郭志強(qiáng)，王亞輝，任學(xué)平，馮云鵬，韓雷剛

(內(nèi)蒙古科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，包頭 014010)

摘要:轉(zhuǎn)爐的連接裝置是轉(zhuǎn)爐系統(tǒng)的重要部件之一。為找出連接裝置的應(yīng)力變化規(guī)律和危險點(diǎn)，以120t轉(zhuǎn)爐的連接裝置為研究對象，用UG軟件對轉(zhuǎn)爐整體建模并算出不同傾角下傾動力矩，確定出三種極限工況，并用ANSYS Workbench軟件對轉(zhuǎn)爐整體分析，找出連接裝置處應(yīng)力變化規(guī)律，對連接裝置主要零件強(qiáng)度分析，對比理論分析和有限元分析。結(jié)果表明:理論分析與有限元結(jié)果趨于一致，連接裝置處存在應(yīng)力傳遞不均勻現(xiàn)象。對連接裝置的應(yīng)力變化規(guī)律進(jìn)行分析并找出改進(jìn)方法，為轉(zhuǎn)爐連接裝置的優(yōu)化和改進(jìn)提供理論參考。

關(guān)鍵詞:連接裝置；極限工況；整體建模；有限元分析；理論分析

0  引言

轉(zhuǎn)爐系統(tǒng)的重要部件之一是轉(zhuǎn)爐的連接裝置，因此連接裝置的形式對轉(zhuǎn)爐的煉鋼過程十分重要，轉(zhuǎn)爐連接裝置的結(jié)構(gòu)形式影響著轉(zhuǎn)爐的安全運(yùn)行，以及轉(zhuǎn)爐的工作壽命，另外連接裝置的結(jié)構(gòu)形式?jīng)Q定了操作工人的操作方便性^［1-2］。轉(zhuǎn)爐的組成部分主要包括爐體、托圈、連接裝置以及傾動裝置，其中爐體又包括爐殼和爐襯，煉鋼過程中轉(zhuǎn)爐受到機(jī)械載荷以及熱輻射作用^［3-4］，此外，由于爐殼和托圈受載產(chǎn)生變形，傳遞到連接裝置導(dǎo)致連接裝置受載過大以及變形過大^［5］，故對連接裝置的研究非常必要。

目前對于轉(zhuǎn)爐連接裝置的有限元分析主要集中在連接裝置中主要零/部件，即對連接裝置中的銷軸、軸承或球形墊片等進(jìn)行接觸、靜力學(xué)等有限元分析。

本文以轉(zhuǎn)爐整體分析方法為基礎(chǔ)對連接裝置在三種極限工況下進(jìn)行有限元分析，為鋼廠的日常生產(chǎn)、維護(hù)以及連接裝置的改進(jìn)優(yōu)化提供參考。

1  連接裝置的形式

轉(zhuǎn)爐的連接裝置連接了爐體和托圈，需要隨轉(zhuǎn)爐旋轉(zhuǎn)一周，首先要求煉鋼過程中的載荷能夠穩(wěn)定地傳送到托圈和連接裝置上，而且要求爐體不接觸到托圈，其次要保證爐殼在托圈中能夠有一定的旋轉(zhuǎn)空間，避免由于靜不定的問題使轉(zhuǎn)爐連接裝置受到附加載荷，從而使?fàn)t殼和托圈出現(xiàn)非常嚴(yán)重的變形和損壞^［6］。

圖1所示為 120t轉(zhuǎn)爐球鉸吊掛連接裝置轉(zhuǎn)爐結(jié)構(gòu)(本文分析采用的三點(diǎn)吊掛連接方式)，分布為非傳動側(cè)耳軸處一個，另外兩個在傳動側(cè)耳軸兩邊呈30°角對稱分布。

2  連接裝置所受到的載荷

在煉鋼過程中連接裝置受到復(fù)雜的動靜載荷以及熱載荷等，如:連接裝置受爐殼熱輻射作用產(chǎn)生變形，其次在轉(zhuǎn)爐轉(zhuǎn)動過程中連接裝置還受到爐體對其的沖擊作用^［7］。

