转炉耳轴的强度校核

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某钢厂 120 t转炉欲扩容为 150 t。笔者根据该厂提供的数据，对耳轴进行强度校核，检验原本设计的耳轴其强度是否能满足转炉扩容后的生产要求。

2 耳轴强度校核耳轴强度遭到破坏主要有两个原因：①过载(如塌炉现象)时产生最大载荷，使耳轴发生塑性变形；②由于转炉频繁制、启动，以及顶渣等操作造成的扭振，使耳轴产生疲劳破坏。因此，在计算耳轴强度时，需要从两个方面进行：①验算最大载荷时，耳轴的强度是否满足需要，能否产生塑性变形；②校核正常操作状态下，扭振力矩是否会使耳轴产生疲劳破坏 j。

2.1 耳轴受力分析此耳轴与托圈之间采用法兰与螺栓连接，耳轴的- 端轴径以过渡配合的形式装入托圈的耳轴座内，然后再用螺栓紧固，以防止窜动。耳轴与耳轴座的材料均为 ZG20MnMo。根据提供的数据，耳轴的结构尺寸如图 1所示。

图 1 耳轴结构驱动端耳轴承受的力有炉体及托圈的重力 、悬挂减速机重力及支反力 、弯矩、倾动力矩、轴承摩擦力矩和启、制动时扭振力矩，还有切向键产生的应力集中。

从动端耳轴不用支撑悬挂减速箱，也不必考虑切向键产生的应力集中，且其长度比驱动端耳轴短，故其受力情况较驱动端要好。

为简化计算，直接取驱动端耳轴几个危险截面进行校核即可。据分析可知，悬挂减速箱的侧面、耳轴的轴肩处和轴承座中心这 3个截面的受力情况较差，故应取此3个截面进行分析和计算。

对耳轴进行受力分析，命名 2个支反力为 F 和，悬挂减速器的重力为 G ，炉体重力在托圈上的2个分作用力为 G，和 G ，根据力学平衡原理 ，计算出各力大小，生成弯矩图如图2所示。

图 2 耳轴弯矩图2.2 耳轴的强度验算转炉制动、启动、顶渣、冻炉、塌炉等操作中，耳轴承受的力矩比正常操作力矩要大，其中塌炉力矩约为收稿 日期：2013-05-17作者简介：王海燕(1986-)，女，山东即墨人，助理工程师，主要从事冶金机械设计方面的工作。

· 150·· 机械研究与应用 ·2013年第3期(第26卷，总第125期) 检测与控制正常最大力矩的3倍左右，因此电机的最大启动力矩应满足塌炉所需力矩，则耳轴所能承受的最大力矩即为电机最大启动力矩，故耳轴承受的最大扭矩为：rM 95·5 × 10 1n'i∑ ∑卢×4式中：Ⅳ为电机功率；n为电机转速；i 为总传动比；为传动总机械效率；卢为过载系数。

2.2.1 截面 I的强度计算2.2.1.1 截面 I的弯曲应力与切应力计算该截面共有 4个孔 ，且上下对称，如图 3所示。

若先不考虑耳轴截面 I的切向键影响其弯曲应力为：M切应力：- 式中： 为该截面所承受的弯矩；W、 为抗弯截面系数，根据截面力学特性可求出。

再来考虑切向键对耳轴强度的影响。按照经验，具有切向键的耳轴强度的简化计算方法有两种 J。

现为方便计算 ，将耳轴截面的4个孔合成为 1个，简化后的耳轴如图4所示。

图3 截面 I断面 图4 截面 I简化方法-：假设切向键所在截面的弯曲应力(或切应力)的总和与切向键的截面上弯曲应力 (或切向力)的总和相同，而且应力大小与轴心距离成正比，此时耳轴的最大切应力和最大弯曲应力分别如下所示 ：；Tmax ( )式中： 为以切向槽口设想的直径；D为耳轴带槽口部分的实际直径；d为耳轴内4孔简化后的直径。

方法二：不仅假定切向键所在截面上的弯曲应力(或切应力)的总和与无切向键的截面上的弯曲应力(或切应力)的总和相同，应力大小与轴心距离成正比，而且最小应力相等。此时： Ao- ；Tmax：Ar ；A(1号) -罟式中：s：D-d；s D -d，其他参数与方法-中的参数相同。

按照这两种方法进行计算后可知，系数/3

2.2.1.2 截面 I的切向力计算切向力：丁式中：P为切向力，即PG ；S为截面 I的面积，S手(D -d2)-S弓；s弓为切向键槽的面积。轴上的2个切向键即可合并为 1个弓型。

2.2.1.3 截面 I的弯扭应力合成根据第三强度公式，截面的合成应力：or √( or ) 4( )式中：k 为截面的弯曲应力集中系数；k 为截面的扭转应力集中系数。

2.2.1.4 安全校核耳轴的许用应力：[or ]鲁式中：or 为材料的屈服极限；n为安全系数，当耳轴以最大载荷，即电机的最大启动力矩来计算耳轴直径时，取 n1.4～2；最后算出：nor /or 1.66>1.4。

2.3 耳轴的疲劳强度校核耳轴疲劳强度以耳轴承受正常操作时的最大扭矩 来计算。

2.3.1 截面 I的疲劳校核M KM式中：K为安全系数，KK。Kz； 为考虑到实际倾动力矩与计算倾动力矩的误差，取 K 1.2；K2为考虑到转炉的倾动机械启动、制动等动负荷系数，取 1.5； 为最大的计算操作倾动力矩。

耳轴承受正常操作产生的最大扭矩时，该截面承受的最大弯曲应力与最大切应力为：ormax；TnA为方便计算，弯曲力矩造成的弯曲应力按对称循环考虑，扭振循环力矩造成的扭转切应力按脉动循环应力考虑，即：or or ；or 0；丁 tr tr /2。

耳轴疲劳强度安全系数应为：n ≥[ ] -二二二 lf√n 式中： ；n --； - 为耳轴材aa丁am · 151·检测与控制 2013年第3期(第26卷，总第125期)·机械研究与应用 ·料弯曲疲劳强度极限； r- 为耳轴材料扭转疲劳强度极限； 为耳轴表面质量系数； ， 为耳轴尺寸系数； ， 为静应力折合为变应力的等效系数；[ ]为疲劳计算中许用安全系数，-般取 1.5～2.5。

最后求得 凡1.41<1.5，所以此截面的强度不能满足生产要求。

2.3.2 其他截面强度计算和疲劳校核断面 Ⅱ和断面Ⅲ的强度计算和疲劳校核的方法与断面 I的方法相同。经过计算，断面 Ⅱ和断面Ⅲ的强度安全系数皆大于 1.4。但其疲劳安全系数皆小于 1.5。

(上接第 149页)4 结 论使用能量色散--x荧光光谱法中无标样基本参数法定量测定高速工具钢及其他合金中的主要合金元素，有较好的精密度和准确度。而且制样简单(块状、粒状、粉末状均可)、速度快、运行成本低，是- 种方便、快捷、有效的测试方法。

3 结 论通过计算可知，耳轴的3个最危险截面的强度计算均在安全范围内，可满足最大载荷时的工作需求。

但是转炉的频繁制、启动，以及顶渣等 日常操作造成的扭振，会使耳轴产生疲劳破坏，存在安全隐患。故该转炉的耳轴不能满足转炉扩容后的日常生产要求。