大型环保设备关键部件设计分析

大型环保设备关键部件设计分析

田国富，张西栋，唐媛媛，宋江波

(沈阳工业大学机械工程学院，辽宁 沈阳110870)

摘要：大型发酵机是一种环保设备。为了提高其运行的稳定性，对发酵机筒体、齿轮以及托轮装置进行了计算分析。建立了筒体的三维实体模型，对筒体进行了有限元分析。利用对比分析的方法，研究了壁厚对筒体强度的影响规律。分别按照齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度进行了齿轮传动的设计计算，最终确定了安全紧凑的齿面接触强度计算方案。对托轮轴轴承进行了寿命计算,保证了托轮装置的安全性。对发酵机相关部件的分析计算为后续相关研究奠定了一定基础。

关键词：环保设备；有限元分析；齿面接触强度；轴承

中图分类号：TH164; TQ920.5文献标识码：A

收稿日期：2015-05-06；修订日期：2015-06-21

基金项目：高等学校博士学科点专项科研基金(2013210212007)

作者简介：田国富(1968-)，男，吉林长春人，副教授，博士学位，沈阳工业大学机械工程学院，研究领域：机械系统CAD/CAE技术、工程车辆设计与试验、智能算法的应用。

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：张西栋(1989-)，男，山东济南人，沈阳工业大学机械工程学院硕士研究生。

0前言

以废弃物的减量化、无害化和资源化为目标而发展起来的大型环保设备[1]-好氧发酵机是在有控制的条件下，利用好氧微生物对物料中的易腐有机物进行生物降解，使之成为具有良好稳定性的腐殖质粒状物。发酵机主要有以下几种：浅盘发酵式、螺旋搅伴式、柱状塔式和旋转圆盘式等[2]。

随着国家可持续发展战略的实施，以富含有机质的城市废弃物、污泥以及农业生产中的作物秸秆作为加工对象的好氧发酵机的研发生产在国内得到快速推进[3]。目前国内外正在研究开发的物料好氧发酵技术都是采用进料、搅拌、通气、出料同时进行的高效发醉成套工艺装置，核心是好氧发酵装置[4]。某公司采用的是螺旋搅拌式好氧发酵机，主要由进料装置、回转筒体、滚筒齿圈、电机驱动装置、托轮支承装置等部分组成。在实际运转过程中发酵装置中的回转筒承担主要载荷，齿轮齿圈传递较大转矩，滚轮支承装置处的轴承是易损件[5]，所以对回转筒的筒体强度进行有限元分析、对齿轮齿圈传动进行设计计算、对支承装置的轴承进行寿命校核是好氧发酵装置设计的核心内容。

1发酵机回转筒筒体壁厚的校核分析

1.1设备参数

该右旋好氧发酵机的回转筒筒体重量为m1=70 000 kg，正常运转过程中筒体内物料的重量为m2=200 000 kg，筒体最大转速为4.8 r/h，筒体规格为φ3 m(外径)×30 m(长度),筒体与物料总重270 t,筒体上安装的齿圈的重量为m3=3 900 kg,每个托圈加垫板的总重量为m4=2 900 kg。

图1是发酵机回转筒实物图，图2是发酵机回转筒三维模型图，模型图中用60°夹角的V形块模拟筒体底部两侧的托轮支承装置，筒壁开有孔洞，用于安装曝气头。

图1　发酵机回转筒实物图 Fig.1　The revolving cylinder of the fermentation machine

图2　发酵机回转筒三维模型图 Fig.2　3D model of the fermentation machine revolving cylinder

1.2筒体的校核分析

1.2.1材料属性描述

筒体材料是Q235，弹性模量E=2.1×1011Pa，泊松比μ=0.3，密度ρ=7 858 kg/m3，屈服强度是235 MPa，抗拉强度是375～500 MPa。托圈是铸钢ZG340-640，弹性模量E=1.75×1011Pa，泊松比μ=0.3，密度ρ=7 800 kg/m3，屈服强度是340 MPa，抗拉强度是640 MPa。

1.2.2约束与载荷描述

筒体底部有两组支承装置，每组支承装置由两组带托圈的托轮轴组成，这两组托轮轴与回转筒的筒体轴线之间的夹角是60°，在三维模型中采用等宽度的单口V型块替代托轮轴装置，简化建模过程。由于V型块的作用，所以在V型块与筒体接触的V型面上添加Y方向的位移约束。筒体左侧端面与顶部平台上的送料绞龙连接，所以在左侧端面上添加Y方向的位移约束。在筒体内表面上添加筒体与物料总的重力均布载荷G1，方向为Y的负方向。在安装齿圈的筒体突台外表面上添加齿圈自身重力载荷G2，方向为Y的负方向。在安装托圈的筒体突台外表面上添加托圈与垫板总的重力载荷G3，方向是Y的负方向。

