大型環(huán)保設(shè)備關(guān)鍵部件設(shè)計(jì)分析

田國富，張西棟，唐媛媛，宋江波

(沈陽工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 沈陽110870)

摘要：大型發(fā)酵機(jī)是一種環(huán)保設(shè)備。為了提高其運(yùn)行的穩(wěn)定性，對發(fā)酵機(jī)筒體、齒輪以及托輪裝置進(jìn)行了計(jì)算分析。建立了筒體的三維實(shí)體模型，對筒體進(jìn)行了有限元分析。利用對比分析的方法，研究了壁厚對筒體強(qiáng)度的影響規(guī)律。分別按照齒面接觸疲勞強(qiáng)度和齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行了齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算，最終確定了安全緊湊的齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算方案。對托輪軸軸承進(jìn)行了壽命計(jì)算,保證了托輪裝置的安全性。對發(fā)酵機(jī)相關(guān)部件的分析計(jì)算為后續(xù)相關(guān)研究奠定了一定基礎(chǔ)。

關(guān)鍵詞：環(huán)保設(shè)備；有限元分析；齒面接觸強(qiáng)度；軸承

中圖分類號：TH164; TQ920.5文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A

收稿日期：2015-05-06；修訂日期：2015-06-21

基金項(xiàng)目：高等學(xué)校博士學(xué)科點(diǎn)專項(xiàng)科研基金(2013210212007)

作者簡介：田國富(1968-)，男，吉林長春人，副教授，博士學(xué)位，沈陽工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，研究領(lǐng)域：機(jī)械系統(tǒng)CAD/CAE技術(shù)、工程車輛設(shè)計(jì)與試驗(yàn)、智能算法的應(yīng)用。

Design and analysis of the key parts in the large-scale environmental protection equipment

TIAN Guo-fu，ZHANG Xi-dong，TANG Yuan-yuan，SONG Jiang-bo

(School of Mechanical Engineering, Shenyang University of Technology, Shenyang 110870, China)

Abstract：Large-scale fermentation machine is a kind of environmental protection equipment. In order to improve its stability, the cylinder, gear and roller device of the fermentation machine are calculated and analyzed. The three-dimensional cylinder model is built and analyzed by FEM. The effect of the wall thickness on the cylinder strength is studied by the means of comparative analysis. The design calculation of gear transmission system is obtained, according to the tooth surface contact fatigue strength and tooth root bending fatigue strength, respectively. Eventually, it determines the tooth surface contact strength calculation scheme, which is safe and compact. In order to guarantee the safety of the roller device, the bearing life of the roller axle is calculated. The analysis of the key parts in the fermentation machine provided a certain foundation for the follow-up related research.

Keywords：environmental protection equipment; finite element analysis; gear surface contact analysis; bearing

通信作者：張西棟(1989-)，男，山東濟(jì)南人，沈陽工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院碩士研究生。

0前言

以廢棄物的減量化、無害化和資源化為目標(biāo)而發(fā)展起來的大型環(huán)保設(shè)備[1]-好氧發(fā)酵機(jī)是在有控制的條件下，利用好氧微生物對物料中的易腐有機(jī)物進(jìn)行生物降解，使之成為具有良好穩(wěn)定性的腐殖質(zhì)粒狀物。發(fā)酵機(jī)主要有以下幾種：淺盤發(fā)酵式、螺旋攪伴式、柱狀塔式和旋轉(zhuǎn)圓盤式等[2]。

隨著國家可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略的實(shí)施，以富含有機(jī)質(zhì)的城市廢棄物、污泥以及農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中的作物秸稈作為加工對象的好氧發(fā)酵機(jī)的研發(fā)生產(chǎn)在國內(nèi)得到快速推進(jìn)[3]。目前國內(nèi)外正在研究開發(fā)的物料好氧發(fā)酵技術(shù)都是采用進(jìn)料、攪拌、通氣、出料同時(shí)進(jìn)行的高效發(fā)醉成套工藝裝置，核心是好氧發(fā)酵裝置[4]。某公司采用的是螺旋攪拌式好氧發(fā)酵機(jī)，主要由進(jìn)料裝置、回轉(zhuǎn)筒體、滾筒齒圈、電機(jī)驅(qū)動裝置、托輪支承裝置等部分組成。在實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)過程中發(fā)酵裝置中的回轉(zhuǎn)筒承擔(dān)主要載荷，齒輪齒圈傳遞較大轉(zhuǎn)矩，滾輪支承裝置處的軸承是易損件[5]，所以對回轉(zhuǎn)筒的筒體強(qiáng)度進(jìn)行有限元分析、對齒輪齒圈傳動進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算、對支承裝置的軸承進(jìn)行壽命校核是好氧發(fā)酵裝置設(shè)計(jì)的核心內(nèi)容。

