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1回轉(zhuǎn)窯配套傳動(dòng)裝置及使用情況
為了實(shí)現(xiàn)薄料快燒及增產(chǎn)目的 ，配套地將回轉(zhuǎn)窯的轉(zhuǎn)速及傳動(dòng)裝置進(jìn)行了改變 ，回轉(zhuǎn)窯轉(zhuǎn)速提高到 315 r/ min ， 主電機(jī)功率改為 75 kW ， 轉(zhuǎn)速為1 000 r/ min ，原減速機(jī)一級(jí)傳動(dòng)比進(jìn)行了改變 ，回轉(zhuǎn)窯傳動(dòng)簡(jiǎn)圖，改造后的輸入軸裝配簡(jiǎn)圖。
從 2004 年改造后 ，輸入軸先后從F面斷過(guò)二次 ，造成二次停窯。從軸斷口 F 面處看疑是疲勞斷裂。所以對(duì)軸強(qiáng)度進(jìn)行分析計(jì)算。
2強(qiáng)度校核
211 彎扭矩圖
再根據(jù)靜力平衡條件計(jì)算出A、C點(diǎn)支反力，作出受力簡(jiǎn)圖，作出在XY、XZ平面的彎矩圖和扭矩圖 ，按第三強(qiáng)度理論計(jì)算彎矩圖。由于聯(lián)軸器制造和安裝誤差產(chǎn)生附加圓周力聯(lián)軸器銷軸所在圓直徑） ，附加力F 0產(chǎn)生的彎矩圖。
212 校核軸的疲勞強(qiáng)度
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖、扭矩圖，截面B處彎矩最大，但此處直徑最大；截面F處的彎矩也較大，直徑較小，又有圓角引起的應(yīng)力集中，故F面為危險(xiǎn)截面。
左側(cè)的彎矩在此處產(chǎn)生的彎矩面上的彎曲應(yīng)力面上的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力由于軸的轉(zhuǎn)動(dòng)，彎矩引起對(duì)稱循環(huán)的彎曲應(yīng)力；傳遞的扭矩總是有些變動(dòng)，且單向傳遞扭矩，故剪應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力。故安全系數(shù)沒(méi)有達(dá)到要求。
3原因分析
從上面軸強(qiáng)度計(jì)算結(jié)論 ，可以看出軸的計(jì)算安
全系數(shù)小于許用安全系數(shù)。在軸肩過(guò)渡圓角處的應(yīng)力較大 ，在長(zhǎng)期交變應(yīng)力作用下 ，在此處逐步形成微觀裂紋 ，裂紋尖端的嚴(yán)重應(yīng)力集中 ，促使裂紋逐漸擴(kuò)展 ，當(dāng)裂紋逐步擴(kuò)展到一定長(zhǎng)度時(shí) ，便可能驟然迅速擴(kuò)展 ，使構(gòu)件截面嚴(yán)重削弱 ，最后沿嚴(yán)重削弱了的截面發(fā)生脆性斷裂。
4處理措施
?。?） 將軸齒輪左端面全部平掉 ，車出Φ120 mm ×65 mm 的孔 ，并車出一個(gè) 60°的坡口 ，將一根一端粗為Φ120 mm k6 的軸插入Φ120H7 孔內(nèi)進(jìn)行焊接 ；（2） 將原輸入軸裝軸承處直徑 Φ65 mm 改為Φ80 mm ，軸承由原來(lái)的 7613 改為 7516E.因 7516E外徑與 7613 軸承外徑Φ140 mm 相同 ，裝聯(lián)軸器處直徑Φ60 mm 改為Φ70 mm ，這樣在減速機(jī)軸承底孔不擴(kuò)大的情況下就增大了軸徑 ；（3） 軸肩過(guò)渡圓角的確定。將軸上定位套筒去掉 ，改為軸肩定位軸承。軸承處的過(guò)渡圓角取r = 2 ，在沒(méi)有裝配要求的情況下盡可能取大角 ，有裝配件時(shí)綜合考慮 ；（4） 選取彈性圈柱銷聯(lián)軸器 B6 型號(hào)。嚴(yán)格找正 ，保證電機(jī)與減速機(jī)輸入軸同心 ；（5） 軸承裝配、定位正確。軸承安裝留有0. 25～0. 4 mm 的間隙 ，以滿足軸熱膨脹要求。
5軸加粗后疲勞強(qiáng)度校核
軸加粗后F面處直徑為 90 mm ，參照上面的公式計(jì)算出進(jìn)一步計(jì)算出2 滿足安全要求。
6結(jié)語(yǔ)
經(jīng)過(guò)上述修理后及時(shí)恢復(fù)了回轉(zhuǎn)窯的運(yùn)行生產(chǎn)。并得出兩點(diǎn)重要結(jié)論 ：一是軸徑變化導(dǎo)致應(yīng)力集中是引起軸疲勞斷裂的主要原因 ，在設(shè)計(jì)中一定要將應(yīng)力集中面避開(kāi)載荷較高區(qū)域 ；二是在檢修中保證安裝質(zhì)量 ，及時(shí)檢查和維護(hù) ，才能有效保證設(shè)備正常運(yùn)轉(zhuǎn)。
