曾維霆，陳滿意

(武漢理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，湖北 武漢 430000)

0 前言

爐爐頂布料設(shè)備作為高爐煉鐵的核心設(shè)備之一，其技術(shù)水平直接關(guān)系到鋼鐵生產(chǎn)的質(zhì)量和效率。傳統(tǒng)的鐘式布料器已有150年的歷史。隨著高爐冶煉技術(shù)的發(fā)展，傳統(tǒng)鐘式布料設(shè)備逐漸暴露出其在煉鐵生產(chǎn)過程中存在著布料不均，高爐設(shè)備結(jié)構(gòu)復(fù)雜沉重，氣密性差等缺點(diǎn)[1]。

直至20世紀(jì)70年代，PW公司首先推出了無料鐘爐頂布料設(shè)備，相比于傳統(tǒng)的鐘式布料器，無料鐘爐頂布料設(shè)備具有整體結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、重量輕、傳動(dòng)效率高、布料靈活等優(yōu)點(diǎn)，能夠滿足高爐復(fù)雜環(huán)境的操作要求，在世界各國(guó)冶金行業(yè)廣泛運(yùn)用[2]。無料鐘高爐水冷齒輪箱作為高爐布料器設(shè)備的核心部件，長(zhǎng)期工作在重載、高溫、多粉塵的復(fù)雜環(huán)境中，其運(yùn)行狀態(tài)的好壞直接影響煉鐵的質(zhì)量和效率。如果支撐整個(gè)齒輪箱的回轉(zhuǎn)支承發(fā)生故障，則需保溫72 h[3]，這嚴(yán)重影響了高爐的正常運(yùn)轉(zhuǎn)。因此，對(duì)無料鐘高爐水冷齒輪箱的維護(hù)檢修工作就顯得尤為重要。通常只需要對(duì)齒輪箱及其結(jié)構(gòu)進(jìn)行相應(yīng)的靜力學(xué)分析和動(dòng)力學(xué)分析就可以得出相應(yīng)的結(jié)果用以指導(dǎo)水冷齒輪箱的維護(hù)檢修。

高爐布料器中螺栓的強(qiáng)度校核、齒輪的強(qiáng)度計(jì)算和回轉(zhuǎn)支撐的強(qiáng)度計(jì)算都是在回轉(zhuǎn)體中心線與幾何中心線重合的情況下建立的。且實(shí)際生產(chǎn)中出現(xiàn)了個(gè)別螺栓崩斷的情況，高爐布料器中心線偏斜被認(rèn)為可能是引發(fā)螺栓崩斷失效的原因，造成中心線偏斜的原因是多方面的，主要原因有三種。其一，由高爐布料器安裝時(shí)的安裝誤差引起。高爐布料器的安裝，首先安裝爐頂鋼圈基準(zhǔn)，該基準(zhǔn)是其后所有零部件的安裝基準(zhǔn)，再安裝回轉(zhuǎn)支撐和大齒圈，在安裝過程中無法保證所有零件都無安裝誤差，此外，長(zhǎng)時(shí)間的運(yùn)轉(zhuǎn)也可能導(dǎo)致爐頂鋼圈失去平衡。其二，由物料沖擊造成的誤差。高爐布料器的本質(zhì)就是通過溜槽的不同運(yùn)動(dòng)形式從而實(shí)現(xiàn)不同的布料形式。由于溜槽的傾動(dòng)中心并不與齒輪箱的中心軸線重合，溜槽自身重達(dá)數(shù)噸，并時(shí)刻受到爐料的不均勻沖擊，必然導(dǎo)致高爐布料器中心軸線的傾斜。其三，由熱變形造成的誤差，因?yàn)闋t頂?shù)母邷毓ぷ鳁l件使得回轉(zhuǎn)支撐產(chǎn)生變形[4]。如果存在中心線傾斜現(xiàn)象，由上回轉(zhuǎn)支撐承載的垂直向下約3×104N 的力將會(huì)偏離幾何中心，從而產(chǎn)生一個(gè)傾覆力矩，導(dǎo)致螺栓受力不均。嚴(yán)重時(shí)可導(dǎo)致螺栓崩斷失效，進(jìn)而導(dǎo)致整個(gè)水冷齒輪箱失效，造成高爐休風(fēng)，承受巨大的經(jīng)濟(jì)損失。