1發(fā)酵機(jī)回轉(zhuǎn)筒筒體壁厚的校核分析

1.1設(shè)備參數(shù)

該右旋好氧發(fā)酵機(jī)的回轉(zhuǎn)筒筒體重量為m1=70 000 kg，正常運(yùn)轉(zhuǎn)過程中筒體內(nèi)物料的重量為m2=200 000 kg，筒體最大轉(zhuǎn)速為4.8 r/h，筒體規(guī)格為φ3 m(外徑)×30 m(長度),筒體與物料總重270 t,筒體上安裝的齒圈的重量為m3=3 900 kg,每個(gè)托圈加墊板的總重量為m4=2 900 kg。

圖1是發(fā)酵機(jī)回轉(zhuǎn)筒實(shí)物圖，圖2是發(fā)酵機(jī)回轉(zhuǎn)筒三維模型圖，模型圖中用60°夾角的V形塊模擬筒體底部兩側(cè)的托輪支承裝置，筒壁開有孔洞，用于安裝曝氣頭。

圖1　發(fā)酵機(jī)回轉(zhuǎn)筒實(shí)物圖 Fig.1　The revolving cylinder of the fermentation machine

圖2　發(fā)酵機(jī)回轉(zhuǎn)筒三維模型圖 Fig.2　3D model of the fermentation machine revolving cylinder

1.2筒體的校核分析

1.2.1材料屬性描述

筒體材料是Q235，彈性模量E=2.1×1011Pa，泊松比μ=0.3，密度ρ=7 858 kg/m3，屈服強(qiáng)度是235 MPa，抗拉強(qiáng)度是375～500 MPa。托圈是鑄鋼ZG340-640，彈性模量E=1.75×1011Pa，泊松比μ=0.3，密度ρ=7 800 kg/m3，屈服強(qiáng)度是340 MPa，抗拉強(qiáng)度是640 MPa。

1.2.2約束與載荷描述

筒體底部有兩組支承裝置，每組支承裝置由兩組帶托圈的托輪軸組成，這兩組托輪軸與回轉(zhuǎn)筒的筒體軸線之間的夾角是60°，在三維模型中采用等寬度的單口V型塊替代托輪軸裝置，簡化建模過程。由于V型塊的作用，所以在V型塊與筒體接觸的V型面上添加Y方向的位移約束。筒體左側(cè)端面與頂部平臺上的送料絞龍連接，所以在左側(cè)端面上添加Y方向的位移約束。在筒體內(nèi)表面上添加筒體與物料總的重力均布載荷G1，方向?yàn)閅的負(fù)方向。在安裝齒圈的筒體突臺外表面上添加齒圈自身重力載荷G2，方向?yàn)閅的負(fù)方向。在安裝托圈的筒體突臺外表面上添加托圈與墊板總的重力載荷G3，方向是Y的負(fù)方向。

1.2.3筒體的仿真分析

右旋好氧發(fā)酵機(jī)的筒體外徑是3 000 mm，壁厚20 mm。利用ANSYS Workbench分別對壁厚為14 mm、16 mm、18 mm、20 mm以及22 mm的筒體進(jìn)行應(yīng)力與應(yīng)變分析，以便于總結(jié)分析不同壁厚對筒體強(qiáng)度的影響，進(jìn)而確定最佳的筒體壁厚。

對筒體進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分，其中筒體部分網(wǎng)格劃分的單元尺寸是150 mm，托圈與墊板網(wǎng)格劃分的單元尺寸是50 mm。筒體的網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖3所示。

圖3　發(fā)酵機(jī)回轉(zhuǎn)筒有限元模型圖 Fig.3　Finite element model of the fermentation machine revolving cylinder

1.2.4仿真結(jié)果

將五種壁厚情況下，筒體受載后的最大應(yīng)力以及最大應(yīng)變數(shù)值整理統(tǒng)計(jì)，如表1所示。分析不同壁厚條件下的仿真結(jié)果，綜合考慮安全性與經(jīng)濟(jì)性原則，選取筒體強(qiáng)度的安全系數(shù)S=1.5，壁厚14 mm情況下最大應(yīng)力為221.5 MPa<[σ]=340 MPa，滿足強(qiáng)度條件。計(jì)算壁厚14 mm時(shí)的安全系數(shù)為

s= [σ]/ σ≈1.5

滿足安全系數(shù)條件，按照仿真的結(jié)果，推薦該型好氧發(fā)酵機(jī)回轉(zhuǎn)筒體壁厚采用14 mm。壁厚14 mm的筒體應(yīng)變、應(yīng)力云圖如圖4、圖5所示。

