回转窑托轮的调整 回转窑托轮装置

回转窑的重量占整个水泥厂机械设备总重的20%～40%；它的造价占全厂投资的10%～15%；它的性能和运转情况在很大程度上决定着水泥的产质量和成本。所以，它素有水泥厂心脏之称。许多人这样评价它：只要大窑转，就有千千万万。由此可见，提高回转窑的运转率是非常重要的。
　　要保证回转窑能够长期安全稳定地运转，从设备维护和正确使用方面来说，调整好托轮是重中之重的一项工作。当前，许多水泥厂最缺乏的技术工人就是经验丰富的看火工和托轮工。因为这些工种技术比较复杂，不是在短期内就能掌握的。许多水泥厂的回转窑因为托轮调整不当，引发了许多重大设备事故。如回转窑下炕，也有称为掉窑的，就是回转窑窑体从托轮上掉下来、轮带顶坏或顶掉挡铁、回转窑发生剧烈振动、托轮和轮带表面出现点蚀、掉碴掉块、裂纹、严重磨损不均、多边形或小波纹和窑体弯曲等，严重时还会引起托轮轴承烧瓦断轴事故，这些都会造成巨大的损失。
　　调整托轮的目的有三：一是使窑体能够按所要求的规律沿轴向正常地上下往复窜动，以保证托轮和轮带外表面均匀磨损；二是使回转窑筒体中心线在热态时永保一条直线，以使托轮和轮带受力均匀，不产生超载现象，降低功率消耗；三是使各档托轮能够均衡地承受窑体载荷，以保证不产生附加应力，减少或避免机件的过早损坏。如果通过调整托轮，达到上述目的，就必须在理论上进行深入研究，在方法上能够熟练掌握。但笔者在现场工作中发现，全面具有这方面知识的技术人员和技术工人却较少，往往因此将回转窑调乱，进而引发出许多不该出现的问题，甚至造成很大的损失。为此，笔者根据在生产调试、达产、监理和处理有关问题中的体会，对回转窑正确调整进行介绍，供大家参考。

1　窑体运转时轴向窜动的分析

　　回转窑筒体通过轮带支承在多档支承装置的托轮上慢速回转工作，一般以3%～5%的斜度倾斜布置，绝大多数在3.5%～4.0%之间。当托轮的轴向中心线与窑体中心线平行，在窑运转时窑体就会沿轴向下窜。
　　曾有许多人提出过这个问题，为什么窑体不转时不下窜而转动时才下窜?下面就从理论分析上来解答这个问题。
1.1　窑体静止时不下窜的分析
　　设窑体重量为G，包括窑衬和轮带，窑体的倾斜角为α，则窑体沿轴线方向有一个向下的分力G1。由图1可见：

图1　窑体的轴向和径向分力

　　G1是窑体重量向下的轴向分力，即窑体的下窜力，G2是径向分力，即作用于两个托轮上的合力，由图2可知轮带传给一个托轮上的正压力为：

图2　一个托轮的受力分析

　　式中β为托轮与轮带中心连线与铅垂线之间的夹角，一般正常情况下β＝30°。
　　托轮与轮带接触表面的摩擦力为：

　　窑体的斜度一般多用百分数表示，一是因为窑体的倾斜角α很小，二是为了计算方便，所以窑体的斜度不用tgα表示，而用sinα表示。窑体的斜度为2.5%～5%，即sinα＝0.025～0.05，则α＝1°25′57″～2°51′58″。将α值代入(1)式中，则得G1＝(0.025～0.05)G(kN)。(4)式中的μ为托轮与轮带表面的滑动摩擦系数，对干摩擦，μ＝0.15～0.20，当有润滑时，则μ＝0.05～0.10。将β＝30°，α＝1°25′57″～2°51′58″代入(4)式中便得：

　　这就是说，在任何时候永远存在G1＜F，即窑体下窜分力G1永远小于托轮与轮带接触表面间的滑动摩擦力F0。所以，窑体在静止时不会下窜。实践也完全证明了这一点。即使窑体的斜度很大，达到5%时在静止的情况下也不会下窜。
　　当托轮的轴向中心线平行于窑体的轴向中心线而窑运转时，托轮的受力情况发生了一些变化，与窑体静止时有所不同。这时的轮带除受窑体回转部分重力产生的下窜力G1作用之外，还受有一个垂直于下窜力G1由传动大齿圈带动沿轮带圆周线速度方向的圆周力Pt，见图3。

图3　窑体运转时轮带的受力分析

　　这个圆周力Pt用来克服托轮轴承中的摩擦阻力矩Mf的，其值为：

　　Pt—轮带上作用的圆周力，kN；
　　 ，一般φ＝0.25～0.40；
　　r—托轮轴颈的半径，m；
　　R—托轮的半径，m；
　　f—托轮轴承的摩擦系数，对稀油润滑的滑动轴承，f＝0.018；对干油润滑的滚动轴承f＝0.004；
　　α—窑体的倾斜角，α＝1°25′57″～2°51′58″；
　　β—意义同前，β＝30°。
　　将以上各值代入到(6)式中便得最大圆周力为

　　下窜力G1，max与圆周力Pt，max的合力Qmax为：

　　比较(8)式与(5)式可见，Qmax总是小于Fmin。这就是说，在窑体运转时，圆周力Pmax与下窜力G1的合力Qmax仍然小于托轮与轮带表面的最小滑动摩擦力Fmin。从一般力学分析，按“理”说在窑体运转时轮带与托轮间也不会产生相对轴向移动，即窑体不应下窜。但事实与此相反，在窑体运转时如果不采取措施，窑体便会缓慢地向下轴向移动。移动的速度与窑体的斜度有关，斜度越大，移动越快。这种现象用一般的宏观力学平衡条件就无法解释，于是出现了弹性滑动理论和当量摩擦学说。
1.2　弹性滑动理论
　　窑体在运转时沿轴向向下窜动的原因，用弹性滑动理论来解释的第一位学者是原苏联人A.N.波加偌夫(БОГаНОВ)〔1〕〔2〕。
　　近代关于摩擦传动的理论证明：当托轮的轴向中心线与窑体的轴向中心线平行，在窑体运转时圆周力与下窜力的合力Q虽然不足以克服宏观的滑动摩擦力F，但由于托轮与轮带两个圆柱体为直接接触的摩擦传动，所以合力Q可使摩擦在接触变形平面上沿Q方向产生弹性变形，从而引起沿合力Q方向的所谓弹性滑动。将其分解后便得周向弹性滑动和轴向弹性滑动两个分量。周向弹性滑动的结果是从动轮、即托轮的失速，轴向弹性滑动的结果便是主动轮，即窑体轴向下窜。
1.2.1　周向弹性滑动分析
　　托轮在正压力P的作用下(参见图1、2、3)，轮带与托轮接触处就会产生弹性变形而形成一小块接触平面。变形平面的周向界限点A-C段所对应的中心角γ称为接触角，如图4a所示。当轮带1传递扭矩Mn，1时，在A-C段平面上就会产生摩擦阻力Pf，1。一般来说，在接触平面的A-B开始段内不产生摩擦力，故将此段所对应的中心角γAB称为静角。只在接触平面的B-C段内才产生摩擦力，存在相对滑动，故将此段所对应的中心角γBC称为滑动角。作用于主动轮轮带和从动轮托轮周向接触面上的摩擦力Pf,1和Pf,2的方向如图4b所示。