1 齒輪箱結(jié)構(gòu)分析

高爐布料器是高爐煉鐵的重要組成部分，而高爐水冷齒輪箱作為布料器的核心部件，其正常運(yùn)轉(zhuǎn)與否直接關(guān)系到高爐煉鐵的成敗。高爐齒輪箱是通過兩個(gè)輸入端、三條傳動(dòng)鏈帶動(dòng)布料溜槽形成三種不同的運(yùn)動(dòng)形式：旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)、傾動(dòng)運(yùn)動(dòng)、既旋轉(zhuǎn)又傾動(dòng)運(yùn)動(dòng)。最終根據(jù)布料溜槽的不同運(yùn)動(dòng)形式形成布料溜槽的不同布料方式[5]。

水冷齒輪箱零件眾多，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，主要由上部差動(dòng)行星減速器、外罩、回轉(zhuǎn)支承、氣密箱、左右傾動(dòng)裝置以及溜槽等部件組成。其中差動(dòng)行星減速器、回轉(zhuǎn)支承、左右傾動(dòng)裝置以及溜槽為主要的傳動(dòng)部件，傳遞運(yùn)動(dòng)和力。氣密箱內(nèi)旋轉(zhuǎn)套筒和回轉(zhuǎn)支承為主要的旋轉(zhuǎn)部件，外罩、中心喉管、耐火支架等為主要的固定支撐部件，使整個(gè)水冷齒輪箱緊緊與底座固接在一起[6]。

差動(dòng)減速器、外罩、進(jìn)水法蘭與中心喉管等部件通過焊接或螺栓與底座固接在一起，在齒輪箱運(yùn)轉(zhuǎn)過程中不會(huì)發(fā)生中心線偏斜。而上回轉(zhuǎn)支承、大齒圈和傾動(dòng)裝置等旋轉(zhuǎn)部件在齒輪箱運(yùn)轉(zhuǎn)過程中由于爐料的沖擊、安裝誤差、運(yùn)行，環(huán)境常常發(fā)生旋轉(zhuǎn)中心線偏離其幾何中心線的情況，從而使回轉(zhuǎn)支撐上的連接螺栓受到回轉(zhuǎn)體不均勻載荷，易發(fā)生疲勞失效。

圖1 布料器中心軸線傾斜結(jié)構(gòu)圖

2 布料器中心軸線偏斜狀態(tài)下螺栓強(qiáng)度校核

2.1 計(jì)算方法

螺栓連接是通過一個(gè)或多個(gè)螺栓將兩個(gè)或多個(gè)零件連接在一起的可拆卸的連接。螺栓連接的計(jì)算基于螺栓的彈性特性決定的。螺栓的受力與變形可以變化成彈簧的模型。在主要承受軸向載荷的螺栓連接中，螺栓受預(yù)緊力F0，工作中受到工作載荷F1以及總拉力F2，其關(guān)系式為

(1)

式中，C1為螺栓剛度；C2為連接件剛度。

2.2 機(jī)架與回轉(zhuǎn)支承連接受力分析

回轉(zhuǎn)支承內(nèi)圈與機(jī)架由44個(gè)周向分布的M20的螺栓連接，整個(gè)回轉(zhuǎn)體連接在回轉(zhuǎn)支承外圈上。因此整個(gè)回轉(zhuǎn)體重量約為3×104N，且全部由回轉(zhuǎn)支承和機(jī)架之間的螺栓承載。此時(shí)連接件為機(jī)架與回轉(zhuǎn)支承內(nèi)圈，在研究連接螺栓時(shí)，把回轉(zhuǎn)體和回轉(zhuǎn)支承內(nèi)圈視為一個(gè)整體，從而得到回轉(zhuǎn)支承內(nèi)圈與機(jī)架連接受力分析[7]。

在布料器中心軸線未發(fā)生偏轉(zhuǎn)時(shí)，回轉(zhuǎn)體的重心經(jīng)過布料器中心軸線，即可直接把總載荷Fn簡(jiǎn)化到回轉(zhuǎn)支撐內(nèi)圈幾何中心，如圖2a所示。而當(dāng)回轉(zhuǎn)體中心線發(fā)生偏轉(zhuǎn)時(shí)，質(zhì)心偏離布料器中心軸線，如圖2b所示。把載荷平移到回轉(zhuǎn)中心線上再沿幾何中心線方向和垂直幾何中心線方向分解，得到一個(gè)軸向載荷Fn1和徑向載荷Fn2，還有一個(gè)傾覆力矩M，如圖2c所示。