圖4　壁厚14 mm情況下筒體應(yīng)力云圖 Fig.4　 Stress cloud of the 14mm thickness cylinder

圖5　壁厚14 mm情況下筒體應(yīng)變云圖 Fig.5　Strain cloud of the 14mm thickness cylinder

2齒輪傳動的設(shè)計(jì)校核

回轉(zhuǎn)筒體采用DpSH13/DK97-Y11kw-2100-W1-A型的電動機(jī)(帶減速機(jī))作為動力源，初選齒輪軸上的齒輪齒數(shù)Z1=21，大齒輪齒數(shù)Z2=175，齒數(shù)比u=8.3。筒體轉(zhuǎn)速是n2=4.8 r/h=0.08 r/min，齒輪軸的轉(zhuǎn)速是n1=n2×175/21=40 r/h=0.67 r/min，減速機(jī)的輸出轉(zhuǎn)速是0.67 r/min，輸入功率P1=11 kW，工作壽命是10年(設(shè)定每年工作300天)，兩班制，轉(zhuǎn)向不變。

2.1選定齒輪類型、材料、精度等級

發(fā)酵機(jī)是普通工作機(jī)器，運(yùn)轉(zhuǎn)速度不高，選擇9級精度的直齒圓柱齒輪傳動。齒輪軸材料為45#鋼，熱處理后硬度：190-230HB，熱處理調(diào)質(zhì)硬度：HB228-269，齒面表面硬度：HRC40-45。大齒輪材料為ZG310-570，屈服強(qiáng)度310 MPa，拉伸強(qiáng)度570 MPa，熱處理硬度為HB220-250。

2.2按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算數(shù)值

設(shè)計(jì)公式為

(1)

2.2.1 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值

(1)試選載荷系數(shù)Kt=1.3，查表[6]選取齒寬系數(shù)φd=1.1，材料的彈性影響系數(shù)ZE=188.9 MPa1/2，計(jì)算齒輪軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。查圖[6]按齒面硬度查得齒輪軸的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=625 MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2=480 MPa。

T1=95.5×105P1/n1=1.568×109N·mm

(2)

(2)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：

N1=60n1jLh=1.930×106

(3)

(4)

查取取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.88，KHN2=0.92，取失效概率1%，安全系數(shù)S=1，計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：

(5)

(6)

2.2.2設(shè)計(jì)計(jì)算

(1)算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[σH]中較小的值。進(jìn)而推算圓周速度ν。

(2)模數(shù)mt=d1t/Z1=80 mm，齒高h(yuǎn)=2.25×mt=180 mm，齒寬b=φdd1t=1.848×103mm，齒寬與齒高之比b/h=10.27。

(3)計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)ν=5.894×10-3m/s，9級精度，查圖[5]得動載荷系數(shù)KV=1.01，直齒輪KHα=KFα=1，使用系數(shù)KA=1.25，利用插值法算得9級精度、小齒輪相對支承對稱布置時(shí)KHβ=1.345。由齒寬與齒高之比，查得KFβ=1.19，故載荷系數(shù)

K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.01×1×1.345=1.698

4)根據(jù)實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，計(jì)算分度圓直徑與模數(shù)。

(7)

m=d1/Z1=87.45

2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)

彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式：

(8)

2.3.1確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值

(1)齒輪軸的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=360 MPa，σFE2=400 MPa。取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.81，KFN2=0.87。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力與載荷系數(shù)：

(9)

(10)

K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.01×1×1.19=1.50

(2)查表得齒形系數(shù)YFa1=2.76，YFa2=2.13，應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=1.56，YSa2=1.8475。

YFa1YSa1/[σF]1=0.02067

YFa2YSa2/[σF]2=0.01583

齒輪軸的比較大。

2.3.2設(shè)計(jì)計(jì)算

對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決與彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)58.52，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=58 mm，按照接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑是d1=1 836.43 mm，算出齒輪軸的齒數(shù)Z1=d1/m≈32，大齒輪齒數(shù)Z2=8.3×32=265.6，取Z2=265。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。分度圓直徑d1=Z1m=1 856 mm，d2=Z2m=15 370 mm。中心距a=(d1+d2)/2=8 613 mm，齒寬b=φdd1=2 041.6 mm，取B1=2 045 mm，B2=2 040 mm。

3托輪軸裝置的校核計(jì)算

托輪軸裝置中的軸承是易損件，需要對其壽命進(jìn)行校核計(jì)算。該托輪軸軸承是雙面向心球面滾子軸承3634(GB286-64)，對應(yīng)的新國標(biāo)的軸承為調(diào)心滾子軸承22334(GB/T288-1994)，軸承的基本參數(shù)為：內(nèi)徑d=170 mm，基本額定動載荷Cr=1 150 kN，基本額定靜載荷C0r=2 060 kN。軸承壽命的計(jì)算公式為