图4　轮带与托轮接触区域周向弹性滑动分析

　　很明显，由于摩擦力的作用在两轮周向接触面的表层金属内部将各自产生一定的周向应力σt,1和σt,2。对作为主动轮的轮带在点A以前及A-B段范围内，因表层金属推动从动轮的托轮旋转，故其表层金属将受到周向压缩，同时产生周向压缩应力σt,2。从点B开始，由于被压表层金属要恢复弹性变形，故周向压缩动力逐渐变小，到某一点K时为零。这表明，表层金属已开始出现周向拉伸，即内部开始产生周向拉伸应力。由于这种变形均在弹性范围之内，因此服从虎克定律，即呈直线规律变化，见图4C所示。从动轮托轮在A-C段内的应力与变形恰与主动轮轮带1相反(图4b)。
　　综上所述，在周向接触区域的AB段，虽然托轮与轮带相接触的表层金属各有周向拉伸与压缩，但都一同向转动方向的前面运动，此时没有明显的相对滑动现象产生。在BC段情况就不同了，主动轮的轮带由周向压缩变为周向拉伸，沿圆周方向产生周向伸长，而从动轮的托轮与轮带恰好相反，产生周向缩短。因而，两者之间便产生了相对弹性滑动，如图4c和图4d所示。这就使托轮的实际圆周速度v2低于其平均圆周速度。显然，从动轮——托轮所丢失的圆周速度vt就是主动轮——轮带的周向弹性滑动速度。从本质上讲，这个周向弹性滑动速度Vt就是由于周向应力σt在单位时间内引起的周向位移量，这也就是所说的弹性滑动。这在实践中亦有所反应，我们所见到的托轮表面出现的 鱼鳞状破损就是由此而造成，观察其方向与此分析相符。
1.2.2　窑体轴向弹性滑动及其速度计算
　　由摩擦传动理论可知，从动轮——托轮所丢失的圆周速度vt可用下式计算：

式中：ε—托轮圆周速度丢失率或称滑动系数，对金属摩擦轮传动可用下式计算：

　　 —托轮的平均圆周速度，m/min；
　　μ—托轮与轮带接触表面间的滑致力摩擦系数；
　　其余符号意义同前。
　　公式(10)前面的0.001～0.005系数值与轮带和托轮的材料有关，材料的弹性模数E愈小，则应愈取大值。由此式可见，当托轮和轮带的材料确定之后，滑动系数ε与轮带的圆周力Pt成正比，而与摩擦力成反比。即当轮带的圆周力Pt愈大，ε值越大；当摩擦力F＝μG2愈大，则滑动系数ε随之减小。
　　周向弹性滑动速度vt和轴向弹性滑动速度vx是合力Q的周向分量Pt和轴向分量G1引起的，它们就是单位时间内的周向和轴向位移。根据虎克定律有：

　　由此可得：

　　将公式(1)和公式(10)代入后得：

　　简化后得：

　　因为弹性滑动的数值很小，为计算方便，可近似地认为托轮与轮带的平均圆周速度相等，即，所以回转窑筒体的下窜速度就可近似地用下式计算：

　　式中的 为轮带的平均圆周速度，m/min。
　　由公式(15)可见，窑筒体的下窜速度vx与轮带的平均圆周速度和窑体斜度的正切值tgα成正比，而与轮带和托轮接触面间的滑动摩擦系数μ成反比。β角是两个托轮中心与轮带中心连线与通过轮带中心(也是筒体中心)的铅垂线之间的夹角，在安装的新窑中β＝30°。在使用一段并经更换托轮后，尤其一个托轮磨损严重时，β角会有稍许变化，但影响极微，所以忽略不计。系数0.001～0.005只与材料有关，当托轮和轮带确定之后，材料是不变的，因此它也是定值。对于活套轮带，严格说轮带与筒体转速并不相等，但差别极微也可忽略。所以在计算窑体的下窜速度时，轮带的平均圆周速度就可以按下式计算：

式中：Dt，w—轮带的外圆直径，m；
　　　n1—回转窑筒体的转速，r/min；
1.2.3　计算值与实际值的比较
　　现以Ф3.5 m×145m回转窑为例来说明上述公式的适用性。已知回转窑筒体的倾斜度为sinα＝3.5%＝0.035，α＝2°00′21″，则tgα＝tg2°00′21″＝0.03502；轮带外径Dt,w＝4370mm＝4.37 m；一般情况下，窑的工作转速为n1＝1 r/min，对于新型干法预分解窑n1＝3～4r/min；托轮的材料为ZG55，轮带材料为ZG45，表面硬度较高，弹性模数E较大，应取较小的系数，现取为0.001；在有润滑油情况下，取轮带与托轮接触表面间的滑动摩擦系数为μ＝0.11。
　　将Dt,w和n1代入到(16)式中得轮带的平均圆周速度为 。

将 及其它已知数据代入到(15)式中则得窑筒体的下窜速度为：。这就是说，当托轮的轴向中心线平行于窑体中心线时，如果工作转速为1 r/min，托轮和轮带接触表面又有润滑油，则窑筒体就以每分钟3.8mm的速度下窜。
　　水城水泥厂的Ф3.5 m×145m回转窑设计有液压挡轮，因此托轮的轴向中心线与窑体中心线完全平行，其它数据与上述相同。当挡轮油缸中的油压下降到零时，即挡轮完全失去向上推动窑体的作用，使其毫无阻力下窜，其下窜速度就是每分钟4mm左右〔3〕。此与理论计算基本相吻合，这就充分证明这个理论公式是适用的。
1.2.4　两个问题的讨论
　　在理想状态下，托轮的摩擦阻力矩Mf是很小的。现假设其为无究小时，由(6)式可知，轮带的圆周力Pt趋近于零。托轮和轮带的材料，其弹性模数E很大。当将其视为绝对刚体时，其弹性模数E则变成无穷大。这时，公式(10)前面的系数也就趋近于零。这就是说，在这两种情况下，均会使滑动系数ε趋近于零。于是，便不会产生弹性滑动，因而窑体也不会下窜。
　　理想不是客观，托轮的摩擦阻力矩Mf既不可能变成无穷小，托轮和轮带材料的弹性模数E也不可能是无穷大，因此滑动系数ε就不可能为零。但由此可使我们看到：第一应尽量减小托轮的摩擦阻力矩Mf，如采用滚动轴承代替滑动轴承，便可大大降低摩擦阻力矩Mf〔4〕。虽然仍采用滑动轴承，只要注意良好的管理，保持润滑油的洁净，也是降低摩擦阻力矩Mf的有效措施。这样，从设计角度来说，就应十分注意托轮轴承的密封。第二应尽量采用较硬的材料来制造托轮和轮带，如采用适当的热处理来提高它们的表面硬度，不仅会延长其使用寿命，而且也会降低弹性滑动。当前，我国中小型回转窑的托轮轴承采用滚动轴承已比较普遍，除有降低电耗，尤其是起动阻力，电动机可以大大减小，调窑灵活方便、不必串水冷却、节省润滑油等之外，对减小弹性滑动来说也是非常有益的，所以应该大力推广。
　　现在国外有采用气垫或液压支承的托轮装置，使各个托轮的负荷更加均匀，避免个别托轮过载而损坏，对提高托轮和轮带的使用寿命以及回转窑的运转率等都有很大作用，非常值得重视。

　　由前面的Ф3.5 m×145 m回转窑可知，其下窜速度为3.8 mm/min，则窑体每小时将下窜为3.8×60＝228(mm)。如果不加限制，对托轮轮带和大小齿轮的磨损等都不利。
　　理想要求，窑筒体上下往复的窜动速度应为6.25～3.125 mm/h，即上窜时间为8 h，下窜时间为16h较好。对预分解窑，转速较高，可控制3 h上，5 h下。
　　由(15)式可知，增大轮带与托轮接触表面间的滑动摩擦系数μ，就可以降低窑体的下窜速度。当滑动摩擦系数由μ＝0.1增大到μ＝0.2时，对Ф3.5m×145 m回转窑筒体的下窜速度就由vx＝3.8 mm/min降低到1.8mm/min。现在许多新型干法窑的轮带与托轮表面由水和油润滑改为石墨块润滑，除改善水润滑的弊病之外，增大滑动摩擦系数μ也是一个重要出发点。
2.2　当量摩擦学说〔3〕
　　这一学说认为：当窑体作纯轴向下窜时，属于滑动摩擦，轮带与托轮在圆周方向相依转动时，属于滚动摩擦。实际上，窑体是沿合力Q方向作螺旋运动(图4)，因而兼有滑动摩擦和滚动摩擦同时存在，并且以滚动摩擦为主。在窑筒体转动时，轮带与托轮接触面间常有不同程度的润滑存在，此时的滑动摩擦系数为μ＝0.05～0.01，而滚动摩擦系数k与接触部位的变形有关，不管怎样，滚动摩擦系数k远小于滑动摩擦系数μ。因此，当窑筒体沿Q方向窜动时的当量摩擦系数μk也就很小。
　　由试验结果知道：当回转窑筒体的倾斜度为3.5%，即sinα＝0.035时，实际测得的摩擦阻力F只有下窜力的20%左右，即：

