高壓輥磨機機架強度及疲勞有限元分析*

張憲偉，王 勛，任云鵬

(1.沈陽盛世五寰科技有限公司，遼寧 沈陽 110168；2.沈陽建筑大學(xué)，遼寧 沈陽 110168)

0 引言

高壓輥磨機是當(dāng)今世界上最先進(jìn)的物料粉碎設(shè)備，具有粉碎效率高、能源消耗低、適應(yīng)能力強、土建投資少和生產(chǎn)環(huán)境好等優(yōu)點，被廣泛應(yīng)用于水泥、礦山、冶金、化工等重要行業(yè)，成為目前粉磨系統(tǒng)的首選設(shè)備[1]。高壓輥磨機的機架是其最主要的承力部件，既要承受輥子壓碎物料所產(chǎn)生的反作用力以及液壓缸拉力的聯(lián)合作用[2]，又要承受這兩種力所產(chǎn)生的力矩，受力情況復(fù)雜，因此需要其具備足夠的強度。同時，所需破碎的物料呈現(xiàn)多樣性、粒度大小不一、分布不均勻等特點[3]，輥子受力狀態(tài)實時變化，在這些變化載荷的作用下，應(yīng)力集中位置有疲勞斷裂的風(fēng)險，因此需要對其進(jìn)行疲勞分析。

以往的高壓輥磨機機架有限元強度計算只對機架單獨進(jìn)行分析，忽略了輥子及軸承的影響，同時也沒有考慮物料的反作用力施加給機架的力矩，計算準(zhǔn)確性嚴(yán)重欠缺。此外，以往的受力分析也僅考慮輥子擠壓方向的一個作用力，因此無法準(zhǔn)確分析機架強度，設(shè)計指導(dǎo)性不強。針對此問題，本文以高壓輥磨機WGM240150為研究對象，運用有限元分析方法對其機架強度和疲勞特性進(jìn)行仿真分析。

1 高壓輥磨機結(jié)構(gòu)及工作原理

本文所分析的WGM240150高壓輥磨機結(jié)構(gòu)如圖1所示，其主要由給料系統(tǒng)、動力驅(qū)動系統(tǒng)、動輥系統(tǒng)、靜輥系統(tǒng)、液壓油缸及控制系統(tǒng)等組成。電機通過聯(lián)軸器、減速器與安裝在平行軌道上的靜輥系統(tǒng)相連接。設(shè)備運行時，靜輥及其機架固定在底座上不能移動，動輥及其機架能繞著其與底座相連接的銷軸做小幅轉(zhuǎn)動，動輥和靜輥機架均由兩個側(cè)壁板、軸承座和扭力管組成，在頂部兩個液壓油缸的作用下，動輥及其機架向靜輥方向擺動。其基本原理是利用層壓粉碎理論，動輥輥子和靜輥輥子共同對物料進(jìn)行碾壓破碎并將其擠壓成密實的料餅。高壓輥磨機電機啟動后，在動力系統(tǒng)的驅(qū)動下輥子開始轉(zhuǎn)動，兩個擠壓輥子以相同速度、相反方向轉(zhuǎn)動。待加工物料通過給料系統(tǒng)輸送到給料系統(tǒng)裝置內(nèi)。同時在頂部兩個液壓油缸的強大拉力作用下，動輥總成繞著其與底座相連的銷軸轉(zhuǎn)動，向靜輥方向運動，兩個輥子以相同速度、相反方向轉(zhuǎn)動工作，物料受到兩個輥子的碾壓破碎并擠壓成密實的料餅而從下部排出[4]。工作時，若破碎力過大，使得兩個液壓油缸的油壓超出其最大限定值，則溢流閥溢流，從而起到對設(shè)備的保護(hù)作用。

圖1 高壓輥磨機結(jié)構(gòu)簡圖

2 高壓輥磨機機架的強度仿真

高壓輥磨機機架強度反映了其抵抗破壞的能力。輥磨機機架強度分析采用靜力學(xué)分析方法，計算其在極限工況下、靜力作用時的應(yīng)力分布。

2.1 有限元模型的建立

動輥與靜輥結(jié)構(gòu)及受力基本相同，所以僅對其中之一進(jìn)行分析。本文所建立的有限元模型包含機架、輥子以及調(diào)心軸承。調(diào)心軸承簡化為外圈、內(nèi)圈和滾動體，其中外圈與機架固定連接，忽略它們之間的過盈配合；內(nèi)圈與輥子固定連接，忽略它們之間的間隙配合；滾動體與內(nèi)、外圈均設(shè)置接觸連接。模型處理刪除了對計算有影響的圓角和倒角等，刪除了對主體結(jié)構(gòu)受力影響極小的軸套及軸承端蓋等，以簡化模型，提高計算精度。