2． 1  轉(zhuǎn)爐本身及鐵水重力的靜載荷

爐體和鐵水總重在煉鋼初期約為5．65×10⁶N，伴隨轉(zhuǎn)爐煉鋼過程:空爐→加廢鐵→兌鐵水→冶煉→出鋼→倒渣，連接裝置承受的靜載荷在不斷地循環(huán)變化著^［8］。

2． 2  傾動力矩

轉(zhuǎn)爐的傾動力矩就是抵消在不同傾角下爐體及鐵水重力所產(chǎn)生的力矩以及摩擦力矩之和。爐體在不同傾角時的重心不變^［9］，用 UG軟件計(jì)算出每傾轉(zhuǎn)5°時爐液和爐體的重心，根據(jù)文獻(xiàn)［5］計(jì)算出傾動力矩。圖2所示為不同傾角時轉(zhuǎn)爐傾動力矩折線，在傾角為55°時傾動力矩最大為1484 546．187N·m。

2． 3  其他復(fù)雜載荷

轉(zhuǎn)爐煉鋼流程中需要頻繁地啟動和制動，加廢鋼和兌鐵水時對爐體的碰撞、煉鋼時熱輻射對連接裝置的熱載荷等，這些復(fù)雜的載荷有許多不確定性因素，無法用理論方法給出確定的值，應(yīng)該根據(jù)現(xiàn)場經(jīng)驗(yàn)結(jié)合理論分析給出動載荷系數(shù)來計(jì)算^［10-11］。

3  轉(zhuǎn)爐連接裝置的分析

3． 1  連接裝置受力分析

連接裝置受力分析如圖3所示。

圖3a所示為轉(zhuǎn)爐連接裝置受力分析，將轉(zhuǎn)爐的重力 G 分為沿托圈平行方向的Gsinα 和垂直托圈方向的Gcosα，圖 3b 為托圈平行方向上的受力分析，圖 3c 為垂直托圈方向上受力分析，根據(jù)平衡方程:

ΣX = 0

ΣY = 0

ΣZ = 0

ΣM_X= 0

ΣM_Y= 0

ΣM_Z= 0

得到:

式中:f ₁ 、f ₂ 、f ₃ 、f _1z 、f _2z 、f _3z 的定義如圖3 所示；α 為轉(zhuǎn)爐傾轉(zhuǎn)角度；M 為各傾角時的傾動力矩，數(shù)值如圖 2 所示；r ₁為力 f ₁與 X軸間的距離。

根據(jù)式(1)～式(5)可求出轉(zhuǎn)爐在各個傾角下三點(diǎn)吊掛處力F的大小。吊板如圖 4 所示。

各吊點(diǎn)力的傳遞都是通過軸孔配合來實(shí)現(xiàn)的，而且，在實(shí)際傳遞過程中，載荷是施加在吊點(diǎn)內(nèi)孔承載的半個圓周表面上，故由式(6)可以計(jì)算出各吊點(diǎn)的吊板處擠壓應(yīng)力p^［12］為:

式中:F 為各吊點(diǎn)的作用力；Ｒ 為吊點(diǎn)內(nèi)孔半徑；B 為吊點(diǎn)內(nèi)孔承載面寬度。

3．2  工況的確定及有限元分析方法

3．2．1  工況的確定

由于轉(zhuǎn)爐煉鋼過程傾轉(zhuǎn)角范圍很廣，每個角度都進(jìn)行有限元分析比較繁瑣，因此需要找出幾個極限工況進(jìn)行分析。根據(jù)圖2所示可知轉(zhuǎn)爐在傾角為0°時傾動力矩最小，55°時傾動力矩最大，所以連接裝置各部分受力比較大，傾角為90°時為轉(zhuǎn)動過程中的轉(zhuǎn)折點(diǎn)。所以這三種工況比較典型，對其分析很重要。

3．2．2  有限元分析方法

由于轉(zhuǎn)爐煉鋼過程連接裝置中受到的載荷復(fù)雜，為了便于進(jìn)行有限元結(jié)構(gòu)分析，根據(jù)煉鋼過程需要對以下4點(diǎn)進(jìn)行忽略:周圍溫度、熱輻射對連接裝置的影響、連接裝置自身重力及黏鋼力矩。

