基于ANSYS的磨煤機(jī)輥套的摩擦磨損失效分析*

徐 琴，王 星，路寧安

河南工業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，河南 鄭州 450001

基于ANSYS的磨煤機(jī)輥套的摩擦磨損失效分析*

徐 琴，王 星，路寧安

河南工業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，河南 鄭州 450001

以磨煤機(jī)輥套為研究對象，利用ANSYS有限元分析軟件對磨輥輥套工作條件進(jìn)行了相關(guān)動態(tài)模擬，獲得了不同工作條件下的包括接觸應(yīng)力在內(nèi)的各種應(yīng)力應(yīng)變場分布.模擬結(jié)果表明，輥套的最大應(yīng)力出現(xiàn)在兩端添加約束的位置，且隨著磨輥轉(zhuǎn)速的增加而增大.通過此研究，為磨輥輥套的工藝結(jié)構(gòu)設(shè)計、安裝維護(hù)及疲勞壽命分析等提供相關(guān)理論依據(jù).

磨煤機(jī)；輥套；磨損失效；應(yīng)力分布

磨輥輥套是電廠磨煤機(jī)關(guān)鍵的磨損消耗零件，其性能和質(zhì)量直接影響到磨煤機(jī)的加工時長和生產(chǎn)率，其耐磨壽命以及運行狀態(tài)的好壞將直接影響企業(yè)的經(jīng)濟(jì)效益[1-3].因此，有必要弄清楚磨輥輥套的磨損失效機(jī)理.根據(jù)運行工況下輥套磨損失效的原因，找到可提高工件耐磨性的新型材料及減少工件磨損的方法，從而提高工件的耐磨性，保證其長時間的持續(xù)使用，為工廠持續(xù)帶來效益[4-5].

磨煤機(jī)輥套的磨損是由摩擦引起的.磨輥輥套旋轉(zhuǎn)時，磨輥輥套和軸的摩擦面不能夠相互接觸，導(dǎo)致摩擦不均勻，使磨輥輥套與軸的摩擦面凹凸不平，導(dǎo)致過快磨損[6-7]；另外，磨輥輥套的工作表面與軸的表面之間有其它物體，磨輥輥套與軸相對摩擦?xí)r會產(chǎn)生拉痕，加速工件的磨損失效[8].

因此，本文利用有限元分析軟件ANSYS對磨輥輥套基本工況進(jìn)行了動態(tài)模擬，得出了包括接觸應(yīng)力在內(nèi)的各種應(yīng)力場分布，為磨輥輥套的結(jié)構(gòu)優(yōu)化、安裝維護(hù)和疲勞壽命分析提供了依據(jù).

1 磨煤機(jī)輥套模型及參數(shù)設(shè)置

1.1 磨煤機(jī)輥套模型

采用m-kg-s單位制在Pro/E建模軟件中建立磨煤機(jī)輥套的三維模型，輥套的幾何模型如圖1(a)所示.采用有限元建模時，需將幾何模型的igs格式文件導(dǎo)入ANSYS中.磨輥輥套與軸的接觸是以空間軸對稱的，為了合理劃分網(wǎng)格單元，先初步估計磨輥輥套與軸的接觸區(qū)域，然后對接觸區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格劃分.細(xì)化網(wǎng)格區(qū)域時只要保證其單元邊長不大于接觸橢圓的半軸長度即可，而對非接觸區(qū)域進(jìn)行粗化網(wǎng)格劃分.圖1(b)為輥套的有限元模型，選用四面體10節(jié)點單元solid187和六面體8節(jié)點單元solid45，采用智能自由網(wǎng)格劃分，得到83047個節(jié)點，55866個單元.

1.2 參數(shù)設(shè)置

磨輥輥套與軸在平行于軸線方向是摩擦接觸.磨輥輥套材料為高鉻鑄鐵，密度為7010 kg/m3，彈性模量為85 GPa，泊松比為0.5.單位壓力為0.35 MPa時，該力可將磨輥輥套與軸接觸在一起.接觸單元選用Contal 74-Targe 170面-面的接觸單元，指定軸為接觸面，磨輥輥套為目標(biāo)面.