劃分網(wǎng)格是建立有限元模型前處理的最為重要的環(huán)節(jié)，它需要結(jié)合具體的工程問題，網(wǎng)格的形式對計算精度、計算規(guī)模和收斂性將產(chǎn)生直接影響[5]。為了保證網(wǎng)格的質(zhì)量和計算的收斂性，網(wǎng)格劃分全部采用solid45單元，該單元為低階六面體單元，每個單元有8個節(jié)點，每個節(jié)點有x、y、z三個平動自由度，非常適用于線性和非線性的大形變。簡化后機架及輥子的有限元模型如圖2所示，仿真模型共有單元1 074 785個，全部為solid45實體單元。

2.2 邊界條件的處理

WGM240150高壓輥磨機在工作時可能會出現(xiàn)兩種極限工況：一種是物料在輥子上均勻分布，兩個液壓油缸同時達(dá)到其拉力極限值，即均布極限載荷；另一種是物料集中作用在輥子的一端，兩個液壓油缸同時達(dá)到其拉力極限值，即極限偏載荷。在靜力學(xué)強度分析中，依據(jù)選用油缸極限力大小和可能出現(xiàn)的極限工況，設(shè)置邊界條件如下：

(1) 均布極限載荷：如圖3所示，兩個油缸作用力分別達(dá)到其極限力4 050 kN，動輥與物料接觸處為線接觸，約束其三個方向的線自由度，銷孔內(nèi)部節(jié)點約束4個自由度，放開其軸向平動及繞軸轉(zhuǎn)動2個約束，摩擦因數(shù)設(shè)為0.3；銷孔邊緣節(jié)點約束5個自由度，放開其繞軸轉(zhuǎn)動1個約束，摩擦因數(shù)設(shè)為0.3。

(2) 極限偏載荷：如圖4所示，兩個油缸作用力分別達(dá)到其極限力4 050 kN，動輥與物料接觸處為點接觸，約束其三個方向的線自由度，銷孔內(nèi)部節(jié)點約束4個自由度，放開其軸向平動及繞軸轉(zhuǎn)動2個約束，摩擦因數(shù)設(shè)為0.3；銷孔邊緣節(jié)點約束5個自由度，放開其繞軸轉(zhuǎn)動1個約束，摩擦因數(shù)設(shè)為0.3。

圖2 機架及輥子的有限元模型 圖3 動輥極限均布載荷邊界條件 圖4 動輥極限偏載荷邊界條件

2.3 材料屬性設(shè)置

機架鋼板的主要材料為Q345B，相連接的扭力管材料為20g，相關(guān)的主要材料性能參數(shù)如表1所示。

表1 材料性能參數(shù)

2.4 輥磨機機架強度分析

輥磨機機架在兩種極限工況下的Von-Mises應(yīng)力分布分別如圖5、圖6所示。均布極限載荷工況下，機架大部分區(qū)域應(yīng)力在43 MPa以下，機架存在應(yīng)力集中點，位于側(cè)壁板與軸承座過渡處，最大Von-Mises應(yīng)力為238.51 MPa，但此應(yīng)力集中是由于模型處理時去除此處圓角，導(dǎo)致此處截面突變所致，分析中對此數(shù)值無需關(guān)注；機架區(qū)域最大Von-Mises應(yīng)力位置在側(cè)壁板與軸承座過渡處，大小為89.298 MPa，遠(yuǎn)小于其屈服強度345 MPa，因此均布極限載荷作用下機架強度滿足要求。極限偏載荷工況受力情況最為惡劣，但機架大部分區(qū)域應(yīng)力仍在43 MPa以下，機架存在應(yīng)力集中點，位置與均布極限載荷工況相同，應(yīng)力集中點最大Von-Mises應(yīng)力為381.25 MPa，但此應(yīng)力集中點是由于模型處理時去除此處圓角過渡，導(dǎo)致此處截面突變所致，對此數(shù)值無需關(guān)注；機架區(qū)域最大Von-Mises應(yīng)力位置在側(cè)壁板與軸承座下部過渡處，偏向集中力一側(cè)，大小為142.22 MPa，遠(yuǎn)小于其屈服強度345 MPa，因此極限偏載荷作用下機架強度滿足使用要求。

