轉(zhuǎn)爐托圈的強(qiáng)度分析

李彥彥,李冠鵬

(河南城建學(xué)院土木與材料工程系,河南平頂山467036)

0 引言

目前,氧氣頂吹轉(zhuǎn)爐煉鋼設(shè)備在鋼鐵行業(yè)中發(fā)揮著極為重要的作用。氧氣頂吹煉轉(zhuǎn)爐的本體系統(tǒng)由爐體、爐體支撐系統(tǒng)、傾動(dòng)機(jī)構(gòu)和扭矩平衡裝置四部分組成,其結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。爐體和附件的全部重量通過(guò)支承系統(tǒng)傳遞到基礎(chǔ)上,支承系統(tǒng)的部分構(gòu)件還承擔(dān)著傳遞從傾動(dòng)機(jī)構(gòu)到爐體之間的傾動(dòng)力矩,實(shí)現(xiàn)爐體的轉(zhuǎn)動(dòng)[1]。因此,支承系統(tǒng)對(duì)轉(zhuǎn)爐的運(yùn)行狀態(tài)有直接的影響。爐體支承系統(tǒng)主要包括托圈、托圈與爐體之間的連接裝置、耳軸、耳軸軸承和底座。托圈是轉(zhuǎn)爐的重要承載和傳動(dòng)部件。在工作過(guò)程中,托圈除承受爐體、鋼液及爐體附件的靜載荷和傳遞傾動(dòng)力外,還承受頻繁啟、制動(dòng)產(chǎn)生的負(fù)荷和由于爐體、鋼水罐、渣罐、煙罩及噴濺物的熱輻射、熱傳導(dǎo)所產(chǎn)生的熱負(fù)荷。為確保轉(zhuǎn)爐的正常運(yùn)行,托圈應(yīng)滿(mǎn)足強(qiáng)度和剛度要求[1]。

圖1 轉(zhuǎn)爐結(jié)構(gòu)示意圖

1 托圈的截面形式和外載荷的簡(jiǎn)化

托圈的斷面形狀有開(kāi)口和閉口兩種。閉口斷面多為矩形,開(kāi)口斷面有C形和反C形。托圈斷面一般采用鋼板焊接的箱形(矩形)斷面結(jié)構(gòu)。在這種斷面結(jié)構(gòu)中,切應(yīng)力在整個(gè)斷面上均勻分布,并且矩形斷面結(jié)構(gòu)的抗扭剛度比開(kāi)口斷面的大很多倍。托圈是由四個(gè)部分所組成,即由驅(qū)動(dòng)側(cè)耳軸座、從動(dòng)側(cè)耳軸座、出鋼側(cè)托圈瓣和裝料側(cè)托圈瓣焊接而成[2]。

爐體通過(guò)三個(gè)垂直鏈桿和兩個(gè)水平鏈桿連接在托圈上。兩個(gè)水平鏈桿分別位于驅(qū)動(dòng)側(cè)耳軸和從動(dòng)側(cè)耳軸上,三個(gè)垂直鏈桿分別位于與托圈平面成45°、180°和315°的位置。爐體和載荷的全部重量Q通過(guò)托圈的支承點(diǎn)傳遞到托圈上。支承方式不同,托圈支承點(diǎn)的數(shù)目也會(huì)不同。如果支承點(diǎn)超過(guò)三點(diǎn),爐體和載荷的全部重量在托圈上的載荷屬于超靜定問(wèn)題[1]。轉(zhuǎn)爐在轉(zhuǎn)動(dòng)的過(guò)程中,托圈平面的橫向力通過(guò)水平鏈桿和固定支承向托圈傳遞,為計(jì)算方便,將鏈桿簡(jiǎn)化為二力桿。

當(dāng)轉(zhuǎn)爐轉(zhuǎn)動(dòng)α角后,作用在托圈上的外力有爐體及載荷的總重量Q(爐殼自重、爐襯重量、爐內(nèi)金屬和渣的重量、爐口粘渣及爐殼上的附件等)、爐體及載荷的反力矩MQ=QLα和耳軸軸承的支反力等。

忽略耳軸軸承的摩檫,根據(jù)平衡條件則有：

即爐體及載荷的反力矩MQ等于使轉(zhuǎn)爐轉(zhuǎn)動(dòng)的傾動(dòng)力矩Mα。

當(dāng)轉(zhuǎn)爐轉(zhuǎn)動(dòng)α角后,爐體及載荷的總重量Q在托圈上產(chǎn)生外力,在每個(gè)支承點(diǎn)上可分解為平行于托圈平面的載荷PH與垂直于托圈平面的載荷PV。為使問(wèn)題簡(jiǎn)化,將這兩個(gè)分力單獨(dú)進(jìn)行研究。平行于托圈平面的載荷包括沿托圈蓋板平面的兩個(gè)水平集中載荷,簡(jiǎn)化到托圈上的兩個(gè)耳軸水平支反力和由軸承支承偏距引起的,水平支反力在耳軸與托圈連接點(diǎn)產(chǎn)生的彎矩。垂直于托圈平面的載荷包括兩個(gè)垂直集中載荷PV,簡(jiǎn)化到托圈上的兩個(gè)耳軸垂直支反力V和由支承偏距引起的,垂直支反力V在耳軸與托圈連接點(diǎn)產(chǎn)生的扭矩K。