　　将(17)式代入到(4)式中，便可得到下式：

　　整理后得：

　　因为α很小，所以tgα≈sinα＝0.035，β＝30°。将其代入到(19)式中便得当量摩擦系数μk为：

　　若将当量摩擦系数μk代替(4)式中的轮带与托轮接触面间的纯粹滑动摩擦系数μ，此时的当量摩擦力Fk为：

　　与(8)式进行比较便知，当量摩擦力Fk远远小于合力Q＝(0.0256～0.0507)G，即：

这就是说，当量摩擦力Fk仅为合力Q的13.8%～27.3%。由此可见，在一般情况下，对任何回转窑均可得出合力Q大于当量摩擦力或当量摩擦阻力Fk的结论。从而表明，转动的回转窑筒体必然会沿轴向向下窜动。
　　由图3可见，当轮带的圆周力Pt减小时，合力Q减小。当Pt→0时，Q→G1。这时的合力Q也就变得最小，等于因筒体倾斜而产生的下窜分力G1。轮带的圆周力Pt是因为托轮轴承中存在摩擦阻力矩Mf而产生的，当Pt→0时，Mf→0。由(6)式可见，应该μ→0。这也完全可以解释，从减小下窜力的角度出发，回转窑托轮采用滚动轴承比采用滑动轴承有利。因为滚动轴承的摩擦系数k比滑动轴承的摩擦系数要小得多。在一般情况下，稀油润滑时滑动轴承的摩擦系数为f＝0.018，而滚动轴承——双列向心球面滚动轴承的摩擦系数为fR＝0.004。由此可见，滚动轴承的摩擦系数fR是滑动轴承摩擦系数f的22%左右。
　　还有人认为回转窑静止时，轮带与托轮接触表面之间的摩擦是静摩擦，当窑筒体转动以后便变为动摩擦。动摩擦系数要比静摩擦系数小。由试验可知，对于两种不同材料或相同材料接触面间的动摩擦系数与静摩擦系数差别不大。现以相同材料，即钢对钢来说，在相同润滑状况下，其静摩擦系数为0.1～0.12，而动摩擦系数为0.05～0.10。动摩擦系数比静摩擦系数平均仅小了32%，用此不能解释回转窑筒体在静止时不下窜而在运转时就要下窜的现象。

2　回转窑筒体轴向窜动的控制

　　由前所述，回转窑筒体因倾斜放置，在运转时发生沿轴向下窜是必然的。如果不加控制就会发生掉窑或窑体下炕的重大设备事故。这种事故确实在一些水泥厂中发生过，如抚顺水泥厂。但是，如果采取一定的措施，使回转窑筒体在运转时不发生窜动是完全可能的。可是这样做会导致托轮和轮带表面的磨损不均，表面母线出现凹凸现象，大小齿轮两侧很快出现台棱，有时由此会引发不应有的事故。因此必须对窑体的窜动进行控制。
2.1　回转窑筒体轴向窜动控制的要求
　　为了保证回转窑筒体能够有规律地作上下往复窜动，控制的核心是窜动速度。由上文对Φ3.5 m×145m回转窑筒体窜动的实例分析中可见：如果不加控制，其下窜速度是很大的，每分钟达3.8mm。显然，这样大的窜动速度必然会加剧托轮、轮带和大小齿轮的磨损，有害无益。
　　长期的使用经验表明，回转窑筒体上下一个周期往复窜动时间，对传统窑型，即1 r/min左右的回转窑筒体控制在24h左右就能有效地避免轮带和托轮表面以及大小齿轮磨损不均。这就是说，在保证托轮、轮带和大小齿轮沿宽度方向磨损均匀的前提下，窑体的窜动速度越少越好。经讨论认为：窑体上窜的时间为8h，下窜时间为16 h较为恰当。在以前设计的回转窑，窑体往复窜动的距离为50 mm左右。因此，窑体的上窜速度为vs＝50／8＝6．25mm/h，即窑体每转一转上窜为0.104 mm左右；窑体的下窜速度为vd＝50／16＝3．125mm/h，即窑体每转一转下窜为0.05 mm左右。对于新型干法预分解窑，窑筒体转速n1＝3～4r/min，即是传统窑型的3～4倍。使用的时间还不算太长，这方面的经验还没有总结出来。不过从磨损速率保持相当来看，窑体上下往复一个周期的时间应该缩短，为传统窑型的1／3～1／4，即8～6h，平均为7 h，上窜时间控制在2.5～3.0 h，下窜时间控制在4.5～5.0h左右。这样上下窜动的速度也就同时增大了3～4倍。
　　窑体上下窜动的距离近来有减小的趋势发展。以前一般都设计在50 mm左右，而现在有设计为10～15mm的。这样，托轮和小齿轮的宽度就都可以减小，不必像以前托轮比轮带、小齿轮比大齿圈起码宽50mm以上。同时也会简化窑头和窑尾密封的结构，从而大大改善其密封效果，还会减轻托轮和小齿轮两侧出现凸肩、轮带和大齿圈两侧出现压延卷边的现象，从而可延长它们的使用寿命。
2.2　回转窑筒体轴向窜动控制的方法
　　为防止回转窑筒体因轴向窜动不当而产生事故，在结构上设计了三种挡轮装置：不吃力挡轮或称信号挡轮、吃力挡轮和液压挡轮。前两种应用已久，至今也仍有应用，后一种出现较晚，比较先进，现在在较大的回转窑上普遍应用。
　　不吃力挡轮和吃力挡轮没有推动窑筒体沿轴向向上窜动的功能，只能当窑体轴向下窜一定位置时阻挡其下窜。因此，如果不采取措施，回转窑筒体通过轮带侧面与挡轮外锥面或外圆面的接触而受到挡轮的阻挡，不再轴向下窜。这样一来，窑体就会永远处在一个固定的轴向位置上回转。显然，这不是人们所期望的。况且不吃力挡轮还没有平衡窑体下窜力的能力，即使发出信号，也使操作者束手无策。为防止将这种挡轮顶坏，只有停窑。这就必须设法使窑体产生一个上窜的能够平衡下窜的作用力，当信号挡轮发出信号时，使上窜的作用力发挥作用，迫使窑体上窜。对于吃力挡轮，虽然能够平衡窑体的下窜力，不会造成设备事故，但窑体永远处在轴向一个固定位置上运转也是十分不利的。于是产生了歪斜托轮调整法。
2.2.1　歪斜托轮调整法
　　带有吃力挡轮和不吃力挡轮的回转窑，普遍采用歪斜托轮调整法使回转窑筒体按所需要的规律上下往复窜动。
2.2.1.1　歪斜托轮调整法的原理
　　如图5a所示，当托轮的轴向中心线完全平行于回转窑筒体轴向中心线时，托轮与轮带在接触处的平均圆周线速度。但是，当托轮轴向中心线调成与窑筒体轴向中心线歪斜一个很小的角度θ时，则托轮与轮带在接触处的平均圆周线速度。它们之间的关系变成图5b所示的情况，托轮的平均圆周线速度 方向与托轮和轮带横向中心线PQ也歪斜一个θ角。将 分解为一个横向平均分速度,s和轴向平均的速度 ,x，显然 ,s＝v1，即与轮带的平均圆周线速度 相等，方向也一致。而托轮的轴向平均分速度,x迫使窑体与其同向缓慢地移动，由于周向弹性滑动总是存在的，所以窑体便作边回转边轴向的运动。对于轮带上的某一点来说是一个螺旋运动，即所谓的“螺旋效应”。而这一点的运动方向与相同。