1.2.3筒体的仿真分析

右旋好氧发酵机的筒体外径是3 000 mm，壁厚20 mm。利用ANSYS Workbench分别对壁厚为14 mm、16 mm、18 mm、20 mm以及22 mm的筒体进行应力与应变分析，以便于总结分析不同壁厚对筒体强度的影响，进而确定最佳的筒体壁厚。

对筒体进行有限元网格划分，其中筒体部分网格划分的单元尺寸是150 mm，托圈与垫板网格划分的单元尺寸是50 mm。筒体的网格划分结果如图3所示。

图3　发酵机回转筒有限元模型图 Fig.3　Finite element model of the fermentation machine revolving cylinder

1.2.4仿真结果

将五种壁厚情况下，筒体受载后的最大应力以及最大应变数值整理统计，如表1所示。分析不同壁厚条件下的仿真结果，综合考虑安全性与经济性原则，选取筒体强度的安全系数S=1.5，壁厚14 mm情况下最大应力为221.5 MPa<[σ]=340 MPa，满足强度条件。计算壁厚14 mm时的安全系数为

s= [σ]/ σ≈1.5

满足安全系数条件，按照仿真的结果，推荐该型好氧发酵机回转筒体壁厚采用14 mm。壁厚14 mm的筒体应变、应力云图如图4、图5所示。

图4　壁厚14 mm情况下筒体应力云图 Fig.4　 Stress cloud of the 14mm thickness cylinder

图5　壁厚14 mm情况下筒体应变云图 Fig.5　Strain cloud of the 14mm thickness cylinder

2齿轮传动的设计校核

回转筒体采用DpSH13/DK97-Y11kw-2100-W1-A型的电动机(带减速机)作为动力源，初选齿轮轴上的齿轮齿数Z1=21，大齿轮齿数Z2=175，齿数比u=8.3。筒体转速是n2=4.8 r/h=0.08 r/min，齿轮轴的转速是n1=n2×175/21=40 r/h=0.67 r/min，减速机的输出转速是0.67 r/min，输入功率P1=11 kW，工作寿命是10年(设定每年工作300天)，两班制，转向不变。

2.1选定齿轮类型、材料、精度等级

发酵机是普通工作机器，运转速度不高，选择9级精度的直齿圆柱齿轮传动。齿轮轴材料为45#钢，热处理后硬度：190-230HB，热处理调质硬度：HB228-269，齿面表面硬度：HRC40-45。大齿轮材料为ZG310-570，屈服强度310 MPa，拉伸强度570 MPa，热处理硬度为HB220-250。

2.2按齿面接触强度计算数值

设计公式为

(1)

2.2.1 确定公式内的各计算数值

(1)试选载荷系数Kt=1.3，查表[6]选取齿宽系数φd=1.1，材料的弹性影响系数ZE=188.9 MPa1/2，计算齿轮轴传递的转矩。查图[6]按齿面硬度查得齿轮轴的接触疲劳强度极限σHlim1=625 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=480 MPa。

T1=95.5×105P1/n1=1.568×109N·mm

(2)

(2)算应力循环次数：

N1=60n1jLh=1.930×106

(3)

(4)

查取取接触疲劳寿命系数KHN1=0.88，KHN2=0.92，取失效概率1%，安全系数S=1，计算接触疲劳许用应力：

(5)

(6)

2.2.2设计计算

(1)算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值。进而推算圆周速度ν。

(2)模数mt=d1t/Z1=80 mm，齿高h=2.25×mt=180 mm，齿宽b=φdd1t=1.848×103mm，齿宽与齿高之比b/h=10.27。

(3)计算载荷系数。根据ν=5.894×10-3m/s，9级精度，查图[5]得动载荷系数KV=1.01，直齿轮KHα=KFα=1，使用系数KA=1.25，利用插值法算得9级精度、小齿轮相对支承对称布置时KHβ=1.345。由齿宽与齿高之比，查得KFβ=1.19，故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.01×1×1.345=1.698

4)根据实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，计算分度圆直径与模数。

(7)

m=d1/Z1=87.45

2.3按齿根弯曲强度设计

弯曲疲劳强度的设计公式：

(8)

2.3.1确定公式内的各计算数值

(1)齿轮轴的弯曲疲劳强度极限σFE1=360 MPa，σFE2=400 MPa。取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.81，KFN2=0.87。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，计算弯曲疲劳许用应力与载荷系数：