在有限元模型上定義好的節(jié)點位置加載以及施加約束，邊界條件為：磨輥輥套同心力分析，從整體分離出來的軸面添加對稱約束，內(nèi)圓面為約束除軸向外的所有位移，背面施加0.35 MPa面載荷.內(nèi)圓面施加均布載荷0.35 MPa，約束模型上下2個內(nèi)圈面的全部自由度，分別施加240，360 rad/s角速度并進(jìn)行求解.其載荷與約束分布如圖2所示.

圖1 磨煤機(jī)的輥套模型(a)幾何實體模型；(b)有限元模型Fig.1 Model for roller sleeve of the coal grinding mill(a) geometric solid model；(b) FEM model

圖2 載荷與約束的情況Fig.2 Loads and constraints

2 模擬結(jié)果與分析

2.1 角速度為240 rad/s的應(yīng)力分布

當(dāng)磨煤機(jī)輥套磨輥轉(zhuǎn)動的角速度為240 rad/s時，其等效應(yīng)力、軸向應(yīng)力及徑向應(yīng)力分布如圖3所示.從圖3可看出，當(dāng)磨煤機(jī)磨輥轉(zhuǎn)動的角速度為240 rad/s時，輥套的等效應(yīng)力、軸向應(yīng)力和徑向應(yīng)力的最大應(yīng)力均出現(xiàn)在兩端添加約束的位置，且等效應(yīng)力的最大值為3.316 MPa.當(dāng)與輥套兩端的距

離越遠(yuǎn)時，即越靠近磨煤機(jī)輥套的中間部位時，磨煤機(jī)輥套的等效應(yīng)力、軸向應(yīng)力和徑向應(yīng)力越來越小.

選取輥套模型外圓-軸向路徑及模型-徑向的路徑，其應(yīng)力在軸向與徑向的分布曲線如圖4所示.從圖4(a)可看出，該磨煤機(jī)磨輥的應(yīng)力是沿著軸向從兩端到中間應(yīng)力不斷減小.由圖4(b)可知，該磨煤機(jī)磨輥模型的應(yīng)力分布由內(nèi)而外不斷減小.

2.2 角速度為360 rad/s的應(yīng)力分布

當(dāng)磨煤機(jī)輥套磨輥轉(zhuǎn)動的角速度為360 rad/s時，其等效應(yīng)力、軸向應(yīng)力及徑向應(yīng)力分布圖如圖5所示.由圖5可知，當(dāng)磨煤機(jī)磨輥轉(zhuǎn)動的角速度為360 rad/s時，輥套的等效應(yīng)力、軸向應(yīng)力和徑向應(yīng)力的最大應(yīng)力也是出現(xiàn)在兩端添加約束的位置，且等效應(yīng)力的最大值為4.302 MPa.

將圖3與圖5對比發(fā)現(xiàn)，雖然磨輥的轉(zhuǎn)速不同時，但其應(yīng)力分布趨勢一致，都是從磨輥的兩端向中間遞減.另外，隨著磨輥轉(zhuǎn)速的增加，其最大應(yīng)力值也增大，由原來的3.316 MPa增至4.302 MPa.

當(dāng)磨輥轉(zhuǎn)動的角速度為360 rad/s時，其應(yīng)力在軸向與徑向的分布曲線如圖6所示.從圖6(a)可看出，該磨煤機(jī)磨輥模型的應(yīng)力沿著軸向從兩端到中間應(yīng)力不斷減小.由圖6(b)可知，該磨煤機(jī)磨輥模型的應(yīng)力分布由內(nèi)而外不斷減小.由此可知，高轉(zhuǎn)速與低轉(zhuǎn)速下的應(yīng)力分布趨勢是一致的，只是應(yīng)力的最大值隨轉(zhuǎn)速提高有所增加.