a.托轮与窑体中心线平行　b.托轮中心线歪斜
图5　歪斜托轮调整法的原理分析图

　　为使窑筒体的位置稳定，就必须使轴向平均分速度,x等于窑体弹性滑动的下窜速度vx。根据图5b所示的速度关系得：

　　将公式(15)代入到(23)式中，则有：

　　消去υ1后可得托轮轴向中心线的歪斜角θ为：

　　式中：θ就是保持通过调歪托轮所产生的上窜速度与窑体下窜速度平衡时托轮中心所调歪的歪斜角，单位为度。其余符号同前。
　　托轮歪斜θ角之后，托轮两端轴承的中心其相对位移由图5b所示的关系可利用下式计算：

式中：e—两个托轮轴承中心的相对位移，mm；
　　　L—两个托轮轴承中心的跨距，mm；
　　其余符号同前。
　　现以不带液压挡轮的Φ3.5 m×145 m回转窑为例来计算托轮中心线最小的歪斜角θ和(26)式中的e。
　　Φ3.5 m×145 m回转窑的斜度为tgα＝0.03502，cosβ＝cos30°＝0.86603，μ＝0.11，托轮材料为ZG55，轮带材料为ZG45，故取系数为0.001，回转窑筒体转速n1＝1r/min，将这些已知值代入到(25)式中便可计算出θ为0°00′57″。
　　托轮两轴承中心跨距L＝1 500 mm，将θ值代入(26)式中，可计算出两轴承中心的相对位移量为0.42 mm。
　　对1 r/min左右的Φ3.5 m×145m回转窑，只要将托轮的轴向中心线调斜θ＝57″，由此产生的上窜速度便与下窜速度平衡。这就是说，在这种情况理论上回转窑就能在某一轴向位置稳定运转。因为这种方法是从速度平衡的角度出来分析的，所以有人又把它称为速度分析法。
2.2.1.2　歪斜托轮调整法托轮歪斜方向的判别
　　托轮歪斜方向的调整是非常重要的。如果方向调反，会加速窑体的下窜，甚至会发生掉窑事故，造成巨大的经济损失。如果将两挡托轮的方向调错，会造成轮带顶坏挡铁，加速磨损，过早失效。如鲁南水泥厂Φ4m×60 m预分解窑，曾发生过一夜之间轮带顶掉7块挡铁的事故。
　　托轮歪斜方向的判别基本上有三种方法：
　　(1)速度分析法
　　速度分析法就是将速度分解为径向速度或横向速度和轴向速度的方法，轴向速度υx的方向就是窑体的窜动方向，托轮轴向中心线KL的方向就是托轮应该歪斜的方向，参见图5b。
　　这种方法的特点是不易发生错误，所以比较稳妥可靠。但比较复杂，一是需要绘图，二是需要有一定的矢量分析知识。对一般工人来说，判别就有一定困难。
　　(2)经济判别法——面对轮带法
　　观察者面向轮带，托轮和轮带接触处的圆周线速度在水平面投影方向指向窑体的中心方向，若窑筒体需要向下窜动，即向观察者的右臂方向窜动，则托轮的轴向中心线应向以托轮轴向和横向交叉中心点C为轴心的顺时针方向偏斜。若窑体需要向上窜动，即向观察者的左臂方向窜动，则托轮的轴向中心线应向逆时针方向偏斜一个θ角，如图6所示。

图6　托轮轴向中心线歪斜方向的判别

　　(3)仰手律判别法
　　经验判别法虽然比速度分析法简单一些，既不需要绘图，也不需要失量分析的过多知识，但用起来不太方便。因为托轮轴向中心线围绕C点的歪斜方向离开了人体，所以很容易搞错，最简单的方法就是把窑体的窜动方向、窑体的转动方向和托轮轴向中心线应该歪斜的方向集中在人的两只手上。不管用左手还是右手，手心都要向上，即仰手判别。人们把这种方法的规律称为仰手律。
　　利用这种方法判断托轮轴向中心线应该偏斜的方向时，首先将双手握紧，大姆指直伸，手心向上，即仰手，如图7所示。然后，将大姆指指向窑体需要或使其要窜动的方向，其余四指卷曲的方向与窑体的回转方向相同，则四指中间关节顶点的连线1便与大姆指平行的窑体纵向中心线2交成一个角度θ，斜线1的歪斜方向就是托轮轴向中心线应该歪斜的方向。注意，在调整托轮时，同一档两个托轮轴向中心线的歪斜方向必须一致，参见图5b。

a.左手仰手律　　b.右手仰手律
图7　仰手律

　　在使用仰手律来判别托轮轴向中心线的歪斜方向时，最重要的就是利用左手或右手的选择问题。若将手选择正确，一般就不会出现错误。否则，就会导致全错。将大姆指平行于窑体中心线并指向其需要窜动的方向，若窑体绕中心线顺时针方向转动就用右手参见图7b，若窑体绕其纵向中心线逆时针方向转动就用左手，参见图7a。
　　用这种方法来判别托轮轴向中心线应该歪斜的方向十分简单，而且还特别容易记忆，所以应用非常广泛。
2.2.1.3　采用歪斜托轮调整法应注意的问题
　　歪斜托轮调整法对控制回转窑筒体的窜动是非常有效的，操作也比较简单，所以应用特别广泛。但由于管理疏忽，往往将托轮调乱，造成窑筒体同心度偏差过大，各挡受力不合理或不均匀，导致托轮和轮带磨损过快，托轮轴承烧瓦，托轮和轮带掉碴、掉块，严重时裂断、筒体和托轮的负荷增大等。如淮海水泥厂Φ5.8m×97m回转窑，四挡支承，曾因托轮调乱，筒体直线度严重超差，造成托轮轴承长期高温不下，严重时烧瓦，托轮边缘已断裂，筒体在轮带两侧也发生多道裂纹等。将窑体找正后，托轮稍加处理，多年的托轮瓦温过高严重影响生产的问题得到了很好的解决。因此，指出采用歪斜托轮调整法应注意的几个问题是十分必要的。
　　(1)调整挡位选择
　　对刚安装的新窑，托轮的调整应从入料端档的支承开始，尽量使窑体出料端或烧成带附近的各挡托轮的轴向中心线与窑体中心线保持平行，尽量避免在靠近大齿圈的支承上进行调整，如图8所示〔5〕。

图8　托轮调整时的合理档位顺序

　　利用负荷最大挡的托轮进行调整，如带多筒冷却机回转窑的热端第一挡托轮，虽然调整见效快，使窑体能够迅速窜动，但调整时容易出现事故，同时托轮、轮带、托轮轴和轴瓦等机件均易损伤，因此尽量不用。
　　(2)应在运转时调整
　　调整托轮时，应在窑运转的情况下进行。否则，是调不动的，容易破坏机件或工具。顶动轴承下座的顶丝，每次只允许转动30°～60°，以达到微小移动的目的。移动的距离按下式计算：

式中：Ω—顶丝拧动的角度，°；
　　　t—顶丝的螺距，mm。
　　在调整时，对同一个托轮两侧的轴承组，必须保证上进下退或下进上退，目的是保持托轮的中心位置C点不变。上式中的轴承下座移动的距离l应等于由(26)式所计算的两个轴承相对位移量e的一半，即：

