验公式进行简化计算:
式中:
P—当量动载荷,P=XFr+YFa=XFr=Fr=144.61 kN;
Fr—径向载荷,Fr=
X—径向动载荷系数,X=1;
Fa—Y 轴向载荷,与轴向动载荷系数,因无轴向载荷,不考虑;
fb—寿命因数,滚子轴承1 500 h,fb=1.39;
fn—速度因数,滚子轴承960 r/min,fn=0.366;
fm—力矩载荷因数,力矩载荷较小时取1.5,大时取2;
fd—冲击载荷因数,中等冲击1.2~1.8,取fd=1.8;
fT—温度因数,小于120 ℃时,fT=1.0.
C<Cr,轴承载荷安全。
注:另计算:1 200 h 时C=1 385.68 kN,1 000 h时C=1 311.07 kN.
为达到要求的重力倍数,以现有工装、工艺至少要达到924 r/min 结合上下轴径范围(180 mm~220 mm)的轴承,能同时满足载荷与转速要求的选择,仅有24 140 勉强达到(其脂润滑许用最高转速800 r/min<924 r/min).
3.2 轴承游隙及自由端的校核
1)轴承与轴的安装采用基孔过渡配合H7/m6,(-0.046~0.029)mm,由内圈与轴配合引起的游隙减少量δfi=Δd内d/di=0.037 mm;
2)轴承与轴承座的安装采用基轴间隙配合H7/h6,(0~0.075)mm,不会对游隙产生影响,δfo=0;
3)温度的影响,设轴承最高工作温度120 ℃,内套与外套温差为50 ℃,δt=α×Δt×do=50×1.12×10-5×249=0.140 mm;
4)轴承初始游隙0.29~0.38,因此轴承最小有效游隙Δemin=0.29-0.14-0.037=0.113 mm,游隙符合要求;
5)轴承端盖自由端的确定
假设轴在工作过程中最高能达到120 ℃,35CrMo 的线胀系数(20~200)℃为1.21×10-5,主动轴总长L=2 090 mm,可知轴的伸长量:ΔL=100×0.000 0121×2 090=2.529 mm,三个自由端端盖与轴承间隙量推荐为1 mm.
4 结论
通过对设备工作过程受力关键数据的计算,设备载荷满足开发产品生产过程的工艺要求。开发产品最大单重产品达到30 t 以上,通过监测生产过程中设备温度、设备振动等参数,比较稳定,至今未发生设备事故,产品浇铸成材率达到100%.对于产品开发一定要校核设备载荷能力,不能盲目上马,否则就会损坏设备,甚至引发更大的设备和人员伤害。