圖2 連接螺栓受力分析

2.3 計(jì)算過程

上回轉(zhuǎn)支撐內(nèi)圈與機(jī)架的螺栓連接受力如圖2所示，圖中Fn1、Fn2、M、Fn與θ的關(guān)系式如下：

Fn1=Fn·cosθ

(2)

Fn2=Fn·sinθ

(3)

M=Fn·h·2 sinθ

(4)

式中，h表示回轉(zhuǎn)體質(zhì)心距離機(jī)架的距離。

由于載荷不均，導(dǎo)致周向分布的螺栓受力不均，于是需要找到受力最大的螺栓并對(duì)他進(jìn)行強(qiáng)度校核。由圖2c可知，回轉(zhuǎn)支撐通過44個(gè)周向分布的螺栓連接在機(jī)架上，依次對(duì)44個(gè)螺栓進(jìn)行編號(hào)。從圖中可以看出因?yàn)槭艿絻A覆力矩的影響，回轉(zhuǎn)支撐左半邊的螺栓將進(jìn)一步被拉伸，而右半邊螺栓受到的拉力將會(huì)減少。通過受力分析可以得到力學(xué)方程為

(5)

Fn1=44×Fni

(6)

Fn2=44×Fτ

(7)

式中，z為螺栓的個(gè)數(shù)；FMi為編號(hào)為i的螺栓因傾覆力矩而受到的軸向拉力，N；Fni為編號(hào)為i的螺栓因軸向載荷Fn1而受到的軸向拉力，N；Fτ為螺栓受到的切向力，N；Ψi為i號(hào)與1號(hào)螺栓之間的夾角。

受傾覆力矩影響，22號(hào)螺栓為受拉力最大螺栓，所受拉力為

(8)

由此可知受力最大的螺栓受到的拉力為

Fmax=Fnmax+Fni

(9)

且因?yàn)樯匣剞D(zhuǎn)體在工作期間持續(xù)旋轉(zhuǎn)，質(zhì)心位置持續(xù)變化?？烧J(rèn)為螺栓實(shí)際受到的拉力在一個(gè)范圍內(nèi)成正弦函數(shù)分布，且峰值為2Fnmax，則連接螺栓的疲勞應(yīng)力幅為2Fnmax。螺栓受力具體變化情況如圖3所示。

圖3 單個(gè)螺栓在回轉(zhuǎn)支撐旋轉(zhuǎn)過程中的受力

本文中上回轉(zhuǎn)支撐與機(jī)架M20連接螺栓材料與屬性如表1所示。

表1 螺栓材料

2.4 螺栓拉應(yīng)力校核

經(jīng)校核發(fā)現(xiàn)當(dāng)布料器中心軸線偏斜時(shí)連接螺栓的最大拉應(yīng)力遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于材料拉應(yīng)力。實(shí)踐證實(shí)失效的螺栓中有90%屬于疲勞破壞，所以本文對(duì)連接螺栓的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。

編號(hào)22的螺栓是此刻受最大拉力的螺栓，只需要對(duì)該螺栓進(jìn)行拉應(yīng)力校核就能確定整套連接螺栓是否安全。22號(hào)螺栓所受的拉應(yīng)力可由式(10)得

(10)

當(dāng)高爐布料器中心軸線不發(fā)生偏斜時(shí)，求得σca=14.25 MPa。當(dāng)高爐布料器中心軸線偏斜達(dá)到1°時(shí)，求得σca=14.56 MPa。變化較小且遠(yuǎn)小于螺栓的許用拉應(yīng)力。

依據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)原理以及螺栓破壞機(jī)理。約90%螺栓破壞屬于疲勞破壞，且大量實(shí)踐也證實(shí)了這一觀點(diǎn)。因此必須對(duì)該螺栓進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核。

螺栓疲勞強(qiáng)度的校核公式為

(11)

式中，d1表示螺桿螺紋小徑，mm；Kt表示溫度對(duì)疲勞應(yīng)力的系數(shù)。

受軸向載荷的螺栓連接疲勞許用應(yīng)力為

(12)

式中，ε為螺栓的尺寸系數(shù)；σ-1t為螺栓材料的抗拉疲勞極限，MPa；Sa為安全系數(shù)；kσ為螺紋的有效應(yīng)力集中系數(shù)。

帶入螺栓相關(guān)參數(shù)以及查表所得系數(shù)，求得高爐布料器中心軸線偏斜0～1.7°時(shí)，螺栓疲勞應(yīng)力以及螺栓連接疲勞許用應(yīng)力如圖4所示。