(11)

式中，C=1 150 kN(由于軸承轉(zhuǎn)動很慢，所以也可以用靜載荷進(jìn)行計(jì)算)；ε= 10/3(滾子軸承)；P=Fr(只承受徑向載荷)。

3.1危險(xiǎn)支撐點(diǎn)的計(jì)算確定

設(shè)定托輪的支撐力分別為N1′和N2′(排除托圈和墊板的重量)。距筒體兩端的距離分別為 8 000 mm和4 000 mm。中間距離為18 000 mm。筒體受力簡圖如圖6所示。

圖6　筒體受力分析簡圖 Fig.6　Stress analysis of the cylinder

將筒體(含物料等)的重力G1簡化到筒體的中間部位，則筒體的重量為G1=2.646×106N，大齒輪的重量為G2=3.822×104N 。托圈的質(zhì)量為2 850 kg，墊板的質(zhì)量約為50 kg，即托圈與墊板的總重量為：G3=m4g=(2850+50)×9.8N=28 420 N

A與B處的支撐力總和等于筒體與物料的總體重力，得方程(12)

N1′+N2′=2.646×106+3.822×104

(12)

對A點(diǎn)取矩，得方程(13)

G1×7000+G2×13 700=N2′×18 000

(13)

聯(lián)立方程式(12)與(13)，解得N2′=1 058 090 N，N1′=1 626 130 N 。

折算托圈與墊板的重量之后，A與B處的實(shí)際支撐力分別為：

N1=N1′+G3=1 654 550 N

N2=N2′+G3=1 086 510 N

由于N1> N2，即A支撐點(diǎn)是危險(xiǎn)點(diǎn)，只需對A點(diǎn)處的軸承支承做校核即可。

3.2軸承所受徑向力Fr的計(jì)算確定

兩托輪軸對稱布置在轉(zhuǎn)筒的底面兩側(cè)，兩托輪軸與筒體軸線連線的夾角為60°，沿托輪軸徑向的力為F左=F右，則有

2F左sin60°=N1=1 432 882 N

即F左=F右=955 254.89 N，其中一側(cè)托輪軸上的兩個(gè)軸承平均分配承擔(dān)托輪的徑向力，F(xiàn)左或者F右，則軸承所受徑向力為

Fr=F左/2=477 627.44 N=p

托圈的半徑R1=1650，轉(zhuǎn)數(shù)為4 r/h。托輪的半徑R2=350,求托輪的轉(zhuǎn)數(shù)為n1=nR1/R2=18.86 r/h。托輪的轉(zhuǎn)數(shù)等于軸承的轉(zhuǎn)數(shù)，即n=18.86/60(r/min)=0.314 3 r/min。

3.3軸承壽命計(jì)算

將參數(shù)代入軸承的壽命計(jì)算公式(11)，計(jì)算得

經(jīng)過校核計(jì)算，托輪軸裝置用的調(diào)心滾子軸承22334滿足整機(jī)的設(shè)計(jì)壽命要求。

4結(jié)論

本文對一種常用的大型環(huán)保設(shè)備-發(fā)酵機(jī)的關(guān)鍵部件進(jìn)行了設(shè)計(jì)分析。對發(fā)酵機(jī)回轉(zhuǎn)筒體進(jìn)行了三維建模，針對不同壁厚的筒體進(jìn)行了有限元分析，利用對比分析的方法對壁厚與筒體最大應(yīng)力和最大應(yīng)變之間的規(guī)律進(jìn)行了探討研究，出于安全性考慮，兼顧經(jīng)濟(jì)性原則，推薦使用滿足強(qiáng)度條件的14 mm壁厚的回轉(zhuǎn)筒。對驅(qū)動筒體回轉(zhuǎn)的開式齒輪傳動進(jìn)行了分析計(jì)算，確定了齒輪模數(shù)為58 mm，齒數(shù)Z1=32，Z2=265等基本參數(shù)。對于回轉(zhuǎn)筒運(yùn)轉(zhuǎn)中承受大部分載荷的托輪軸軸承進(jìn)行了壽命計(jì)算，驗(yàn)算結(jié)果滿足回轉(zhuǎn)筒工作的設(shè)計(jì)壽命要求。通過對大型發(fā)酵機(jī)關(guān)鍵部件的設(shè)計(jì)分析，提高了相關(guān)部件的工作性能，為相關(guān)部件后續(xù)分析優(yōu)化提供了一定的理論依據(jù)和基礎(chǔ)。

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