爐體及載荷總重量Q在托圈上產(chǎn)生的外力,分解后各個(gè)力的大小分別為：

2 內(nèi)力計(jì)算理論

當(dāng)托圈受垂直于環(huán)平面的載荷作用時(shí),內(nèi)力計(jì)算的前提條件有兩個(gè)：一是托圈圓環(huán)是回轉(zhuǎn)體;二是托圈圓環(huán)橫截面的主慣性軸之一位于環(huán)的中心線平面內(nèi)。

如圖2所示,托圈受垂直于環(huán)平面的集中載荷Pn、力矩Mi和Kj扭矩的作用。力矩Mi和扭矩Kj的矢量用雙箭頭表示,其方向由右手螺旋法則確定,規(guī)定角φ從0開(kāi)始,順時(shí)針?lè)较驗(yàn)檎?/p>

圖2 托圈受垂直于環(huán)平面的載荷簡(jiǎn)圖

圖3 托圈受平行于環(huán)平面的載荷簡(jiǎn)圖

在分析圓環(huán)中的內(nèi)力時(shí),假想在φ=0處將圓環(huán)截開(kāi),在截面的左、右兩側(cè)作用的切向力、彎矩、扭矩分別用表示;在任意截面處φ, 圓環(huán)的內(nèi)力用Q(φ)、Mx(φ)和MK(φ)表示。

如圖3所示圓環(huán),在平行于托圈平面內(nèi)受到的載荷有集中法向力Pn、集中切向力Pj和力矩Mi,方向皆以圖中標(biāo)示的方向?yàn)檎较?。?guī)定角φ從0開(kāi)始,順時(shí)針?lè)较驗(yàn)檎?/p>

3 空心矩形截面托圈的機(jī)械應(yīng)力

托圈截面如圖4所示,作用于托圈截面的載荷有軸向力N,切向力Qx、Qy,彎矩Mx、My,和扭矩MK。對(duì)于空心矩形截面,其外側(cè)矩形的高為h,寬為b;內(nèi)側(cè)矩形的高為h1,寬為b1。在計(jì)算時(shí)忽略托圈曲率的影響,其應(yīng)力有[3]：

⑴軸向拉應(yīng)力與軸向壓應(yīng)力

⑵彎曲正應(yīng)力

圖4 托圈截面形狀

在中性軸上切應(yīng)力有最大值。

⑷扭矩MK所產(chǎn)生的切應(yīng)力

當(dāng)空心矩形截面的壁厚很小時(shí),應(yīng)用彈性力學(xué)薄壁管的扭轉(zhuǎn)理論計(jì)算,其切應(yīng)力為：當(dāng)h＞b時(shí),最大扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力在長(zhǎng)邊的中點(diǎn)：

短邊中點(diǎn)的切應(yīng)力為：

短邊中點(diǎn)的切應(yīng)力是短邊上切應(yīng)力的最大值。

4 托圈耳軸的強(qiáng)度分析

以120 t轉(zhuǎn)爐為例介紹轉(zhuǎn)爐托圈強(qiáng)度的計(jì)算,并用第三強(qiáng)度理論和第四強(qiáng)度理論進(jìn)行對(duì)比,確定合理的校核方法。該托圈的外徑為8 400 mm,內(nèi)徑為6 800 mm,空爐的重量為5 000 kN,爐水的重量為1 200 kN。分別采用第三強(qiáng)度理論和第四強(qiáng)度理論,結(jié)合前面介紹的理論,分別計(jì)算傾動(dòng)角α=0°時(shí)、承受最大傾動(dòng)力矩時(shí)和承受事故力矩時(shí)的最大應(yīng)力,與許用應(yīng)力比較,校核托圈尺寸是否滿(mǎn)足要求。

以?xún)A動(dòng)角α=0為例,耳軸的受力簡(jiǎn)圖如圖5所示。

圖5 耳軸的受力簡(jiǎn)圖

通過(guò)第三強(qiáng)度理論計(jì)算出最大的應(yīng)力為34.336 MPa,通過(guò)第四強(qiáng)度理論計(jì)算出最大的應(yīng)力為31.239 6MPa,查機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)[4]得Q345的許用應(yīng)力[σ]=275 MPa,可見(jiàn)托圈強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。

采用同樣的方法對(duì)其它兩種情況進(jìn)行計(jì)算,然后進(jìn)行校核,校核后發(fā)現(xiàn)均滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。

5 結(jié)束語(yǔ)

通過(guò)以上計(jì)算可知,采用第三強(qiáng)度理論對(duì)轉(zhuǎn)爐托圈進(jìn)行強(qiáng)度校核,其準(zhǔn)確度更高一些。通過(guò)與轉(zhuǎn)爐實(shí)際工作過(guò)程中獲得的最大應(yīng)力進(jìn)行比較,發(fā)現(xiàn)兩者差距不大。因此,可以采用第三強(qiáng)度理論進(jìn)行轉(zhuǎn)爐托圈強(qiáng)度的分析。

[1] 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.

[2] 羅振才.煉鋼機(jī)械[M].北京：冶金工業(yè)出版社,1982.

[3] 劉鴻文.材料力學(xué)[M].北京：高等教育出版社,2004.

[4] 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M]：4版.北京：化學(xué)工業(yè)出版社,2002.