　　将(28)式代入到(27)式中，则得：

　　在同一挡中的另一个相对的托轮两侧的轴承下座，将其顶丝拧动相同的角度，也必须保证下进上退或上进下退，以使两个托轮的轴向中心线歪斜方向相同，如图9所示。

a.托轮调整之前的位置　　b.托轮调整后的位置
图9　托轮调整前后的方位

　　向窑筒体中心线方向移近的托轮轴承下座顶丝应拧紧，而远离的托轮轴承下座顶丝应拧松，然后采取措施或靠轮带推力使下座外移，直至与顶丝端头紧密靠严。
　　(3)托轮最大歪斜角度的限制
　　在调整托轮时，托轮的轴向中心线歪斜角度不宜过大，一般应控制在15′以下。有的资料〔5〕规定不超过30′，根据笔者的经验，此值过大。现以Φ3.5m×145 m回转窑为例，L＝1 500 mm，则e＝1 500 Sinθ＝1 500 Sin30′＝13.09 mm，l＝6.545mm。这样就会带来一系列的不良后果，具体内容将在后面评述。
　　(4)不允许采用的调整法
　　在调整托轮时，不允许出现“大八字”和“小八字”的形式，见图10所示。相邻两挡支承装置的托轮轴向中心线歪斜方向相反，从投影面上看，托轮的轴向中心线对窑体横向形成两个“八”字形。因为这个八字的一撇一捺距离较大，故称为大八字调整法，如图10a所示。如果相邻两挡托轮轴向中心线的歪斜角度相同，但因为歪斜方向相反，所以它们产生的轴向分速度υ2，x方向亦相反，故对窑筒体的窜动力互相平衡掉了。这样，一是从窑体的窜动角度来说等于没调；二是会产生许多不利的作用。如加速轮带两侧及挡铁或挡圈的磨损；严重时会把挡铁或挡圈顶掉，造成重大的设备事故，如前述鲁南水泥厂的实例；因为通过轮带对筒体的作用力方向相反，使筒体在两跨之间增加了拉伸应力，容易引起断裂事故；增大了托轮轴端或轴根挡圈或止推环与滑动轴瓦端面的作用力，对滚动轴承则增大了止推轴承的负荷，其结果都要缩短它们的使用寿命，严重时会出现事故；对托轮和轮带本身也极为不利。
　　对同一挡两个托轮而言，其轴向中心线的歪斜方向相反，与窑体轴向中心线对称形成一个“八”字形。因为这个八字仅局限在一挡支承中，其一撇一捺又较近，所以称为“小八字”形调整法。如图10b所示，如果两个托轮轴向中心线的歪斜角度相同，则它们所产生轴向的速度V2,x大小相等，而方向恰好相反。这样，一是对窑体的轴向窜动来说互相平衡，等于没有调整；二是同样会产生一些不利影响。如会使轮带产生附加的扭曲变形，托轮和轮带的接触面积减小，负荷增大；托轮轴端或轴根止推坏与轴瓦端面的接触压力增大，怀北水泥厂Φ3m×48m的回转窑曾发生将轴瓦侧面全部磨光的事故。对筒体而言，由于轮带偏斜，不仅增大了挡铁或挡圈的负荷加速磨损，而且筒体会产生局部弯曲应力等。当其严重时就会引发事故。
　　以上所讨论的都是在假定托轮轴向中心线歪斜角度相同的情况下，如果歪斜角度不同，则所产生的问题就会更加严重，不利影响更大。
　　这两种不正确的托轮调整法虽然不允许采用，然而由于认识不足，经验不够，在许多水泥厂还屡见不鲜。如江西水泥厂Φ4 m×60m回转窑就曾经出现过由此而产生的一系列非常现象，一时还都难以解释，即厂里所说的“怪现象”。
　　(5)在特殊情况下不许调整
　　没有辅助传动的回转窑，或者有辅助传动但忘记翻窑，较长时间停窑以后，由于窑体自重会引起“载荷弯曲”，由于筒体上下温差还会引起“热弯曲”，因下暴雨会使运转着的窑体发生“突然弯曲”，在重新起动时或正在运转时都会造成一个或几个托轮与轮带不接触的现象，严重时会脱开10～20mm。遇到这些特殊情况时，千万不要急于调整托轮，应使回转窑继续运转，一般经过2～3班后窑体便会自行恢复直线度，脱开的托轮自然与轮带重新接触。这时如果随意调整托轮，待筒体伸直以后，托轮上的作用力将突然变大，严重时会造成托轮轴突然折断的重大设备事故。即使托轮轴不折断，托轮与轮带的接触应力亦会突然成倍地加大。不仅会加剧它们的磨损，而且容易产生掉碴掉块，裂纹和两瓣；托轮轴承发热，甚至引起烧瓦；大齿圈顶齿、破坏齿轮的齿形，严重时会造成打齿现象；筒体应力增大，甚至会使筒体产生裂纹，垫板焊缝开裂撕落等严重后果。

a.大八字形调整法　　b.小八字形调整法
图10　错误的歪斜托轮调整法

　　(6)避免刻面出现
　　对于一些较高的基础，尤其建筑在耐力较低土壤中的基础，当托轮所受到的轴向推力过大，就会使基础顶部连同支承装置的底板、轴承和托轮发生较小的位移。这时，如果轴向力大于托轮与轮带间的摩擦阻力时，托轮与轮带便会发生突然地轴向滑动，使基础顶部等恢复原位，位移消失。由于这种突然轴向滑动，在托轮和轮带的接触母线上便会拉出一条亮印，久而久之，托轮和轮带的表面就会被磨出一个个的小平面，称为“刻面”。这种刻面的产生往往是由于托轮调整不当所致。另外窑体的扭转振动也会产生这种刻面，因为窑体的跨距很大，筒体会有扭转变形。当托轮调整不当或某些结构的阻力过大，便会造成某一挡的轮带不能连续均匀地转动，而是一下一下地转动，从而也会产生刻面现象。如果遇有这样情况不及时调整托轮，使刻面继续发展，就会使托轮和轮带表面出现多边形，产生严重的振动现象。
　　营口市水泥厂Φ3.5 m×60 m余热发电窑，因托轮和轮带表面曾一度磨成多边形(照片略)，产生了剧烈的振动，基础顶面的振幅达10mm。当时厂里十分担心，拟采用加固基础和车削托轮和轮带表面解决。笔者到厂后，详细观察了运转情况，认为不须加固基础，托轮和轮带表面也没有必要车削。分析后认为主要是托轮调整不当，窑尾密封阻力过大，造成扭转振动的结果。随即对托轮进行了调整，运转约一个月后托轮和轮带的表面多边形消失，已被磨圆，振动也逐渐减小，最后消除，节省了大量资金。

3　回转窑筒体轴向中心线变形的控制
　　回转窑正常工作时，筒体应尽可能地保持直而圆。可实际上它既不会直，也不会圆，只是在实际生产中采取有利措施，将误差控制在最小的范围内。直是指回转窑筒体在热态工作时越直越好，这样在冷态时就必然是弯曲的。否则，在热态时就是弯曲的。关于筒体圆度的问题不是在这里所要讨论的。因为筒体是通过轮带或滚圈与托轮接触滚动而转动的，所以与托轮的调整无关。
　　回转窑筒体的直线度对保证正常运转至关重要，所以对其偏差都有严格要求。筒体的直线度偏差过大，将会导致许多事故发生。因此，在国家建材局的〔1992〕646号文颁发的《新型干法水泥企业设备管理实施细则》〔10〕中规定，新型干法窑筒体中心线直线度偏差最大不能超过5mm。为此，应该每两年检测一次，确保窑体的直线度偏差在规定范围之内。筒体轴向变形，也就是筒体轴向中心线弯曲程度都是以支承中心点来衡量的。发现窑体弯曲超过规定值后，可借助于托轮的调整将其校直。这里所说的托轮调整与前述不同，不是将某个或某几个托轮调斜，而是将同一档两个托轮沿不同方向的水平移动来实现的。在检测时一般只能得到水平和垂直两个方向的偏差性，如图15所示的x和y值，据此便可用下式计算出窑体弯曲的最大值：
　　 　(30)
　　如果O1O′1≤5 mm就在允许范围之内，否则就应通过托轮进行调整。