(9)

(10)

K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.01×1×1.19=1.50

(2)查表得齿形系数YFa1=2.76，YFa2=2.13，应力校正系数YSa1=1.56，YSa2=1.8475。

YFa1YSa1/[σF]1=0.02067

YFa2YSa2/[σF]2=0.01583

齿轮轴的比较大。

2.3.2设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数58.52，并就近圆整为标准值m=58 mm，按照接触强度算得的分度圆直径是d1=1 836.43 mm，算出齿轮轴的齿数Z1=d1/m≈32，大齿轮齿数Z2=8.3×32=265.6，取Z2=265。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。分度圆直径d1=Z1m=1 856 mm，d2=Z2m=15 370 mm。中心距a=(d1+d2)/2=8 613 mm，齿宽b=φdd1=2 041.6 mm，取B1=2 045 mm，B2=2 040 mm。

3托轮轴装置的校核计算

托轮轴装置中的轴承是易损件，需要对其寿命进行校核计算。该托轮轴轴承是双面向心球面滚子轴承3634(GB286-64)，对应的新国标的轴承为调心滚子轴承22334(GB/T288-1994)，轴承的基本参数为：内径d=170 mm，基本额定动载荷Cr=1 150 kN，基本额定静载荷C0r=2 060 kN。轴承寿命的计算公式为

(11)

式中，C=1 150 kN(由于轴承转动很慢，所以也可以用静载荷进行计算)；ε= 10/3(滚子轴承)；P=Fr(只承受径向载荷)。

3.1危险支撑点的计算确定

设定托轮的支撑力分别为N1′和N2′(排除托圈和垫板的重量)。距筒体两端的距离分别为 8 000 mm和4 000 mm。中间距离为18 000 mm。筒体受力简图如图6所示。

图6　筒体受力分析简图 Fig.6　Stress analysis of the cylinder

将筒体(含物料等)的重力G1简化到筒体的中间部位，则筒体的重量为G1=2.646×106N，大齿轮的重量为G2=3.822×104N 。托圈的质量为2 850 kg，垫板的质量约为50 kg，即托圈与垫板的总重量为：G3=m4g=(2850+50)×9.8N=28 420 N

A与B处的支撑力总和等于筒体与物料的总体重力，得方程(12)

N1′+N2′=2.646×106+3.822×104

(12)

对A点取矩，得方程(13)

G1×7000+G2×13 700=N2′×18 000

(13)

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

折算托圈与垫板的重量之后，A与B处的实际支撑力分别为：

N1=N1′+G3=1 654 550 N

N2=N2′+G3=1 086 510 N

由于N1> N2，即A支撑点是危险点，只需对A点处的轴承支承做校核即可。

3.2轴承所受径向力Fr的计算确定

两托轮轴对称布置在转筒的底面两侧，两托轮轴与筒体轴线连线的夹角为60°，沿托轮轴径向的力为F左=F右，则有

2F左sin60°=N1=1 432 882 N

即F左=F右=955 254.89 N，其中一侧托轮轴上的两个轴承平均分配承担托轮的径向力，F左或者F右，则轴承所受径向力为

Fr=F左/2=477 627.44 N=p

托圈的半径R1=1650，转数为4 r/h。托轮的半径R2=350,求托轮的转数为n1=nR1/R2=18.86 r/h。托轮的转数等于轴承的转数，即n=18.86/60(r/min)=0.314 3 r/min。

3.3轴承寿命计算

将参数代入轴承的寿命计算公式(11)，计算得

经过校核计算，托轮轴装置用的调心滚子轴承22334满足整机的设计寿命要求。

4结论

本文对一种常用的大型环保设备-发酵机的关键部件进行了设计分析。对发酵机回转筒体进行了三维建模，针对不同壁厚的筒体进行了有限元分析，利用对比分析的方法对壁厚与筒体最大应力和最大应变之间的规律进行了探讨研究，出于安全性考虑，兼顾经济性原则，推荐使用满足强度条件的14 mm壁厚的回转筒。对驱动筒体回转的开式齿轮传动进行了分析计算，确定了齿轮模数为58 mm，齿数Z1=32，Z2=265等基本参数。对于回转筒运转中承受大部分载荷的托轮轴轴承进行了寿命计算，验算结果满足回转筒工作的设计寿命要求。通过对大型发酵机关键部件的设计分析，提高了相关部件的工作性能，为相关部件后续分析优化提供了一定的理论依据和基础。

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