台车炉炉门压紧机构及台车牵引机构的分析

赵振永

（特诺恩技术（天津）有限公司，天津300192）

台车炉是工业炉中比较典型的一个炉型， 属于间歇式炉，由于该炉型的适用性和灵活性都较强，所以在实际生产中被广泛应用。 台车炉主要由加热系统、炉门及其升降机构、炉体钢结构、台车及牵引机构、炉衬、台车密封装置、排烟系统（燃气炉）、测量和控制系统等部分组成。

文献[1]中介绍了多种炉门升降机构（含压紧机构）及台车牵引机构，本文介绍的这两种机构完全不同于文献[1]中介绍的结构型式，结构新颖、独特。

1 炉门压紧机构

炉门及其升降机构是台车炉的一个重要部件，炉门密封的好坏对台车炉的节能效果及温度均匀性起着重要作用。而炉门要实现密封，必须采取相应的压紧措施，炉门的压紧方式，分为外力式压紧和自重式压紧。

外力式压紧可以采用气缸、液压缸、电动推杆等为执行机构，当炉门下降到位后，将炉门压紧到炉口护板上。 这种方式中， 炉门与炉口护板之间是平行的，且均垂直于地面。炉门与炉口护板之间在升降过程中离开一定距离，以免产生摩擦阻力。通常采取加配重来减小炉门上升所需的动力。弹簧压紧机构[1]也属于外力式压紧。

自重式压紧是利用炉门自身重量来压紧， 传统的自重式压紧结构为：炉口护板是倾斜的（与地面成一角度），炉门靠重力贴紧在炉口护板上，升降过程中炉门也与炉口护板接触。 一般适用于小型炉门且对密封要求不严的情况。

本文介绍的是另外一种自重式压紧机构， 如图1 及图2 所示。 炉门与炉门框及炉口护板之间在升降过程中是平行的（均垂直于地面）且离开一定距离，在炉门框两侧导轨上各设有上下两个斜块， 位置分别对应处于关闭状态下炉门上的上下两个内衬轴套的短轴，上下两个短轴分别位于两个不同的导轨内，这样，在上升、下降过程中就不会受到斜块的影响。在炉门下降到位前， 利用这个斜块把炉门压紧在炉口护板上。

图1 炉门及其升降机构示意图

图2 斜块及导轨示意图

这种斜块式压紧机构类似于楔子， 炉门从其短轴进入斜块起，逐渐靠近炉口铸件，直到完全压紧炉口铸件，实现密封，如图3 所示。

图3 炉门关闭并压紧后的状态示意图

压紧后炉门短轴的受力情况如图4 所示。 炉门两侧共四个短轴， 这里以其中一个短轴代表四个短轴，并假定四个短轴受力相同：平移到短轴上的炉门重力G，N；斜块对短轴的支撑力N，N；炉口护板与炉门之间的压紧力F，N； 炉口护板与炉门之间的静摩擦力R，N；对炉门的提升力P，N；以及短轴与斜块之间的摩擦阻力R1，N。

图4 压紧后炉门短轴的受力分析图

斜块上部夹角α，在炉门短轴进入斜块后，提升链条与垂直方向会有一很小角度β。

其受力平衡方程如下：

其中，静摩擦阻力R=μ×F，μ 为炉门与炉口护板间滑动摩擦因数，μ=0.3。

静摩擦阻力R1=N×（2f+μ1×d）/D。

式中：f—滚动摩擦系数， 常温时f=0.5 mm，100 ℃时f=0.7 mm

μ1—短轴内轴套的滑动摩擦因数，100～200 ℃时μ1=0.2

D—短轴外径，mm

d—轴套内径，mm

通常在炉门处于压紧情况下， 对炉门的提升力P 很小，甚至为零。 因为停止信号是在炉门到位后发出的， 滞后的信号使得减速电机在刹车前总会转动很小的角度，从而使提升用的链条松弛下来，现场基本属于这种情况。

在P=0 情况下，令A=（2f+μ1×d）/D，求得：

F=G×（cosα-A×sinα）/[μ×（cosα-A×sinα）+（sinα+A×cosα）]（N）

令B=（cosα-A×sinα），C=（sinα+A×cosα）

以实际使用炉门为例，D=80 mm，d=50 mm，α=33°，按100 ℃计算，A=0.14；对于重1 000 kg 的炉门（含耐材），G=1 000 kg×g=9 800 N，其压紧力F=8 359 N。

如果α=45°，其余同上，则F=6 002 N。 可见，α=33°可得到更大的压紧力。

这种压紧方式适用于配重比较小的情况， 比如取10%～20%的炉门重量作为配重，相应地，所需炉门驱动电机功率较大。 若采用较大的配重， 比如100%平衡配重，还配备原来那么大的电机就不合算了，但如果配备小电机，就不能在炉门停止后带动配重，这样，就对停止后的炉门施加了很大的向上的拉力P，在P≠0 情况下，由方程（1）和（2）得：

通常β=0.5°~1°， 使用中β=0.86°， 如果P=G1=G=9 800 N（假设减速电机刹车后，配重的力仍作用在提升链条上， 并略去链条与链轮之间的摩擦阻力），α=33°，其余参数同上，则F 为负值，显然不合理，即不可能对炉门产生压紧力。 如果P=G1=80%×G，则F=1 584 N；如果P=G1=20%×G，则F=6 664 N；可见，对于采用自重式压紧机构的炉门，只能配置很小的配重。

