曾向海，于春林，韓 超

（唐山鋼鐵集團(tuán)重機(jī)裝備有限公司，河北唐山 063300）

軋輥離心澆鑄工藝是近50 年來開發(fā)的新工藝，離心軋輥合金組織致密，工作層組織均勻，力學(xué)性能好。離心澆鑄機(jī)（簡稱離心機(jī)）隨著技術(shù)進(jìn)步有了相應(yīng)變化，但成型產(chǎn)品很少。國內(nèi)外生產(chǎn)離心澆鑄機(jī)的廠家并沒有統(tǒng)一設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，也沒有比較知名的生產(chǎn)廠家，一般都是生產(chǎn)軋輥廠家根據(jù)現(xiàn)場工藝按照機(jī)械理論自行設(shè)計(jì)，所能參考有關(guān)技術(shù)資料并不多，尤其是矯直輥或輥環(huán)生產(chǎn)所用離心機(jī)，由于矯直輥與輥環(huán)重量較大，離心層要求均勻性非常高，澆鑄過程采用多次澆鑄，冷卻固化時(shí)間長，大多在3 h 以上，對軋輥離心澆鑄機(jī)的性能要求較高。工廠為了開發(fā)產(chǎn)品，就必須對產(chǎn)品生產(chǎn)工況條件和生產(chǎn)特性進(jìn)行研究，整個(gè)生產(chǎn)過程不能超出設(shè)備載荷能力，避免引發(fā)設(shè)備故障或?qū)е庐a(chǎn)品質(zhì)量問題。離心澆鑄機(jī)主要承載部件為托輪軸和軸承，為了開發(fā)產(chǎn)品不超載就必須對這兩部分荷載進(jìn)行校核。

1 概述

目前我國大部分軋輥離心澆鑄機(jī)采用托輪型臥式離心機(jī)，如圖1 所示，電機(jī)通過萬向軸帶動(dòng)主動(dòng)輪旋轉(zhuǎn)，通過摩擦使生產(chǎn)產(chǎn)品模具旋轉(zhuǎn)，被動(dòng)輪也通過模具一同旋轉(zhuǎn)。通過研究所生產(chǎn)產(chǎn)品生產(chǎn)特性，核算出最大澆注重量為30.5 t，包含模具和產(chǎn)品需要鋼水量。鋼水澆鑄過程一般為手工澆鑄，不可能精確控制鋼水重量，計(jì)算載荷時(shí)一般上浮5%，故此次產(chǎn)品生產(chǎn)重量取32 t 計(jì)算。工廠現(xiàn)有離心澆鑄機(jī)各部件規(guī)格性能如表1 所示。

表1 離心澆鑄機(jī)性能參數(shù)

圖1 離心機(jī)整體結(jié)構(gòu)示意圖

2 軸的核算

軸材質(zhì)選用35CrMo，調(diào)質(zhì)處理HB（207～269），其主要性能參數(shù)如表2 所示。

表2 軸性能參數(shù)表

2.1 最小軸徑的選擇

根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊推薦，對于實(shí)心軸最小直徑的確定有兩種計(jì)算方式：

1）根據(jù)許用切應(yīng)力[τ]計(jì)算

式中：[τ]—許用切應(yīng)力，查表一般推薦（35～55）MPa，取[τ]=35 MPa；

T—軸傳遞的額定轉(zhuǎn)矩，N·mm，T=9.549×103P/n；

P—軸所傳遞的功率，kW；

n—軸的轉(zhuǎn)速，r/min.

考慮鍵槽等因素，最小軸徑應(yīng)上浮3%～5%，最終得到：d1=64.69 mm.

2）根據(jù)經(jīng)驗(yàn)系數(shù)A 計(jì)算

式中：A—為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，查表一般推薦A=112～97，取A=112.

考慮鍵槽等因素，最小軸徑應(yīng)上浮3%～5%，最終得到d2=48.26 mm.

本機(jī)構(gòu)最小軸徑位于聯(lián)軸器連接部位d=140mm＞d1＞d2，符合要求。

2.2 軸的受力及載荷（彎矩、扭矩）分析

因托輪與軸采用大過盈（H7/s6）配合安裝，且有平鍵進(jìn)行連接，故可將托輪與軸看做一體，統(tǒng)一分析。如圖2 所示。

圖2 離心機(jī)受力分析圖

2.2.1 軸受力情況

軸具體受力情況如圖3 所示。

（1）軸在C、D（托輪位置）受到冷型對于托輪正壓力N、圓周力Ft，托輪的重力G1.

1）冷型施加給托輪的壓力N：

2）圓周力Ft

3）托輪自身的重力G1

G1=m1·g=965.36×9.8=9 460.52 N.

4）因軸自身的重力產(chǎn)生的均布于整根軸上載荷G2；

G2=m2·g=657.77×9.8=6 446.16 N.

（2）軸在A、B 位置受到支反力FA、FB計(jì)算

圖3a）中：N 為托輪對軸的正壓力；Ft為圓周力；G1為托輪重力；G2為軸自身重力。

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）軸在E（聯(lián)軸器連接處）位置，受到驅(qū)動(dòng)力矩T，因聯(lián)軸器的加工與安裝誤差導(dǎo)致的不定向附加圓周力Fo.