图15　窑体弯曲允许的最大值及其表示方法

　　当窑体弯曲后，借助于托轮调整校正时有几种情况，在此只作简单介绍。
3.1　两个托轮直径相等时的情况
　　对于新的或已磨损的同一档托轮，如果发现窑体弯曲，即筒体中心不在窑体的轴向中心线上且偏差值超过允许值，就应对托轮进行调整。
　　在调整之前应通过检测确认弯曲点O′１的位置，基本上有三种情况。
3.1.1　在水平方向弯曲
　　经检测结果确认窑体的弯曲点O′１在水平位置上，这时两个托轮就应向同一方向移动相同的距离δ；;并且使δ＝O１O′１，即与弯曲点O′１至中心点O1的距离相等，如图16所示。这样就将弯曲点O′１归位到中心O1，显然，上托轮轴承移动多少，下托轮轴承也得跟着移动相同的距离。因此，保持托轮支承角β不变。

表16　窑体水平弯曲

3.1.2　在垂直方向弯曲
　　回转窑筒体中心线在水平面上的投影是直线，仅在垂直方向弯曲，即O1点移到了O′１点。这一般是因托轮磨损而产生，而且两个托轮的磨损量相同。当这种弯曲超过5mm时就应进行托轮调整，使两个托轮均向筒体中心线方向里移动相同的距离△a，如图17所示。

图17　窑体垂直方向弯曲时的托轮调整

　　如果经过检测发现窑体垂直方向弯曲量为δ，托轮的磨损量为△r时，要使筒体中心归回到O1点，就必须将两个磨损量相同的托轮向里移动一个△a的距离。那么，△a与δ和△r就有下列关系。由图17可见：
　　△a1＝△a2=a1-a′1=a2-a′2　(31)
　　a1＝a2＝(R+r)sinβ　(32)
　　a′1＝a′２＝(R+r-△r)sinβ″　(33)
　　δ＝H-H′＝(R+r)cosβ-(R+r-△r)cosβ′　(34)
　　将(32)和(33)代入到(31)式中得：
　　△a1＝△a２＝(R+r)sinβ-(R+r-△r)sinβ″　(35)
　　变换(34)式得：
　　 　(36)
　　将(36)式代入(35)式中便得：
　(37)
　　 　(38)
　(39)
　　因为β＝30°，将 分别代入到(38)和(39)式中及(37)式中，整理后便得：
　　 　(40)
式中：△a＝△a１＝△a２——为两个托轮需移动的距离，mm；
　　　δ——经检测确定的窑体中心垂直弯曲量，即δ＝O1O′1，mm；
　　　R——轮带的原始理论半径，mm；
　　　r——托轮的原始理论半径，mm；
　　　△r——两个托轮均匀磨损量，mm。
　　公式(40)就是两个托轮需要同时向里移动的距离△a与筒体垂直弯曲量δ和托轮磨损量△r的关系式。
　　现以Φ2.4 m×45 m回转窑为例，由检测结果知窑体的垂直弯曲量δ＝6mm，两个托轮均磨掉△r＝5mm，轮带理论半径为R＝ ＝1 550 (mm)，托轮理论半径为r＝ ＝400(mm)。若使弯曲点O′1归位到理论中心O1，则两个托轮需要向里同时移动的距离△a由公式(40)得：
　　
　　当两个托轮均无磨损时，即△r＝0，则(40)式变为：
　　 　(41)
　　现仍以Φ2.4 m×45 m回转窑为例，将δ＝6 mm代入到(41)式中，则得：
　　
　　当轮带也有磨损时，现设磨损量为△R,由图18可见：

图18　轮带也有磨损时的托轮调整分析

　(42)
　　还以Φ2.4 m×45 m回转窑为例，当轮带磨损△R=2mm，托轮磨损△r=5mm时，则两个托轮应向里同时移动的距离为：
　　
3.2　两个托轮直径不等的情况
　　窑体既非水平弯曲，也非垂直弯曲，而是在任意方向弯曲(见图19)。这种情况是最普遍的，托轮磨损程度不等、两个托轮一新一旧、托轮调乱，都会使a1≠a２等产生这种弯曲。

图19　窑体任意方向弯曲时托轮的调整

　　如果两个托轮的半径相等，但由于调整不当，使a1≠a2，从而使窑体的弯曲点O′１在第Ⅲ象限内。反言之，当经检测发现窑体弯曲点O′１在第Ⅲ象限内，两个托轮的半径r2,1＝r2，2，这时可以立即知道a1＞a2。在这种情况下，将托轮的中心O2，1向里移动△a1=a1-a2即可。
　　如果两个托轮位置正确，即a1=a2，经检测发现窑体的弯曲点O′1在第Ⅲ象限内，这表明两个托轮的半径不等，即r2,1≠r2,2。一种是两个托轮磨损不同，另一种是一个托轮为新换的，一个仍用已经磨损的。对调整托轮而言，这两种情况的性质是相同的。在这种情况下，只要将较小半径那只托轮向里移动一定的距离△a，就可以使O′１归位到O1点。
　　由图19可见：
　　△a1＝a1－a′1
　　∵a１＝a2＝（R+r2）sinβ，由直角三角形O1O′2，1P知：
　　 　(43)
　　仍以上窑为例，左托轮的磨损量为△r1＝5mm，右托轮新换，轮带无磨损，则左托轮需向里移动量为：
　　
　　这就是说，将左托轮向里移动10.04 mm便可使O′1点归位到O1点，保证筒体的直线度要求。
　　现根据图19求出O′1点的坐标x和y之值。由直角三角形O′1P′O2，2和O′1P′O2，1可知：
　　O′1O2，2２-O2，2P′2＝H′　(44)
　　O′1O2，1２-O2，1P′2＝H′　(45)
　　因O′1O2，2＝R+r2，O2，2P′＝a2+x，O′1O2，1＝R+r′1，O2，1P′＝a1-x，所以有：
　　(R+r2)２－(a2+x)２＝（R+r′1）２－(a1－x)２　(46)
　　(a2+x)２－（a1-x）２＝（R+r2）２-(R+r′1)２
　　〔(a2+x)＋(a1-x)〕．〔(a2+x)-(a１-x)〕
　　＝〔(R+r2)＋(R+r′1）〕．〔（R+r2）－（R+r′1）〕
　　∵a1＝a２＝a,r′1＝r1－△r1，r1＝r２＝r
　　∴2a．2x＝（2R+r2＋r′１）．(r2－r′１)
　　4ax＝2Rr2＋r22+r2r′1-2Rr′1-r2r′1-r′２1
　　　　＝2Rr2＋r22+r2（r1－△r1）-2R(r1－△r1)
　　　　－r2（r1－△r）-(r1－△r１)２
　　　　＝2△r1（R+r）-△r12　(47)
　　变换(47)式，将a＝（R+r）sinβ＝（R+r）sin30°＝ (R+r)代入得：
　　 　(48)
　　当x求出后，便可按下式求出y值：
　　 　(49)
　　∵a2＝a１＝a，β＝30°，代入(49)式后，便得：
　　 　(50)
　　将△r1＝5mm，其余各值同上代入到(48)式中，则得：
　　
　　将各已知值代入到(50)式得：
　　
　　根据窑体弯曲点O′1的坐标x和y值，便可按下式求出窑体的弯曲值：
　　 　(51)
　　弯曲点O′1点的位置可用下式确定：
　　 　(52)
　　将x和y值代入到(51)式中便可求出窑体的弯曲值为：
　　
　　弯曲点O′1与铅垂中心线的夹角为：
　　
　　对于窑体在任意方向的弯曲，这里仅讨论了弯曲点O′1在第Ⅲ象限的情况，若在其它象限均可按此方法进行分析。

