【文章內(nèi)容簡介】 計算 。 ?中心喉管直徑的計算 。 ?曲柄耳軸強度計算 。 布料器液壓缸波動載荷計算模型 ? 布料器數(shù)值仿真分析 計算結(jié)果 布料器液壓缸波動載荷動畫 布料器整體位移動畫 布料器 Mises應(yīng)力分布（ MPa） 0176。 位置 90176。 位置 180176。 位置 270176。 位置 0176。 位置 90176。 位置 180176。 位置 270176。 位置 布料器總體位移分布（ mm） 頂板 Mises應(yīng)力分布（ MPa） m a x M P a? ?萬向框架位移分布（ mm） 萬向框架 Mises應(yīng)力分布（ MPa） m a x M P a? ?托架變形云圖 托架等效應(yīng)力云圖 耳軸及花鍵等效應(yīng)力云圖 耳軸及花鍵變形圖 曲柄尾輪變形云圖 曲柄尾輪等效應(yīng)力云圖 結(jié)論 ?三個液壓缸載荷成正弦曲線波動，相位差約 120176。 ?單個液壓缸上承受的最大載荷達到～ 8t ?設(shè)計中采用 100 缸徑的油缸合適。 ?布料器頂板加強筋上應(yīng)力值偏大，最大應(yīng)力接近 100MPa； ?下回轉(zhuǎn)支承內(nèi)圈筋板處存在應(yīng)力集中，應(yīng)適當增加筋板厚度； ?不考慮接觸時，萬向框架上等效應(yīng)力分布不對稱，最大應(yīng)力出現(xiàn)在與下回轉(zhuǎn)支承內(nèi)圈連接的孔附近，該處的強度滿足要求； ?通過分析得出：布料器的結(jié)構(gòu)設(shè)計和材料選擇均滿足要求，布料器是安全可靠的。 試驗數(shù)據(jù)與計算相結(jié)合：耳軸磨損過程計算 本分析以 5700高爐布料器耳軸結(jié)構(gòu)為對象，重點分析干摩擦條件下的磨損情況，在滿足使用精度（耳軸總磨損量小于 ）條件下，計算耳軸及耳軸套筒的使用壽命。并在分析結(jié)果基礎(chǔ)上提出結(jié)構(gòu)改進的建議及措施。具體工作思路分四步： ① 三維有限元建模分析耳軸與耳軸套筒的載荷狀態(tài)，主要研究不同溜槽擺角、物料量、磨損量條件下耳軸與耳軸套筒之間的接觸應(yīng)力分布狀態(tài)，從而獲得不同磨損量條件下耳軸及耳軸套筒典型位置點一個工作周期內(nèi)的壓力變化情況； ② 通過材料試驗獲得不同壓力、不同溫度條件下材料的磨損速度（清華大學工作）； ③ 結(jié)合 (1)、 (2)研究成果計算耳軸的實際磨損情況，并進行壽命評估； ④ 如果結(jié)構(gòu)使用壽命不能達到使用要求，提出結(jié)構(gòu)優(yōu)化、選材建議并重新評估。 — 有限元模型 如右圖所示 ， 計算耳軸磨損部分的模型和原來模型的區(qū)別就是不再建立框架部分的模型 ， 并且簡化了耳軸花鍵部分的模型 。 — 有限元模型 在計算耳軸磨損過程中 ， 分別計算了 5176。 ~45176。 區(qū)間內(nèi)的 10個角度計算耳軸和旋轉(zhuǎn)套筒之間的接觸應(yīng)力 ， 在溜槽從 45176。 ~5176。 運動過程中 ， 溜槽內(nèi)存有物料 ， 所以有物料載荷 ， 當溜槽從 5176。 ~45176。 運動過程中 ， 溜槽內(nèi)沒有物料 ，溜槽是空載 ， 并且在每個角度下 ， 溜槽內(nèi)物料的多少不同 ， 載荷也不同 ， 現(xiàn)以 45176。 溜槽擺角下的載荷邊界條件加以說明 ， 如下圖所示 。 — 無磨損、不同擺動角度下的接觸應(yīng)力仿真分析結(jié)果 — 帶載時各個傾角下的接觸應(yīng)力 ? 在 5176。傾角時，最大應(yīng)力出現(xiàn)在接觸面的內(nèi)側(cè)，隨著傾角的增加，最大應(yīng)力點往中間移動，在 45176。