3．3  材料屬性

轉(zhuǎn)爐連接裝置中銷軸、吊板采用40Cr 合金結(jié)構(gòu)鋼，關(guān)節(jié)軸承為高強(qiáng)度軸承鋼 GCr15SiMn，其余零/部件不是主要研究對象，為了方便分析均采用16Mn結(jié)構(gòu)鋼，材料屬性^［13］如表1所示。

3． 4  網(wǎng)格劃分

采用四面體為主對轉(zhuǎn)爐整體進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并對連接裝置處進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化，最終得到的有限元模型共有 77152個單元，168848個節(jié)點(diǎn)。

3． 5  添加接觸并施加載荷和約束

轉(zhuǎn)爐連接裝置的關(guān)節(jié)軸承處的 29組接觸采用frictional接觸類型，摩擦因數(shù)為0．25，其余接觸均為綁定接觸。

工況 1:轉(zhuǎn)爐爐體和爐液總重為576．6t，理論上傾角為 0°時轉(zhuǎn)爐只受到重力作用，但是由于轉(zhuǎn)爐并不是一個對稱體，為抵消重力偏離中心在傳動側(cè)耳軸施加一個大小為－28 569．56N·m轉(zhuǎn)矩;對－Y 方向施加一個大小為9．806 6m/s²的重力加速度，對耳軸兩端面施加位移約束限制Y和Z方向上的位移，坐標(biāo)系參照圖 5a。

工況 2:傾角為 55°時將圖 5a 坐標(biāo)系繞 X 軸旋轉(zhuǎn)

－55°，對傳動側(cè)耳軸施加一個大小為 1 484 546． 19

N·m傾動力矩，對 － Y 方向施加一個大小為9． 806 6

m/s 2 重力加速度，對耳軸兩端面施加位移約束限制 Y

和 Z 方向上位移。

工況3:傾角為90°時將圖 5a坐標(biāo)系繞 X 軸旋轉(zhuǎn)－90°，對傳動側(cè)耳軸施加一個大小為 344983．23N·m傾動力矩，對－Y 方向施加一個大小為 9．806 6m/s²重力加速度，對耳軸兩端面施加位移約束限制 Y 和 Z方向上位移。

4  結(jié)果分析

4． 1  轉(zhuǎn)爐整體有限元分析

通過對轉(zhuǎn)爐三種極限工況進(jìn)行加載并施加約束后，分析得到的轉(zhuǎn)爐整體結(jié)構(gòu)總變形以及整體應(yīng)力分布云圖，如圖5和圖6所示。

由分析得出轉(zhuǎn)爐在傾角為0°時的變形最大處為2．1813mm 位于托圈中部，應(yīng)力最大處為 236．93MPa在出鋼側(cè)托圈內(nèi)的銷軸上，由于傾角為0°轉(zhuǎn)爐為豎直位置總體受力等效于托圈中部導(dǎo)致托圈中部變形大，并且轉(zhuǎn)爐重心位置偏向出鋼側(cè)，故出鋼側(cè)受力最大，在傾角為55°和90°時總變形最大處分別為3．432mm和2．1035mm 位于爐底處，可理解為爐體在托圈中有活動，應(yīng)力最大處分別為227．17MPa 和305．42MPa 在非傳動側(cè)的吊掛銷軸上，可理解為非傳動側(cè)承擔(dān)了主要應(yīng)力。從轉(zhuǎn)爐整體應(yīng)力圖可以觀察得到非傳動側(cè)吊掛處為主要受力位置，雖然應(yīng)力值均小于材料屈服極限，但是由于轉(zhuǎn)爐需要頻繁啟動、制動和傾轉(zhuǎn)，故非傳動側(cè)吊掛處存在安全隱患，鋼廠反饋的情況一致，故在維護(hù)和管理設(shè)備時應(yīng)實(shí)時監(jiān)測，也可以優(yōu)化吊掛連接形式來改善這種吊掛裝置引起的應(yīng)力傳遞不均勻現(xiàn)象。