圖4 中心軸線偏斜0～1.7°情況下連接螺栓疲勞應(yīng)力變化

由圖4可知，在解析方法中，求得保證螺栓不發(fā)生疲勞破壞的最小傾斜角度為1.6°。

3 螺栓連接有限元分析

因解析方法是通過簡(jiǎn)化模型求解的，且?guī)胂禂?shù)均在一定范圍內(nèi)選取，為了驗(yàn)證解析方法的準(zhǔn)確性，本文使用有限元方法進(jìn)行驗(yàn)證。選用ABAQUS 有限元分析軟件來研究受力不均的螺栓連接受力，其擅長(zhǎng)對(duì)龐大模型中的復(fù)雜非線性問題的求解。

3.1 模型建立

因每個(gè)螺栓在高爐布料器中心軸線傾斜情況下受力情況不同，所以必須整體分析?？蓮娜S建模軟件中導(dǎo)入已裝配好的機(jī)架、上回轉(zhuǎn)支撐內(nèi)圈、螺栓，并且設(shè)置所有零件的材料屬性。

表2 連接元件材料

因螺栓所處工作溫度80℃高于環(huán)境正常溫度25℃，需要考慮溫度對(duì)材料應(yīng)力的影響。因此，先將模型導(dǎo)入溫度模塊求解，再把結(jié)果帶入力學(xué)分析模塊。

3.2 網(wǎng)格劃分及邊界條件設(shè)置

為了保證接觸計(jì)算精度，采用三維六面體實(shí)體單元對(duì)幾何模型進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分。單元類型選取線性縮減積分單元以減少計(jì)算工作量?？s減積分單元應(yīng)具有：對(duì)位移求解結(jié)果較精確；網(wǎng)格扭曲對(duì)分析精度影響不大；在彎曲載荷下不容易發(fā)生剪切自鎖。

選擇通用接觸(general contact)來定義螺栓、機(jī)架和回轉(zhuǎn)支撐內(nèi)圈之間的接觸關(guān)系。定義法向接觸類型硬接觸(hard contact)，切向接觸類型為罰接觸，摩擦系數(shù)0.02。

對(duì)機(jī)架圓柱面施加固定約束，并對(duì)所有螺栓施加預(yù)緊力，對(duì)上回轉(zhuǎn)支撐內(nèi)圈施加傾覆力矩M，M大小會(huì)隨高爐布料器中心軸線偏斜而改變，所以需要建立多組角度不同的模型。尋找到每組模型中受應(yīng)力最大的螺栓并記錄應(yīng)力值。

3.3 有限元結(jié)果對(duì)比

通過上述模型求解得到多組螺栓最大應(yīng)力數(shù)值與解析法數(shù)值對(duì)比得到結(jié)果如圖5所示。

圖5 中心軸線偏斜0～1.7°情況下連接螺栓疲勞應(yīng)力比對(duì)

由此可知有限元軟件計(jì)算的螺栓所受最大疲勞應(yīng)力略大于理論計(jì)算的螺栓疲勞應(yīng)力，也證實(shí)了理論計(jì)算的正確性。為安全起見本文取有限元軟件計(jì)算的結(jié)果為準(zhǔn)。在不超過此工況條件下的螺栓疲勞應(yīng)力極限[σa]=6.92 MPa的情況下，由圖5可知，保證連接回轉(zhuǎn)支撐內(nèi)圈和機(jī)架的螺栓在工作周期內(nèi)不發(fā)生疲勞破壞極限的布料器中心軸線偏轉(zhuǎn)角度為1.1°。

4 結(jié)束語

針對(duì)高爐布料器由于多種因素的影響導(dǎo)致中心軸線發(fā)生偏斜，本文通過解析法和有限元軟件兩種方法進(jìn)行求解最大疲勞應(yīng)力。對(duì)比兩種求解方法所得數(shù)值，選用有限元求解的應(yīng)力作為校核強(qiáng)度的疲勞應(yīng)力。制定確保連接上回轉(zhuǎn)支撐和機(jī)架螺栓不發(fā)生疲勞破壞的布料器中心軸線偏斜角度范圍是0～1.1°。該課題通過兩種方法求解出能夠保證螺栓安全的布料器中心軸線傾斜范圍，還需要設(shè)計(jì)實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)布料器中心軸線傾斜角度的設(shè)備，且能在傾斜角度超過工作條件時(shí)報(bào)警；當(dāng)布料器中心軸線偏斜角度超過1.1°時(shí)，應(yīng)采取適當(dāng)?shù)姆椒▽?duì)傾斜進(jìn)行校正。