【正文】 高鉻鑄鐵或硬質合金 溜槽襯板 氟橡膠 上、下密封閥密封圈 (特制 ) 支撐環(huán) V型圈 潤滑油環(huán) 壓環(huán) 軸密封組件 水平傳動 傾動傳動 水平檢測 傾動檢測 QBLT型布料器 ，手動 盤車，水平傳動正反各盤一圈，傾動傳動盤一個行程，無卡阻； ，水平傳動連續(xù)運轉72小時，傾動傳動累計運轉 12小時，無異常合格 布料器 爐頂輔助系統(tǒng) ?爐頂液壓系統(tǒng) ?爐頂潤滑系統(tǒng) ?爐頂水冷系統(tǒng) ?爐頂?shù)獨饷芊? ?爐頂均壓系統(tǒng) ? 爐頂液壓系統(tǒng) ? 整套液壓系統(tǒng)由油箱系統(tǒng)、蓄能器組、閥臺系統(tǒng)組成 。 耳軸 套筒 總磨損量（ mm） 接觸壓力（ MPa） 總磨損量（ mm） 接觸壓力（ MPa） 耳軸和套筒的有限元分析處理結果 — 計算條件說明 階段號 階段磨損量（ mm） 接觸壓力（ MPa） 階段滑動位移（ m） 磨損速度(mm/年 ) 階段磨損時間（年） 總使用年限（年） 總磨損量（ mm） 1 +02 5 2 +03 3 +04 4 +04 5 +04 考慮磨損程度對接觸應力的影響時耳軸五年的最大磨損量 — 計算結果分析 階段號 階段磨損量（ mm） 接觸壓力（ MPa） 階段滑動位移（ m） 磨損速度(mm/年 ) 階段磨損時間（年） 總使用年限（年） 總磨損量（ mm） 1 +02 5 2 +03 3 +04 4 +04 5 +04 考慮磨損程度對接觸應力的影響時 套筒 五年的最大磨損量 — 計算結果分析 耳軸和套筒 5年內(nèi)的磨損量隨使用時間的變化曲線如 下圖 所示 ， 可以看出耳軸和套筒的磨損速率都隨工作時間增加而逐漸減小 。 — 耳軸磨損計算方法 通過查閱資料和提供的材料數(shù)據(jù)可知，耳軸材料的受壓屈服 極限 ，套筒材料的受壓屈服極限 。 將上式的兩邊同時除以 ， 得到Archard公式的另一種形式： 式中 ， 為磨損深度 ， P為接觸點處的接觸壓力 。 其中 ， 為磨損體積 ， 為滑動距離 ， 為磨損系數(shù) ， 為法向載荷 ， 為耳軸材料的受壓屈服極限 。 但是它也有一些不足之處 ， 它完全忽略了金屬變形的物理特征；在數(shù)學推導中使用了一些假設 ， 不盡合理；實驗研究表明 ， 磨損量與載荷的正比關系只適合于一定的載荷范圍 。 但實際上這個系數(shù)包含了除載荷 、 滑動距離 、 材料的受壓屈服極限之外的所有影響磨損的因素 。 設微凸體為一對半徑都為 a的半球體 ， 則該微凸體承受的載荷為 式中 ， 為軟材料的受壓屈服極限 。范圍內(nèi)注：角度的正負僅代表溜槽轉動方向相反 220894 220895 220896 220897 220898 220899 220900 220901 220902 220903 220904 220905 220906 220907 220908 220909 220910 220911 220912 — 有磨損、不同擺動角度下的接觸應力仿真分析結果 — 耳軸的接觸應力仿真分析結果 Archard用受壓屈服極限和滑動位移來表達金屬的磨損體積 。范圍內(nèi)空載情況下5 176。 6 0 4 0 2 0 0 20 40 60202468101214161820最大磨損量為0 . 0 5 6 7 m m 時，典型點的接觸應力隨角度變化接觸壓力（MPa）帶載情況下5 176。 由于耳軸一直繞軸線轉動 ， 所以 圓周 方向的典型點應力值只有某個時刻應力值較大 ， 所以在此僅分析耳軸接觸面周向典型 點 的應力 。 平均接觸壓力的 擬合方程為： ， 該表達式能基本表現(xiàn)平均接觸應力隨磨損量變化的關系 。~45176。~45176。其中， 周 向 典型點在接觸面上的位置如 左 圖所示。~ 4 5 176。~ 4 5 176。 其中 ， 軸向 典型點在接觸面上的位置如 左 圖所示 。 如圖 下 所示 ， 其中 h為耳軸和旋轉套筒兩者總共的磨損量 。傾角時，此時接觸應力最大值為 。范圍內(nèi)，沿軸線方向的壓力較為平均。 ? 接觸應力在接觸面底部軸線的方向上分布不均，在 20176。傾角時，最大應力出現(xiàn)在接觸面的內(nèi)側，隨著傾角的增加，最大應力點往中間移動，在 45176。傾角時，此時接觸應力最大值為 。范圍內(nèi)，沿軸線方向的壓力較為平均。 ? 接觸應力在接觸面底部軸線的方向上分布不均，在 20176。傾角時，最大應力出現(xiàn)在接觸面的內(nèi)側，隨著傾角的增加，最大應力點往中間移動，在 45176。 溜槽擺角下的載荷邊界條件加以說明 ， 如下圖所示 。 ~45176。 ~5176。 ~45176。 — 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 。并在分析結果基礎上提出結構改進的建議及措施。 ?布料器頂板加強筋上應力值偏大，最大應力接近 100MPa； ?下回轉支承內(nèi)圈筋板處存在應力集中，應適當增加筋板厚度； ?不考慮接觸時，萬向框架上等效應力分布不對稱，最大應力出現(xiàn)在與下回轉支承內(nèi)圈連接的孔附近，該處的強度滿足要求； ?通過分析得出：布料器的結構設計和材料選擇均滿足要求，布料器是安全可靠的。 位置 布料器總體位移分布（ mm） 頂板 Mises應力分布（ MPa） m a x 94. 4 M P a? ?萬向框架位移分布（ mm） 萬向框架 Mises應力分布（ MPa） m a x 74. 4 M P a? ?托架變形云圖 托架等效應力云圖 耳軸及花鍵等效應力云圖 耳軸及花鍵變形圖 曲柄尾輪變形云圖 曲柄尾輪等效應力云圖 結論 ?三個液壓缸載荷成正弦曲線波動，相位差約 120176。 位置 180176。 位置 0176。 位置 180176。 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應力分布（ MPa） 0176。 ?中心喉管直徑的計算 。 ?溜槽傾動傳動的力矩計算 。 6. 成套設備擁有自主知識產(chǎn)權和技術訣竅，性價比高。 4. 成套設備檢修和維護方便，可大大降低工人勞動強度。 2. 成套設備檢測與控制精度高，可完全實現(xiàn)自動化控制。 在小于 1000立方米以下的高爐，料流調(diào)節(jié)閥采用了滾筒給料機式節(jié)流閥 ， 克服了堵料現(xiàn)象 。 布料器排水系統(tǒng)采用了 U形管水封系統(tǒng) 。也就是溜槽檢測屬于末端檢測，而非始端檢