回轉(zhuǎn)窯主要由滾圈、筒體、托輪及托輪軸等部件組成，其零部件結(jié)構(gòu)各異，下面群星機(jī)械廠家分析設(shè)置了物料的動(dòng)態(tài)安息角，對(duì)其支承件滾圈、筒體、托輪及托輪軸在結(jié)構(gòu)受力情況進(jìn)行有限元分析，獲得其應(yīng)變-應(yīng)力分布，并從中找出危險(xiǎn)截面的位置。

（1）滾圈的結(jié)構(gòu)分析

取第一擋滾圈模型為研究對(duì)象，并對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析。在結(jié)構(gòu)場(chǎng)中滾圈的頂部變形較大，較大變形值為1.435mm，其他部位的變形從頂部開(kāi)始逐漸減小。滾圈在左托輪支撐處的應(yīng)力較大，達(dá)到23.1MPa，在與右托輪接觸的地方受力較小。

（2）筒體模型的結(jié)構(gòu)分析

對(duì)整體模型進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析后，取筒體為研究對(duì)象進(jìn)行分析。筒體與大齒圈接觸處變形較大，較大值為6.896mm；在兩個(gè)托輪的中部，筒體的變形也較大。由此可知，在兩個(gè)托輪的中部，筒體的直線度較差；筒體在與滾圈接觸支撐處的應(yīng)力較大，在第2~3滾圈接觸處尤為明顯，較大的應(yīng)力達(dá)到65.2MPa。

（3）托輪模型的結(jié)構(gòu)分析

取回轉(zhuǎn)窯第一擋左側(cè)托輪模型為研究對(duì)象進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析。托輪在與滾圈接觸的部位集中在一點(diǎn)上，在接觸點(diǎn)處的變形達(dá)到較大，較大值為0.0529mm，托輪其他部分的應(yīng)變也相對(duì)較??；在滾圈與托輪的接觸點(diǎn)處應(yīng)力較大，較大值分別達(dá)到19.7MPa，托輪上其他部分的應(yīng)力值依次減小。

（4）托輪軸模型的結(jié)構(gòu)分析

選擇回轉(zhuǎn)窯第一擋左側(cè)托輪軸模型為研究對(duì)象進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析。托輪軸在與滾圈接觸處的變形達(dá)到較大，其較大值為0.01mm，托輪的應(yīng)變相對(duì)較小；在托輪軸軸肩處的接觸點(diǎn)處應(yīng)力較大，較大值分別達(dá)到22.7MPa。由于軸肩對(duì)托輪軸起到定位的作用，回轉(zhuǎn)窯生產(chǎn)過(guò)程中托輪軸經(jīng)常在軸肩處發(fā)生斷裂。通過(guò)分析也可知，軸肩處的壓力大于其他地方所承受的壓力。

（5）整體模型的結(jié)構(gòu)分析

對(duì)回轉(zhuǎn)窯整體模型進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析，筒體在與大齒圈接觸的地方變形較大，較大值為6.946mm，在托輪的中部，筒體的變形也較大。由此可知，在2個(gè)托輪的中部，筒體的直線度較差；筒體在與滾圈接觸支撐處的應(yīng)力較大，在第2、3滾圈接觸處尤為明顯，較大的應(yīng)力達(dá)到71.5MPa。

對(duì)回轉(zhuǎn)窯整體模型及其支承件滾圈、筒體、托輪及托輪軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析，得到了其整體模型及其支承件的應(yīng)變和應(yīng)力分布情況，找出了危險(xiǎn)截面的位置：滾圈在左托輪支撐處的應(yīng)力較大；筒體在與滾圈接觸支撐處的應(yīng)力較大；滾圈與托輪的接觸點(diǎn)處應(yīng)力較大；托輪軸軸肩處的接觸點(diǎn)處應(yīng)力較大；筒體在與滾圈接觸支撐處的應(yīng)力較大，該分析結(jié)果對(duì)減少經(jīng)濟(jì)損失有極其重要的意義，有利于掌握回轉(zhuǎn)窯的控制系統(tǒng)部件組成及調(diào)節(jié)方法，為優(yōu)化各部分結(jié)構(gòu)提供理論基礎(chǔ)。