4　托轮调整的检验
　　托轮调整以后，最重要的是要保证轮带与托轮表面接触均匀，受力均衡。因为回转窑的轮带与托轮接触时的接触应力很大，有的甚至超过400MPa。如果托轮调整不当，托轮与轮带表面接触不均，势必加大接触应力，进而会导致许多事故的发生，严重时会损坏机件。为此，国外研制了气垫支承装置和液压支承装置，并且在实际生产中已经有所应用。我国珠江水泥厂引进丹麦史密斯公司4000 t/d的Φ4.75 m×75m预分解回转窑，在其支承装置同一挡中的两个托轮底板可以摆动，每端各设一橡胶弹簧垫块。当一侧托轮负荷增大后，便会自动降低，使另一侧托轮的负荷增加。就这样自动地自我调节，永保两个托轮的负荷基本一致。原苏联还发明了在回转窑运转时托轮负荷监测仪，一旦某个托轮超负荷，使操作者马上能够发现，采取适当措施进行及时处理，避免发生事故。
　　我国现在既未采用这样的先进设计，也没有研制托轮负荷监测仪。但是国内多采用压铅丝法来检验回转窑托轮位置是否正确、窑体的直线度是否良好和托轮调整前后的实际状态，如果检验者比较有经验，这种办法简单，不需任何投资。
　　压铅丝法(简称铅丝法)，就是用比托轮宽150～200 mm长Φ4～6mm粗细的保险丝与托轮母线平行地放入转动的托轮与轮带表面之间，随着轮带和托轮的转动将铅丝咬入，通过吃力点A和B后便被碾压成各种不同的基本形状，见图20b。根据压出的铅丝形状和薄厚程度分析，就可以判断出窑体中心线是否弯曲、托轮与轮带接触是否均匀和托轮负荷的大小等。

a　铅丝的喂入位置　　b　碾压后铅丝的基本形状
图20　铅丝检验法示意图及压出铅丝的基本形状

4.1　铅丝检验法的操作
　　(1)铅丝直径和长度的确定。铅丝直径越大，压出的形状越明显，所以应选用直径Φ4～6mm的保险丝为宜。这种保险丝一般企业均有，再粗的保险丝就比较难找。如实在没有这么粗的保险丝，用稍细些的也可以，就是不太明显。铅丝的长度应按下式切割：
　　L＝B2+(150～200) mm(53)
　　式中的B2是托轮宽度，一般来说托轮宽度B2比轮带宽度B1要大50 mm左右。铅丝太短容易出现危险，太长又会造成浪费。
　　(2)轮带标记。在进行压铅丝之前，轮带应进行等分并打上标记。在压铅丝时应在轮带标记处碾压，因为轮带的表面并不是在整个圆周上都相同。等分越多，压出的铅丝就越能说明问题。作标记时，一是要在一个轮带的两侧对应，二是全窑所有轮带对应，即在纵向同一母线上。
　　(3)保持与托轮母线平行。在支承装置两侧的两个人应协调配合，尽量使铅丝平行地同时喂入，避免倾斜。检验一台窑时，最好不要换人，这样会准确一些。
　　(4)碾压后的铅丝应打上标记，不要搞乱，用划针刻在铅丝上即可。标记包括挡位号、高低端、托轮号、轮带标记号等。
　　(5)碾压后铅丝的测量。将碾压后的铅丝用千分尺和卡尺，对其厚度和宽度进行测量。将所测得的数值填在记录表格中，以便分析，详见后面的举例。
　　(6)最好在新装调整好的窑就碾压一次，以便于与以后再次检验时进行比较，对分析判断更为有利。
4.2　铅丝检验法的分析
　　这个问题比较复杂，现以图21为例加以分析。

图21　各种不同托轮与轮带的接触情况

　　(1)托轮与轮带的轴向中心线完全平行
　　图20中的支承装置Ⅰ两个托轮上压出的铅丝宽度完全相同，参见图20b1。这说明两个托轮受力相等，且托轮与轮带在全宽上按触均匀。进而表明，窑体没有弯曲，托轮的轴向中心线与轮带或者筒体的轴向中心线平行。铅丝宽度比第Ⅱ档压出的窄，说明第Ⅰ档的负荷比第Ⅱ档小。若全窑压出的铅丝形状均如此，说明窑在运转时必然要向下窜动。对于带液压挡轮装置的回转窑，这是最希望得到的结果。对于不带液压挡轮装置的回转窑，说明其余各档托轮应进行歪斜调整，否则无法平衡窑体的下窜力。一是不能保证窑体有规律地上下往复窜动，二是只有抵住挡轮运转。这样会加剧挡轮和与其相接触轮带侧面的磨损，对信号挡轮还容易被顶坏。尤其是长期这样运转后，轮带起鼓，托轮吃力最大处凹陷，造成磨损不均。在冷窑后窑体要收缩，由于托轮凹陷的阻力很大，致使轮带不能随筒体的收缩而移动，因而加大了筒体轴向的拉应力，很容易出现断裂事故。
　　(2)托轮与窑体轴向中心线歪斜
　　图21中的支承装置Ⅲ和Ⅳ，每档两个托轮与轮带碾压出的铅丝形状基本上呈菱形，参见图20b2。如果同档两个托轮压出的菱形，其形状和尺寸都相同，说明两个托轮除受力相等外，还表明两个托轮轴向中心线与窑体轴向中心线的歪斜角度θ相同。根据窑体的转向和托轮轴向中心线歪斜的方向，由仰手律便可迅速判断出窑体的窜动方向。第Ⅲ档的托轮轴向中心线向逆时针方向偏斜，将窑体向低端推动VⅢ，即使窑体产生下窜的作用力。这时如果是滑动轴承，托轮轴端挡环或止推环与轴瓦侧面便在高端产生间隙eⅢ。这种托轮的调整是不需要的，必须避免。菱形的短轴增大，长轴减小，说明托轮与窑体的轴向中心线与窑体的轴向中心线偏斜过大，从而过大地增加了托轮和轮带表面的接触应力，这也是不好的。如果因一挡托轮的歪斜所产生的使窑体的上窜力不足，可采用多挡托轮调歪的办法解决，使每一档托轮的歪斜都不大，又能保证平衡掉窑体因倾斜而产生的下窜力。
　　第Ⅳ档托轮除与第Ⅲ档托轮歪斜方向相反之外，其它没有不同。这样，托轮歪斜使窑体获得上窜之力。其余分析内容与第Ⅲ档是完全相同的，故不再多述。
　　(3)托轮与窑体轴向中心线在通过其两个中心平面的不平行
　　前面所讨论的托轮歪斜都是是在垂直于窑体中心与托轮中心的平面内，而现在则要讨论托轮与窑体轴向中心线在通过其两个中心的平面内不平行。图21中支承装置V两个托轮碾压出的铅丝形状和尺寸完全相同，说明两个托轮的倾斜角度相同，而且表示它们的负荷也相同。这种情况比较少，一般多呈形状相像而尺寸不同。如都是三角形且底边也在同一方向，但底边的尺寸不同，这时三角形的高也随之不同，变化趋势相反，即三角形边增大时其高必然降低。当托轮与轮带的轴向中心线夹角越大时，等腰三角形的底边就越长，则高便越低。
　　如果碾压出的铅丝三角形方向相反，即底边一侧在上，一侧在下。这表明两个托轮与轮带的轴向中心线倾斜方向恰好相反，这时轮带就受到一个偏斜力矩M。使轮带与筒体垫板接触发生变化，一侧无缝隙，而另一侧缝隙很大，如图24所示。这样，常使垫板过早损坏，如焊缝开裂，脱落、冷焊、顶坏和顶掉挡铁等。但是，这种托轮与轮带的接触情况没有推动窑体轴向窜动的作用。因此，托轮轴瓦两侧间隙相等。
　　碾压出的铅丝出现这种形状时，还有一种情况不容忽视。这就是虽然托轮与窑体轴向中心线完全平行，但由于托轮和轮带在加工时存在锥度，在安装时又没有注意这个问题，那么碾压出的铅丝形状就是如此，参见图16a。
　　(4)托轮与窑体轴向中心线在空间交叉
　　图21中的支承装置Ⅵ和Ⅶ两个托轮的轴向中心线与窑体轴向中心线不仅在投影底面上有偏斜，而且在托轮与窑体中心线所在平面内也有偏斜。因此，托轮轴向中心线与窑体轴向中心线在空间交叉。
　　托轮与轮带碾压出的铅丝形状基本上也呈三角形，但由于空间歪斜方向不同，三角形的方向恰好相反。它不仅能反映托轮受力的大小、均匀程度、推动窑体窜动的方向，而且还能展现窑体轴线的弯曲情况。
　　综上所述的七种基本形状或者说七种基本状态，就可以分析出托轮调整的是否正确。