2.2.2 對整個(gè)力系進(jìn)行簡化

（1）A、B 間的均布載荷G2只對垂直方向彎矩有影響，且對其向軸的質(zhì)心Om進(jìn)行集中簡化后，對于控制截面的選取并無影響，因此將G2簡化為作用為Om的垂直載荷，大小為軸的重力G2；

（2）主動(dòng)軸除聯(lián)軸器連接段外均為對稱加工，且不對稱部分質(zhì)量對于整根軸的質(zhì)量比例較小36.91/657=0.056 17≈5.62%，所以其質(zhì)心位置Om與對稱部分的中心O 基本重合，因此將G2的作用點(diǎn)圓整為A、B 的中點(diǎn)O；

（3）由于Fo方向不定，因此只需考慮其產(chǎn)生的彎矩與控制截面彎矩同向時(shí)，將此彎矩累加到最大彎矩上。一般來講Fo不會很大，因此只需在許用安全系數(shù)選取上略微偏大，即不需考慮Fo的影響，因此本次安全系數(shù)選SP=1.8（1.5～1.8），分析時(shí)忽略Fo的影響。

2.2.3 圖形分析

由以上分析計(jì)算得到圖3 所示受力簡圖，水平彎矩圖（Mx），豎直彎矩圖（My），扭矩圖（T）.

圖3 托輪軸受力分析簡圖

2.3 軸的強(qiáng)度校核

由圖3 彎矩圖可以看到，C、D 點(diǎn)、O 點(diǎn)所處位置為軸的控制截面，分別對應(yīng)機(jī)構(gòu)托輪及軸的質(zhì)心，通過計(jì)算可以得到此三點(diǎn)的合成彎矩如下：

通過計(jì)算知O 點(diǎn)處彎矩最大，但O 點(diǎn)處為光軸，C、D 點(diǎn)彎矩雖然較O 點(diǎn)略小，但C、D 為托輪安裝位置，存在鍵槽，會導(dǎo)致應(yīng)力集中，且D 點(diǎn)扭矩最大，因此要分別對O 點(diǎn)及D 點(diǎn)的強(qiáng)度進(jìn)行校核。

2.3.1 O 點(diǎn)處截面的強(qiáng)度校核

式中：

Sp—許用安全系數(shù)，取Sp=1.8；

Sa—只考慮彎矩作用時(shí)的安全系數(shù)，

St-只考慮扭矩作用時(shí)的安全系數(shù)，

其中：

σ-1—彎曲疲勞極限，σ-1=320 MPa；

Ka—彎曲時(shí)的有效應(yīng)力集中系數(shù)，光軸Ka=1.0；

β—表面質(zhì)量系數(shù)，查表知，表面粗糙度12.5μm，材料抗拉強(qiáng)度（800～1 200）MPa 時(shí)取β=0.8；

εa—彎曲時(shí)的尺寸影響系數(shù)，對于軸徑（150～500）mm 的合金鋼，εa=0.54；

φa—材料彎曲時(shí)的平均應(yīng)力折算系數(shù)，車削時(shí)φa=0.34；

σa—彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅，查表知，對稱循環(huán)時(shí)σa=σmax==28.23 MPa；

M—截面上的彎矩，M=Mo=48 707.47 N·m；

σm—彎曲應(yīng)力的平均應(yīng)力，查表知，對稱循環(huán)時(shí)σm=0；

τ-1—扭轉(zhuǎn)疲勞極限τ-1=185 MPa；

ετ—扭轉(zhuǎn)時(shí)的尺寸影響系數(shù)，對于軸徑（150～500）mm 的合金鋼ετ=0.6；

φτ—應(yīng)力折算系數(shù)，車削時(shí)φτ=0.21；

τa—彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅，對稱循環(huán)時(shí)τa=τmax==0.23 MPa；

T—截面上的扭矩，T=To=804.21 N·m；

ZP—截面的抗彎截面系數(shù)，光軸ZP==3 451.04 cm3；

τm—彎曲應(yīng)力的平均應(yīng)力，對稱循環(huán)時(shí)τm=0.

2.3.2 D 處截面的強(qiáng)度校核

式中：

Sp—許用安全系數(shù)，取SP=1.8；

Sa—只考慮彎矩作用時(shí)的安全系數(shù)，

σ-1—彎曲疲勞極限σ-1=320 MPa；

Ka—彎曲時(shí)的有效應(yīng)力集中系數(shù)，Ka=2.23；

β—表面質(zhì)量系數(shù)，查表知，表面粗糙度3.2 μm，材料抗拉強(qiáng)（800～1 200）MPa 時(shí)取β=0.9；

σa—彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅，對稱循環(huán)時(shí)σa=σmax==37.60 MPa；

M—截面上的彎矩，M=MD=47 722.66 N·m；

σm—彎曲應(yīng)力的平均應(yīng)力，對稱循環(huán)時(shí)σm=0.