回轉(zhuǎn)窯主要由滾圈、筒體、托輪及托輪軸等部件組成，其零部件結(jié)構(gòu)各異，下面群星機(jī)械廠家分析設(shè)置了物料的動(dòng)態(tài)安息角，對(duì)其支承件滾圈、筒體、托輪及托輪軸在結(jié)構(gòu)受力情況進(jìn)行有限元分析，獲得其應(yīng)變-應(yīng)力分布，并從中找出危險(xiǎn)截面的位置。

（1）滾圈的結(jié)構(gòu)分析

取第一擋滾圈模型為研究對(duì)象，并對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析。在結(jié)構(gòu)場(chǎng)中滾圈的頂部變形較大，較大變形值為1.435mm，其他部位的變形從頂部開(kāi)始逐漸減小。滾圈在左托輪支撐處的應(yīng)力較大，達(dá)到23.1MPa，在與右托輪接觸的地方受力較小。

（2）筒體模型的結(jié)構(gòu)分析

對(duì)整體模型進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析后，取筒體為研究對(duì)象進(jìn)行分析。筒體與大齒圈接觸處變形較大，較大值為6.896mm；在兩個(gè)托輪的中部，筒體的變形也較大。由此可知，在兩個(gè)托輪的中部，筒體的直線度較差；筒體在與滾圈接觸支撐處的應(yīng)力較大，在第2~3滾圈接觸處尤為明顯，較大的應(yīng)力達(dá)到65.2MPa。

（3）托輪模型的結(jié)構(gòu)分析

取回轉(zhuǎn)窯第一擋左側(cè)托輪模型為研究對(duì)象進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析。托輪在與滾圈接觸的部位集中在一點(diǎn)上，在接觸點(diǎn)處的變形達(dá)到較大，較大值為0.0529mm，托輪其他部分的應(yīng)變也相對(duì)較小；在滾圈與托輪的接觸點(diǎn)處應(yīng)力較大，較大值分別達(dá)到19.7MPa，托輪上其他部分的應(yīng)力值依次減小。

（4）托輪軸模型的結(jié)構(gòu)分析

選擇回轉(zhuǎn)窯第一擋左側(cè)托輪軸模型為研究對(duì)象進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析。托輪軸在與滾圈接觸處的變形達(dá)到較大，其較大值為0.01mm，托輪的應(yīng)變相對(duì)較??；在托輪軸軸肩處的接觸點(diǎn)處應(yīng)力較大，較大值分別達(dá)到22.7MPa。由于軸肩對(duì)托輪軸起到定位的作用，回轉(zhuǎn)窯生產(chǎn)過(guò)程中托輪軸經(jīng)常在軸肩處發(fā)生斷裂。通過(guò)分析也可知，軸肩處的壓力大于其他地方所承受的壓力。

（5）整體模型的結(jié)構(gòu)分析

對(duì)回轉(zhuǎn)窯整體模型進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析，筒體在與大齒圈接觸的地方變形較大，較大值為6.946mm，在托輪的中部，筒體的變形也較大。由此可知，在2個(gè)托輪的中部，筒體的直線度較差；筒體在與滾圈接觸支撐處的應(yīng)力較大，在第2、3滾圈接觸處尤為明顯，較大的應(yīng)力達(dá)到71.5MPa。

對(duì)回轉(zhuǎn)窯整體模型及其支承件滾圈、筒體、托輪及托輪軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析，得到了其整體模型及其支承件的應(yīng)變和應(yīng)力分布情況，找出了危險(xiǎn)截面的位置：滾圈在左托輪支撐處的應(yīng)力較大；筒體在與滾圈接觸支撐處的應(yīng)力較大；滾圈與托輪的接觸點(diǎn)處應(yīng)力較大；托輪軸軸肩處的接觸點(diǎn)處應(yīng)力較大；筒體在與滾圈接觸支撐處的應(yīng)力較大，該分析結(jié)果對(duì)減少經(jīng)濟(jì)損失有極其重要的意義，有利于掌握回轉(zhuǎn)窯的控制系統(tǒng)部件組成及調(diào)節(jié)方法，為優(yōu)化各部分結(jié)構(gòu)提供理論基礎(chǔ)。