图22　因托轮调整不当轮带产生倾斜情况

图22　因托轮调整不当轮带产生倾斜情况

4.3　铅丝检验法的分析举例
　　现以一台四档支承的回转窑为例，首先在三个轮带上每隔120°打上一个标记，分别记为1、2、3点。用Φ2mm左右的铅丝(因无Φ4～6mm的保险丝)平行地逐次地按所打标记喂入轮带与托轮之间碾压，碾压后的铅丝逐个测量后将数据填在表1中，并将基本形状也绘在表1中，对同一个轮带在三个标记处碾压的铅丝尺寸进行分析，为了方便以轮带周长为横坐标，铅丝的碾压最大宽度b为纵坐标绘制一条折曲线，由此可明显地看出铅丝宽度在三点的不同变化。比较这些碾压后的铅丝形状和尺寸后，便可得到以下结论。

表1　四档托轮与轮带几种接触情况分析

4.3.1　第Ⅰ档
　　碾压出的铅丝形状沿轮带宽度B1是等宽的，即铅丝形状基本呈矩形，说明两个托轮的轴向中心线与窑体轴向中心线完全平行。这也表示托轮没有推动窑体上下窜动的作用，在检查托轮轴端止推坏与轴瓦两侧的间隙时也基本相等，进一步证明了这个事实。与其它各档比较，铅丝的碾压宽度较小。说明此档的负荷比其它档为小。左托轮在轮带三个标记处碾压出的铅丝宽度稍有不同，1点较大，而右托轮在轮带三个标记处碾压出的铅丝宽度完全相同。这说明左托轮在1点处受力稍大，可能由于两者椭圆度相遇而引起。
4.3.2　第Ⅱ档
　　碾压出的铅丝形状基本呈菱形，说明托轮轴向中心线与窑体轴向中心线偏斜。由托轮轴端止推环与轴瓦侧面间隙出现在高端，可知托轮产生推动窑体向低端窜动的轴向力。右托轮碾压出的铅丝宽度大于左托轮，说明右托轮靠近窑体或者窑体有弯曲现象。如果托轮的位置是正确的，可以通过测量证实，则说明窑体有弯曲，且弯曲点凸向3点。
　　这种托轮的歪斜应尽量避免，因为窑体倾斜放置，本身即产生一个下窜力，为了保证窑体能够按规律地上下往复窜动，只需一个向高端的作用力。最理想的办法是除低端第Ⅰ和第Ⅱ档外，其余各档都应使窑体向上窜动，这样每档托轮的歪斜角度均较小，对延长托轮和轮带的使用寿命有利。所以不应使托轮的歪斜产生向低端推动窑体窜动的作用力。
4.3.3　第Ⅲ档
　　碾压出的铅丝形状也基本呈菱形，说明托轮与窑体轴向中心线也是歪斜的。托轮轴端止推环与轴瓦侧面间隙出现在低端，说明托轮轴向中心线歪斜产生推动窑体向高端窜动的作用力。根据仰手律得知托轮轴向中心线围绕接触中心点向顺时针方向歪斜。碾压出来的铅丝宽度基本相等，说明左右两个托轮受力基本均衡。与其它各档比较，碾压出的铅丝宽度较大，说明此档的托轮负荷较大。这有两种情况：如果由计算得知此档的负荷并不比其它档大，则说明两个托轮太靠近窑体中心线，筒体中心高于其它档的的筒体中心，筒体是向上弯曲的；如果通过测量得知两个托轮的位置是正确的，则说明此档的负荷肯定比其它档大。若是由计算得知此档的正常负荷也不大，就是在用铅丝检验时出现了异常情况。如窑结圈，结大块或基础下沉等，这就要根据具体情况进行周密的分析，才能得出正确的判断。在一般情况下，多因窑体弯曲而产生，这时筒体的最大弯曲点凸向2点。
4.3.4　第Ⅳ档
　　碾压出的铅丝形状是一头大一头小，基本呈三角形，这说明托轮轴向中心线与窑体轴向中心线在通过两者中心的平面内不平行。铅丝压扁后的大头均出现在高端，说明低端有翘起现象。右托轮轴端止推环与轴瓦侧隙出现在低端，说明托轮的作用力使窑体向上窜动。右托轮轴端止推环与轴瓦侧面的间隙出现在高端，说明托轮作用于轮带上的力使其向下窜动。这左右托轮在投影平面上呈小八字形式，而且托轮的轴向中心线与窑体轴向中心线是空间交叉。这种托轮轴向中心线的歪斜方向是不允许的，因为从推动窑体窜动的角度看，左右托轮传给轮带的作用力方向相反。若是大小相等，则两者平衡，对窑体的上下窜动不起作用。可是对轮带却产生一个扭矩M，使轮带与筒体歪斜。这样，不仅增大了轮带的内应力，而且增大了筒体的内应力，同时使一个托轮的两个轴承受力不均，很容易发生事故。在这种情况下，由碾压铅丝宽度折线图可见，窑筒体的最大弯曲点凸向2点。
　　根据铅丝检验法所得到的结果，便可以很容易地绘出各档托轮的方位图，同时也可以绘出窑筒体的弯曲图，如表1中的最下面图的双点划线所示。
　　如果发现窑体的最大弯曲点不在所打标记处，欲找出最大弯曲点所处的准确位置，就应将标记点细化，如在轮带上打六个标记点，并使其等距，即每隔60°打一个标记点，见图23。现以第Ⅱ档为例，由碾压出的铅丝宽度可知窑体的最大弯曲点凸向3～1点之间的6点。
　　根据铅丝检验法的结果，便可进行托轮的调整，以保证窑筒体的轴向中心线处在最佳状态以及托轮和轮带表面的均匀接触。
5　结束语
　　由以上的论述可见，托轮的正确调整不论在什么情况下都是非常必要的，也是异常重要的。对设计、安装和使用维护单位等都应能很好地掌握，才能将回转窑的运转率提高，使用寿命延长。可是若能熟练地掌握，除在理论上搞清楚之外，还必须具有比较丰富的实践经验。

图23　准确确定窑体最大弯曲点的细化图

　　原来有人以为采用液压挡轮的回转窑，其托轮不需要调整，可实践证明不是如此。即使最初不需要调整，但在托轮磨损后也是需要调整的。可见托轮调整是绝对的，而不需要调整是相对的。
　　熟练而正确地掌握铅丝检验法，对管好、用好、检修好回转窑，尤其是指导托轮调整具有很重要的作用，今后应普遍推广。经验越丰富，所能看出的问题越多，这就好像大夫观察X光片一样。所以，每个有回转窑的工厂都应培养出一两位这样的专门人员，会取得很大的经济效益。

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