St—只考慮扭矩作用時(shí)的安全系數(shù)，

ετ—扭轉(zhuǎn)時(shí)的尺寸影響系數(shù)，對于軸徑（150～500）mm 的合金鋼ετ=0.6；

φτ—材料彎曲時(shí)的平均應(yīng)力折算系數(shù)，車削時(shí)φτ=0.21；

τa—彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅，對稱循環(huán)時(shí)τa=τmax==0.61 MPa；

T—截面上的扭矩，T=To=1 608.42 N·m；

ZP—截面的抗彎截面系數(shù)，對于平鍵軸ZP==2 626.27 cm3；

τm—彎曲應(yīng)力的平均應(yīng)力，對稱循環(huán)時(shí)τm=0.

經(jīng)計(jì)算控制截面O、D 均安全，所以軸強(qiáng)度安全。

2.4 軸的剛度校核

剛度校核即軸的撓度計(jì)算，分析最大載荷情況下，跨中截面相對于其形心的位移ωmax與偏角θmax，一般只對長徑比大于25 的細(xì)長軸進(jìn)行計(jì)算校核，對于本機(jī)構(gòu)L/d=2 090/260=8.04<<25，顯然符合要求。

3 軸承的核算

本次選用軸承型號為調(diào)心滾子軸承24140CA/W33-C4，其額定動(dòng)載荷Cr=1 580 kN，油潤滑額定轉(zhuǎn)速950 r/min，初始游隙0.29 mm～0.38 mm.

3.1 軸承載荷校核

按2014 化工版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊推薦，對于常規(guī)條件運(yùn)轉(zhuǎn)，500 h 為額定壽命基準(zhǔn)，同時(shí)考慮溫度、振動(dòng)、沖擊等變化，軸承的基本額定動(dòng)載荷可按經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行簡化計(jì)算：

式中：

P—當(dāng)量動(dòng)載荷，P=XFr+YFa=XFr=Fr=144.61 kN；

Fr—徑向載荷，F(xiàn)r=

X—徑向動(dòng)載荷系數(shù)，X=1；

Fa—Y 軸向載荷，與軸向動(dòng)載荷系數(shù)，因無軸向載荷，不考慮；

fb—壽命因數(shù)，滾子軸承1 500 h，fb=1.39；

fn—速度因數(shù)，滾子軸承960 r/min，fn=0.366；

fm—力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時(shí)取1.5，大時(shí)取2；

fd—沖擊載荷因數(shù)，中等沖擊1.2～1.8，取fd=1.8；

fT—溫度因數(shù)，小于120 ℃時(shí)，fT=1.0.

C＜Cr，軸承載荷安全。

注：另計(jì)算：1 200 h 時(shí)C=1 385.68 kN，1 000 h時(shí)C=1 311.07 kN.

為達(dá)到要求的重力倍數(shù)，以現(xiàn)有工裝、工藝至少要達(dá)到924 r/min 結(jié)合上下軸徑范圍（180 mm～220 mm）的軸承，能同時(shí)滿足載荷與轉(zhuǎn)速要求的選擇，僅有24 140 勉強(qiáng)達(dá)到（其脂潤滑許用最高轉(zhuǎn)速800 r/min＜924 r/min）.

3.2 軸承游隙及自由端的校核

1）軸承與軸的安裝采用基孔過渡配合H7/m6，（-0.046～0.029）mm，由內(nèi)圈與軸配合引起的游隙減少量δfi=Δd內(nèi)d/di=0.037 mm；

2）軸承與軸承座的安裝采用基軸間隙配合H7/h6，（0～0.075）mm，不會對游隙產(chǎn)生影響，δfo=0；

3）溫度的影響，設(shè)軸承最高工作溫度120 ℃，內(nèi)套與外套溫差為50 ℃，δt=α×Δt×do=50×1.12×10-5×249=0.140 mm；

4）軸承初始游隙0.29～0.38，因此軸承最小有效游隙Δemin=0.29-0.14-0.037=0.113 mm，游隙符合要求；

5）軸承端蓋自由端的確定

假設(shè)軸在工作過程中最高能達(dá)到120 ℃，35CrMo 的線脹系數(shù)（20～200）℃為1.21×10-5，主動(dòng)軸總長L=2 090 mm，可知軸的伸長量：ΔL=100×0.000 0121×2 090=2.529 mm，三個(gè)自由端端蓋與軸承間隙量推薦為1 mm.

4 結(jié)論

通過對設(shè)備工作過程受力關(guān)鍵數(shù)據(jù)的計(jì)算，設(shè)備載荷滿足開發(fā)產(chǎn)品生產(chǎn)過程的工藝要求。開發(fā)產(chǎn)品最大單重產(chǎn)品達(dá)到30 t 以上，通過監(jiān)測生產(chǎn)過程中設(shè)備溫度、設(shè)備振動(dòng)等參數(shù)，比較穩(wěn)定，至今未發(fā)生設(shè)備事故，產(chǎn)品澆鑄成材率達(dá)到100%.對于產(chǎn)品開發(fā)一定要校核設(shè)備載荷能力，不能盲目上馬，否則就會損壞設(shè)備，甚至引發(fā)更大的設(shè)備和人員傷害。