2 台车牵引机构

在文献[1]中详细介绍了多种台车牵引机构，如钝轮-销齿条式牵引机构、钢绳牵引机构、自行式牵引机构等。

本文介绍的是一种浮动式齿轮-齿条牵引机构，该牵引机构位于炉口的地坑内， 除大齿轮的少部分齿露出地面外，其余大部分均位于地坑内，上面用钢板将地坑盖住。该牵引机构的主要特点，就是驱动装置中的齿轮箱采用浮动设计，即：齿轮箱一端通过销轴与固定机架连接， 另一端则通过下部有蝶簧的螺杆与机架连接（见图5）。

图5 浮动式齿轮-齿条牵引机构示意图

运动时大齿轮与齿条之间的受力情况如图6 所示。 齿条给大齿轮的作用力Fn（法向力）分解为分度圆上圆周力（切向力）Ft 和径向力Fr。 Ft=T/r，Fn=Ft/cosα，Fr=Ft×tanα，α 为压力角，r 为大齿轮分度圆半径，T 为大齿轮传递的扭矩。

这个径向力向下压大齿轮， 又通过齿轮箱传递给固定销轴和碟簧，碟簧受力后压缩，齿轮箱就会以固定销轴为中心做小幅度的摆动。正常运行情况下，这种浮动结构可以在运行过程中自动调节由于齿条变形（台车变形）及安装制作误差导致的过大或过小的齿侧间隙，保证齿轮与齿条间的良好啮合。除此之外，这种浮动结构还有在台车启动（或停止）时减缓轮齿冲击的作用，分析如下：

图6 大齿轮与齿条之间的受力分析图

台车启动时需克服的阻力， 除台车自重及料重产生的运动阻力外， 还有很大的惯性力：Fg=-ma（N），惯性力Fg 是质量m 与加速度a 的乘积。 启动越快，则加速度越大，惯性力也就越大。

关于台车车轮运行阻力的计算，文献[1]中给出如下的公式：

式中:F—运动阻力，N

G—台车自重（含砌体重量），kg

Q—台车装载量（含垫铁重量），kg

D—车轮直径，mm

d—轴径，mm

g—重力加速度，m/s2

μ—轴承摩擦因数

f—滚动摩擦系数，mm

β—考虑轮缘侧面、轨道安装不平、砂封结渣等因素造成的附加阻力系数， 对于滑动轴承，β=1.25～1.5，对于滚动轴承，β=2～4

德国工程师通常采用下式计算车轮阻力：

式中，c 为轮缘侧面摩擦因数，c=0.04。

该式明确给出了轮缘侧面产生的摩擦阻力。

由于式（5）中β 值给了一个比较大的范围，因此，式（6）显得更精确一些。

若D=360 mm，d=90 mm，μ=0.03，f=0.8 mm，由式（6）得：F=0.51×（Q+G）（N）

而惯性力Fg=-ma=-（Q+G）×a（N）；

假设台车启动后正常运行速度为υ=6 m/min=0.1 m/s，据公式υ=υ0+aτ，初始速度υ0=0，则a=υ/τ，若采用减速电机直接启动，无变频，也不用文中介绍的这种浮动齿轮箱设计，经计算上述100 t 载荷的台车驱动装置启动时间约0.5 s， 则Fg=0.2×（Q+G）（N），即惯性力约等于40%的台车行走阻力。

采用浮动齿轮箱后，启动时，在径向力Fr 的作用下，大齿轮的轮齿会在啮合的齿条的齿廓（齿条的轮廓为直线）上滑动，在现场可以观察到当台车启动时碟簧会有一个明显的压缩， 尤其对于重载台车更为明显。 同时，圆周力Ft 推动齿条向前运动，在启动过程中， 电机也会以大于额定转矩的启动转矩来启动，台车（齿条）的启动速度会由于轮齿的滑动而减小（分解出一个滑动分速度），因此，台车启动的加速度a 值就会减小，进而减小了惯性力Fg。 当台车启动后，惯性力消失，齿条施加于齿轮的径向力Fr 减小，在碟簧的作用下，齿轮与齿条的啮合恢复到正常状态。

因此，这种浮动设计可以有效减小台车启动（及停止）时的惯性力，减缓了启动（及停止）时对轮齿的冲击。 此外，齿轮齿条传动是比较精确的传动，因此可以保证较准确的停位，而只有准确停位，才能保证台车与炉体以及台车与炉门之间有良好的密封。

3 结论

采用本文介绍的自重式压紧机构， 需配置小于20%炉门重量的较小配重， 这样才能使炉门得到很大的压紧力。采用本文介绍的浮动式齿轮-齿条牵引机构，不仅可以在正常运行情况下，自动调节由于齿条变形（台车变形）及安装制作误差导致的过大或过小的齿侧间隙，保证齿轮与齿条间的良好啮合，还可以在台车启动（或停止）时减缓对轮齿的冲击。 多年的现场实践表明， 文中介绍的这种压紧机构以及浮动式齿轮-齿条牵引机构均具有结构简单、 运行可靠、使用效果好、使用寿命长的特点，值得在工业炉领域推广应用。