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，遼寧 沈陽 110168)

0 引言

高壓輥磨機是當今世界上最先進的物料粉碎設備，具有粉碎效率高、能源消耗低、適應能力強、土建投資少和生產環境好等優點，被廣泛應用于水泥、礦山、冶金、化工等重要行業，成為目前粉磨系統的首選設備[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生的反作用力以及液壓缸拉力的聯合作用[2]，又要承受這兩種力所產生的力矩，受力情況復雜，因此需要其具備足夠的強度。同時，所需破碎的物料呈現多樣性、粒度大小不一、分布不均勻等特點[3]，輥子受力狀態實時變化，在這些變化載荷的作用下，應力集中位置有疲勞斷裂的風險，因此需要對其進行疲勞分析。

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，計算準確性嚴重欠缺。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，因此無法準確分析機架強度，設計指導性不強。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行仿真分析。

1 高壓輥磨機結構及工作原理

本文所分析的WGM240150高壓輥磨機結構如圖1所示，其主要由給料系統、動力驅動系統、動輥系統、靜輥系統、液壓油缸及控制系統等組成。電機通過聯軸器、減速器與安裝在平行軌道上的靜輥系統相連接。設備運行時，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動，動輥和靜輥機架均由兩個側壁板、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，在動力系統的驅動下輥子開始轉動，兩個擠壓輥子以相同速度、相反方向轉動。待加工物料通過給料系統輸送到給料系統裝置內。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動，向靜輥方向運動，兩個輥子以相同速度、相反方向轉動工作，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，從而起到對設備的保護作用。

圖1 高壓輥磨機結構簡圖

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分析方法，計算其在極限工況下、靜力作用時的應力分布。

2.1 有限元模型的建立

動輥與靜輥結構及受力基本相同，所以僅對其中之一進行分析。本文所建立的有限元模型包含機架、輥子以及調心軸承。調心軸承簡化為外圈、內圈和滾動體，其中外圈與機架固定連接，忽略它們之間的過盈配合；內圈與輥子固定連接，忽略它們之間的間隙配合；滾動體與內、外圈均設置接觸連接。模型處理刪除了對計算有影響的圓角和倒角等，刪除了對主體結構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。

劃分網格是建立有限元模型前處理的最為重要的環節，它需要結合具體的工程問題，網格的形式對計算精度、計算規模和收斂性將產生直接影響[5]。為了保證網格的質量和計算的收斂性，網格劃分全部采用solid45單元，該單元為低階六面體單元，每個單元有8個節點，每個節點有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到其拉力極限值，即極限偏載荷。在靜力學強度分析中，依據選用油缸極限力大小和可能出現的極限工況，設置邊界條件如下：

(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，銷孔內部節點約束4個自由度，放開其軸向平動及繞軸轉動2個約束，摩擦因數設為0.3；銷孔邊緣節點約束5個自由度，放開其繞軸轉動1個約束，摩擦因數設為0.3。

(2) 極限偏載荷：如圖4所示，兩個油缸作用力分別達到其極限力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，銷孔內部節點約束4個自由度，放開其軸向平動及繞軸轉動2個約束，摩擦因數設為0.3；銷孔邊緣節點約束5個自由度，放開其繞軸轉動1個約束，摩擦因數設為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，相關的主要材料性能參數如表1所示。

表1 材料性能參數

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，機架大部分區域應力在43 MPa以下，機架存在應力集中點，位于側壁板與軸承座過渡處，最大Von-Mises應力為238.51 MPa，但此應力集中是由于模型處理時去除此處圓角，導致此處截面突變所致，分析中對此數值無需關注；機架區域最大Von-Mises應力位置在側壁板與軸承座過渡處，大小為89.298 MPa，遠小于其屈服強度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，但機架大部分區域應力仍在43 MPa以下，機架存在應力集中點，位置與均布極限載荷工況相同，應力集中點最大Von-Mises應力為381.25 MPa，但此應力集中點是由于模型處理時去除此處圓角過渡，導致此處截面突變所致，對此數值無需關注；機架區域最大Von-Mises應力位置在側壁板與軸承座下部過渡處，偏向集中力一側，大小為142.22 MPa，遠小于其屈服強度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，其大部分區域等效應力在43 MPa以下，最大等效應力為142.22 MPa，也遠小于材料屈服強度。機架模型存在應力集中點，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化裕度。

3 高壓輥磨機機架疲勞仿真

根據材料疲勞破壞前所經歷的循環次數的不同，可以將其分為高周疲勞和低周疲勞，兩種疲勞的主要區別在于塑性應變的程度不同。高周疲勞時，應力一般較低，材料處于彈性范圍，因此其應力與應變是成正比的。低周疲勞則不然，其應力一般都超過屈服極限，產生了比較大的塑性變形，所以應力與應變不成正比。由前面的靜力學仿真分析可知，機架在兩種極限工況下工作時，塑性應變的程度不高，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

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力范圍水平，在每一應力范圍水平下各取一組試件做實驗，然后對各組實驗數據分別進行統計分析，得到疲勞壽命的統計特征值，用曲線擬合疲勞壽命數據點得出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行，實驗施加載荷為軸向拉壓對稱循環載荷，應力比R=-1，系統共振頻率為20 kHz。經過擬合后得到Q345B的應力壽命特性曲線，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應力云圖機架的Von-Mises應力云圖

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法、譜分析法等處理成用于結構疲勞壽命分析的載荷譜。由于輥磨機輥子載荷譜尚未經過測量，因此分析中假設其載荷譜為常幅譜。

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，其機架可能會產生疲勞破壞。疲勞分析的邊界條件與靜力學分析相同，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域的疲勞壽命都達到了106次，可以認為是無限壽命，不會出現疲勞破壞。最小壽命處位于軸承支座與機架側壁板相接觸的過渡處，因為此處截面有突變，存在應力集中點，這是由于模型簡化處理時將此處的過渡圓角去除所致，因而此處計算結果不予考慮。最小壽命區域位于偏載一側機架側壁板與軸承座過渡處，循環次數約為1.674 6×105次，因此在設計中應保證此處有較大的過渡圓角。疲勞仿真分析結果表明，WGM240150高壓輥磨機機架疲勞壽命滿足使用要求，主體部分具有相當的減重優化空間。

4 結論

(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，為輥磨機機架的設計與優化提供有效的計算依據。

(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壁板相接觸位置應力較為集中，降低了機架的強度和使用壽命，設計中應保證此接合處有較大的過渡圓角。