由以上分析可知，WGM240150高壓輥磨機在兩種極限工況下，其大部分區(qū)域等效應(yīng)力在43 MPa以下，最大等效應(yīng)力為142.22 MPa，也遠(yuǎn)小于材料屈服強度。機架模型存在應(yīng)力集中點，但這是模型簡化處理所致。因此WGM240150高壓輥磨機機架強度很大，滿足使用要求，并存在一定的減重優(yōu)化裕度。

3 高壓輥磨機機架疲勞仿真

根據(jù)材料疲勞破壞前所經(jīng)歷的循環(huán)次數(shù)的不同，可以將其分為高周疲勞和低周疲勞，兩種疲勞的主要區(qū)別在于塑性應(yīng)變的程度不同。高周疲勞時，應(yīng)力一般較低，材料處于彈性范圍，因此其應(yīng)力與應(yīng)變是成正比的。低周疲勞則不然，其應(yīng)力一般都超過屈服極限，產(chǎn)生了比較大的塑性變形，所以應(yīng)力與應(yīng)變不成正比。由前面的靜力學(xué)仿真分析可知，機架在兩種極限工況下工作時，塑性應(yīng)變的程度不高，因此其疲勞分析屬于高周疲勞范疇。

3.1 機架材料性能參數(shù)

Q345B的S-N曲線通常是通過成組實驗的方法獲得，即選取若干不同的應(yīng)力范圍水平，在每一應(yīng)力范圍水平下各取一組試件做實驗，然后對各組實驗數(shù)據(jù)分別進(jìn)行統(tǒng)計分析，得到疲勞壽命的統(tǒng)計特征值，用曲線擬合疲勞壽命數(shù)據(jù)點得出Q345B的S-N曲線。選用材料Q345B的S-N曲線是在常溫下20 Hz激勵頻率下多次測量得出。實驗采用日本USF-2000型超聲疲勞實驗機在常溫下進(jìn)行，實驗施加載荷為軸向拉壓對稱循環(huán)載荷，應(yīng)力比R=-1，系統(tǒng)共振頻率為20 kHz。經(jīng)過擬合后得到Q345B的應(yīng)力壽命特性曲線，如圖7所示[6]。

圖5 均布極限載荷下 圖6 極限偏載荷下 圖7 Q345B的S-N擬合曲線機架的Von-Mises應(yīng)力云圖機架的Von-Mises應(yīng)力云圖

3.2 疲勞仿真分析

由分析和實測獲得的載荷隨時間歷程可采用計數(shù)法、譜分析法等處理成用于結(jié)構(gòu)疲勞壽命分析的載荷譜。由于輥磨機輥子載荷譜尚未經(jīng)過測量，因此分析中假設(shè)其載荷譜為常幅譜。

在兩種極限載荷工況下，由于載荷較大，輥磨機如果長時間處于極限工作狀態(tài)，其機架可能會產(chǎn)生疲勞破壞。疲勞分析的邊界條件與靜力學(xué)分析相同，兩種工況下的壽命云圖分別如圖8、圖9所示。

圖8 機架均布極限載荷下的壽命云圖

圖9 機架極限偏載荷下的壽命云圖

兩種極限工況條件下，輥磨機機架的大部分區(qū)域的疲勞壽命都達(dá)到了106次，可以認(rèn)為是無限壽命，不會出現(xiàn)疲勞破壞。最小壽命處位于軸承支座與機架側(cè)壁板相接觸的過渡處，因為此處截面有突變，存在應(yīng)力集中點，這是由于模型簡化處理時將此處的過渡圓角去除所致，因而此處計算結(jié)果不予考慮。最小壽命區(qū)域位于偏載一側(cè)機架側(cè)壁板與軸承座過渡處，循環(huán)次數(shù)約為1.674 6×105次，因此在設(shè)計中應(yīng)保證此處有較大的過渡圓角。疲勞仿真分析結(jié)果表明，WGM240150高壓輥磨機機架疲勞壽命滿足使用要求，主體部分具有相當(dāng)?shù)臏p重優(yōu)化空間。

4 結(jié)論

(1) 采用有限元分析方法，合理簡化模型，正確施加邊界條件，可以準(zhǔn)確地分析輥磨機機架的強度和疲勞壽命，為輥磨機機架的設(shè)計與優(yōu)化提供有效的計算依據(jù)。

(2) 通過有限元仿真分析可知，高壓輥磨機WGM240150的機架強度很高，機架大部分區(qū)域疲勞壽命為永久，滿足使用要求，且具有一定的減重裕度。機架兩端軸承支座與機架側(cè)壁板相接觸位置應(yīng)力較為集中，降低了機架的強度和使用壽命，設(shè)計中應(yīng)保證此接合處有較大的過渡圓角。