4． 2  連接裝置的零件有限元分析

由本文第4． 1節(jié)分析可知應(yīng)力最大處在銷軸和軸承內(nèi)圈上，所以著重對銷軸和軸承內(nèi)圈的應(yīng)力進(jìn)行分析，利用 Workbench 可以得到裝配體中零件的有限元結(jié)果^［14］。銷軸和軸承內(nèi)圈應(yīng)力云圖如圖7、圖8所示。

非傳動側(cè)吊掛銷軸在工作中維持轉(zhuǎn)爐在托圈中的正確位置并承受轉(zhuǎn)爐啟/制動時由于傾動力矩產(chǎn)生的作用反力，由圖 7 分析可知，三種極限工況下銷軸上最大應(yīng)力處均在非傳動側(cè)，并且最大應(yīng)力值為287． 14MPa;故非傳動側(cè)吊掛銷軸在轉(zhuǎn)爐連續(xù)工作情況下可能存在安全隱患，與鋼廠實(shí)際生產(chǎn)過程中非傳動側(cè)銷軸容易產(chǎn)生磨損一致，為保證安全系數(shù)，非傳動側(cè)銷軸應(yīng)比傳動側(cè)兩邊銷軸直徑大，并且要求非傳動側(cè)銷軸要選擇合適的材料并保證銷軸的加工工藝。

軸承內(nèi)圈承擔(dān)了轉(zhuǎn)爐啟/制動時產(chǎn)生的作用反力并且保證了轉(zhuǎn)爐在托圈中能夠有活動空間，由圖8分析可知，三種極限工況中軸承內(nèi)圈最大應(yīng)力值為305．42MPa在非傳動側(cè)。表明在煉鋼過程中非傳動側(cè)吊掛裝置承擔(dān)了主要載荷，并且由于應(yīng)力傳遞不均勻使非傳動側(cè)軸承內(nèi)圈產(chǎn)生應(yīng)力集中，與鋼廠實(shí)際生產(chǎn)中軸承內(nèi)圈處產(chǎn)生磨損情況一致，因此在長時間連續(xù)工作狀態(tài)下可能存在安全隱患。

4． 3  強(qiáng)度校核

銷軸使用材料為40Cr，由表1所示可知屈服極限大小為785MPa，而應(yīng)力最大處為 287．14MPa，故銷軸的安全系數(shù)n銷軸為:

關(guān)節(jié)軸承的材料為GCr15SiMn，由表1所示可知屈服極限大小為1400MPa，關(guān)節(jié)軸承上應(yīng)力最大處為305．42MPa，故關(guān)節(jié)軸承的安全系數(shù)n軸承為:

對于轉(zhuǎn)爐連接裝置的材料均由上述兩種材料構(gòu)成，且零件應(yīng)力最大處的安全系數(shù)最小為 2． 73，故轉(zhuǎn)爐連接裝置在煉鋼過程中滿足強(qiáng)度要求。

4． 4  理論分析與有限元分析比較

對于吊點(diǎn) 1～吊點(diǎn)3的數(shù)據(jù)有:轉(zhuǎn)爐及鐵水總重G=5．65 ×10⁶N，各傾角時轉(zhuǎn)矩 M由圖 2可查得，r ₁ =3．65m，由式(1) ～式(5)可計(jì)算出各吊點(diǎn)處力 F的大小，對于吊點(diǎn) 1吊板處 Ｒ=0．235m，B =0．26m；對于吊點(diǎn)2和吊點(diǎn) 3的吊板處，Ｒ=0．215m，B=0．18m，由式(6)可計(jì)算出各吊點(diǎn)的吊板處受到的擠壓應(yīng)力值如表2 所示。

由ANSYS Workbench 軟件分析的各吊點(diǎn)吊板處的有限元結(jié)果如表3所示。

由這兩種方法計(jì)算出的應(yīng)力結(jié)果比較可以得出如下結(jié)論。

1)有限元軟件分析方法在各種工況下吊點(diǎn)1～吊點(diǎn)3的應(yīng)力趨勢與理論分析結(jié)果基本一致。

2)可以看出兩種計(jì)算方法最大應(yīng)力點(diǎn)均在吊點(diǎn)1 處。

3)由兩種分析方法可以看出各個吊點(diǎn)在工況1時吊點(diǎn)1處最大應(yīng)力值差別大，原因是有限元分析的模型中存在應(yīng)力集中，解決這一問題需要增大零件的過渡圓角等。