傾角時，最大應(yīng)力出現(xiàn)在接觸面的外側(cè)。 ? 接觸應(yīng)力在接觸面底部軸線的方向上分布不均，在 20176。 ~25176。范圍內(nèi)，沿軸線方向的壓力較為平均。 ? 最大的接觸應(yīng)力出現(xiàn)在 45176。傾角時，此時接觸應(yīng)力最大值為 。 — 無磨損、不同擺動角度下的接觸應(yīng)力仿真分析結(jié)果 — 帶載時各個傾角下的接觸應(yīng)力 — 無磨損、不同擺動角度下的接觸應(yīng)力仿真分析結(jié)果 — 空載時各個傾角下的接觸應(yīng)力 ? 在 5176。傾角時，最大應(yīng)力出現(xiàn)在接觸面的內(nèi)側(cè)，隨著傾角的增加，最大應(yīng)力點往中間移動，在 45176。傾角時，最大應(yīng)力出現(xiàn)在接觸面的外側(cè)。 ? 接觸應(yīng)力在接觸面底部軸線的方向上分布不均，在 20176。 ~25176。范圍內(nèi)，沿軸線方向的壓力較為平均。 ? 最大的接觸應(yīng)力出現(xiàn)在 45176。傾角時，此時接觸應(yīng)力最大值為 。 — 無磨損、不同擺動角度下的接觸應(yīng)力仿真分析結(jié)果 — 空載時各個傾角下的接觸應(yīng)力 在有限元仿真模型中 ， 為了對接觸面的磨損量進行模擬 ， 可以通過改變接觸面的剛度 ， 得到不同的磨損量 ， 得到接觸面之間的壓力 ，不同的剛度系數(shù)可以得到不同的磨損量 。 如圖 下 所示 ， 其中 h為耳軸和旋轉(zhuǎn)套筒兩者總共的磨損量 。 — 有磨損、不同擺動角度下的接觸應(yīng)力仿真分析結(jié)果 — 不同磨損量在模型計算的實現(xiàn) 接觸面不同磨損量時 ， 旋轉(zhuǎn)套筒上軸向典型點的接觸應(yīng)力隨著角度的變化而變化 ， 以某個磨損量 （ ） 為例 ， 如 右 圖所示 。 其中 ， 軸向 典型點在接觸面上的位置如 左 圖所示 。 5 0 4 0 3 0 2 0 1 0 0 10 20 30 40 502024681012141618，接觸 壓力隨著角度變化值注：角度的正負僅代表溜槽轉(zhuǎn)動的方向不同帶載情況下5 176。~ 4 5 176。范圍內(nèi)空載情況下5 176。~ 4 5 176。范圍內(nèi)接觸壓力（MPa） 248633 248677 248721 248765 248809 248853 248897 249596 — 有磨損、不同擺動角度下的接觸應(yīng)力仿真分析結(jié)果 — 旋轉(zhuǎn)套筒的接觸應(yīng)力仿真分析結(jié)果 接觸面不同磨損量時，旋轉(zhuǎn)套筒上 周 向典型點的接觸應(yīng)力隨著角度的變化而變化，以某個磨損量（ ）為例， 如 右 圖所示。其中， 周 向 典型點在接觸面上的位置如 左 圖所示。 6 0 4 0 2 0 0 20 40 602024681012141618，典型點的接觸應(yīng)力隨角度變化接觸壓力（MPa）帶載情況下5176。~45176。范圍內(nèi)空載情況下5176。~45176。范圍內(nèi)注：角度的正負僅代表溜槽轉(zhuǎn)動的方向不同 249592 249593 249594 249595 249596 249597 249598 249599 249600 — 有磨損、不同擺動角度下的接觸應(yīng)力仿真分析結(jié)果 — 旋轉(zhuǎn)套筒的接觸應(yīng)力仿真分析結(jié)果 可以看出在不同角度下不同磨損量時 249596典型點屬于較危險的點 ， 重點分析其磨損量和接觸壓力的關(guān)系 ， 如 左 圖所示 ， 為對應(yīng)不同的磨損量 ， 該點的一個周期內(nèi)