圖3 輥套應(yīng)力分布圖(ω=240 rad/s) (a)等效應(yīng)力分布圖；(b)軸向應(yīng)力分布圖；(c)徑向應(yīng)力分布圖Fig.3 Stress distribution of the roller sleeve(a)equivalent stress distribution; (b) axial stress distribution; (c) radial stress distribution

圖4 輥套應(yīng)力分布曲線(ω=240 rad/s)(a)軸向應(yīng)力分布曲線； (b)徑向應(yīng)力分布曲線Fig.4 Stress distribution curve of the roller sleeve(a) axial stress；(b) radial stress

圖5 輥套應(yīng)力分布圖(ω=360 rad/s) (a)等效應(yīng)力分布圖；(b)軸向應(yīng)力分布圖；(c)徑向應(yīng)力分布圖Fig.5 Stress distribution of the roller sleeve (a) equivalent stress；(b) axial stress；(c) radial stress

圖6 輥套應(yīng)力分布曲線(ω=360 rad/s)(a)軸向應(yīng)力分布圖；(b) 徑向應(yīng)力分布圖Fig.6 Stress distribution curve of the roller sleeve(a) axial stress；(b) radial stress

3 結(jié) 論

(1)輥套的等效應(yīng)力、軸向應(yīng)力和徑向應(yīng)力的最大應(yīng)力均出現(xiàn)在兩端添加約束的位置.當(dāng)與輥套兩端的距離越遠(yuǎn)時，即越靠近磨煤機(jī)輥套的中間部位時，磨煤機(jī)輥套的等效應(yīng)力、軸向應(yīng)力和徑向應(yīng)力越來越小.

(2)磨煤機(jī)磨輥的最大應(yīng)力值隨著磨輥轉(zhuǎn)速的增加而增大.當(dāng)磨輥轉(zhuǎn)速由240 rad/s提高至360 rad/s時，最大應(yīng)力值由原來的3.316 MPa增至4.302 MPa.

[1] 寧志良，徐志輝，王續(xù)寶.離心復(fù)合鑄造磨煤機(jī)輥套的質(zhì)量控制[J].鑄造，1998(4):36-38.

[2] REICHERT M, GEROLD C, FREDRIKSSON A, et al.Research of iron ore grinding in a vertical-roller-mill[J].Minerals Engineering，2015，73(11):1302-1310.

[3] 朱海峰，任善之，張勇剛.RP1003型中速磨煤機(jī)離心復(fù)合輥套生產(chǎn)工藝要點[J].黑龍江電力，2005(1)：6-12.

[4] NAGATA M, FUJITA M, YAMADA M, et al. Evaluation of tribological properties of bearing materials for marine diesel engines utilizing acoustic emission technique[J].Tribology International，2012，46(5): 183-189.

[5] 劉占鋒，李俊.十字頭和導(dǎo)板摩擦失效原因分析[J].電子世界，2014(18):355-355.

[6] 滕鳳明.水泥輥壓機(jī)磨輥表面形態(tài)設(shè)計及其耐磨性與破碎性研究[D].長春:吉林大學(xué)，2014.

[7] 陳超.高鉛錫青銅合金離心鑄造工藝及摩擦磨損性能研究[D].沈陽:東北大學(xué)，2014.

[8] 張曉東，龍靜，郭志鳴.基于ANSYS的機(jī)械密封環(huán)摩擦磨損模擬[J].機(jī)械設(shè)計與制造， 2008(2):63-64.

Wear failure analysis caused by friction based on ANSYS for the roller sleeve of the coal grinding mill

XU Qin，WANG Xing，LU Ningan

SchoolofMechanicalandElectricalEngineering，HenanUniversityofTechnology,Zhengzhou450001，China

In this paper，the mill roller is investigated as the object and the working conditions of the roller sleeve dynamically simulated by ANSYS finite element analysis software.The stress and strain fields under different working conditions are obtained.The simulated results show that the maximum stress of the roller sleeve appears at the two ends where the constraints are imposed, and they are increasing with the increment of the speed of the grinding roller.The current study will provide theoretical basis for technological and structural designs,installation and maintenance, fatigue life analysis of the grinding roller sleeve.

coal grinding mill；roller sleeve；wear failure；stress distribution

2016-07-22

河南省高等學(xué)校重點科研項目(16A430014)；河南工業(yè)大學(xué)高層次人才項目(2013BS050)

徐琴(1983-)，女，講師，博士，主要研究方向：新材料及成型CAD/CAE.

1673-9981(2016)04-264-05

TG115.5

A