5  結(jié)語

1)采用整體結(jié)構(gòu)有限元分析方法，真實(shí)反映出了轉(zhuǎn)爐連接裝置各部件之間的應(yīng)力變化規(guī)律。

2)轉(zhuǎn)爐在傾動過程中，載荷主要是由非傳動側(cè)吊掛裝置傳遞。

3)連接裝置的零/部件中最大應(yīng)力均小于材料的屈服極限，在傾角為55°和90°時最大應(yīng)力均出現(xiàn)在非傳動側(cè)吊掛處，說明這種三點(diǎn)吊掛裝置，在轉(zhuǎn)爐的轉(zhuǎn)動過程中存在載荷傳遞不均勻現(xiàn)象。

4)采用整體有限元方法計(jì)算出各吊點(diǎn)處應(yīng)力值與理論方法計(jì)算出的結(jié)果基本趨勢一致。

5)通過 ANSYS Workbench對120t轉(zhuǎn)爐連接裝置在三種極限工況下對比分析，確定了連接裝置零/部件載荷變化規(guī)律，為轉(zhuǎn)爐連接裝置的維護(hù)和優(yōu)化提供了理論參考。

參 考 文 獻(xiàn):

［1］鄭建華，田永奮．三點(diǎn)球鉸吊掛轉(zhuǎn)爐開發(fā)［J］．冶金設(shè)備，2006(5):56．

［2］孫繼華．120t轉(zhuǎn)爐氧槍噴頭的設(shè)計(jì)優(yōu)化［J］．鑄造技術(shù)，2014(2):228－229．

［3］DIETMAＲG，KIＲILL A，HAＲALD H．Optimization of thelining design of a BOF converter by finite element simula-tions［J］．SteelＲesint，2004，75(7):455 －461．

［4］喬沙林，董寧，羅會信．150t轉(zhuǎn)爐熱-固藕合應(yīng)力仿真分析研究［J］．鑄造技術(shù)，2012(2):228－231．

［5］譚牧田．氧氣轉(zhuǎn)爐煉鋼設(shè)備［M］．北京:機(jī)械工業(yè)出版社，1983:77．

［6］耿彪．30噸轉(zhuǎn)爐托圈與爐體連接座裂紋形成淺析及處理方案［J］．設(shè)備與結(jié)構(gòu)，2010(10):26．

［7］HUANU Qi-ming，XU Jie，GAO Zhan． Three Point Suspen-lion Converter’s Mechanical System and Elastic Friction Vi-bra-tion Analysis［J］． Advances in Mechanical Design，2011(199/200):1560．

［8］張忠純，王會剛，李自芹．基于 ANSYS 轉(zhuǎn)爐托圈的機(jī)械應(yīng)力及模態(tài)分析［J］．機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2009 (11):126－127．

［9］褚學(xué)征． 新型轉(zhuǎn)爐爐殼與托圈連接裝置的交變載荷計(jì)算與特性分析［J］．機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2015(3):80．

［10］董元龍，孔建益，王興東，等． 自調(diào)螺栓型轉(zhuǎn)爐連接裝置設(shè)計(jì)方法［J］．重型機(jī)械，2008(6):44．

［11］楊林建，吳建文，李建． 基于有限元法的轉(zhuǎn)爐托圈應(yīng)力分析研究［J］．機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2011(7):204．

［12］《起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊》編寫組． 起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊［M］． 北京:機(jī)械工業(yè)出版社，1987:234 －237．

［13］冶金工業(yè)部鋼鐵研究院． 合金鋼手冊［M］．北京:中國工業(yè)出版社，1964．

［14］浦廣益． ANSYS Workbench 12 基礎(chǔ)教程與實(shí)例詳解［M］．北京:中國水利水電出版社，2013:65－88．