高爐布料器回轉(zhuǎn)支承偏載條件下螺栓疲勞分析

曾維霆，陳滿意

(武漢理工大學(xué)機電工程學(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[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)簡單、重量輕、傳動效率高、布料靈活等優(yōu)點，能夠滿足高爐復(fù)雜環(huán)境的操作要求，在世界各國冶金行業(yè)廣泛運用[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，長期工作在重載、高溫、多粉塵的復(fù)雜環(huán)境中，其運行狀態(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轉(zhuǎn)。因此，對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。通常只需要對齒輪箱及其結(jié)構(gòu)進(jìn)行相應(yīng)的靜力學(xué)分析和動力學(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度校核、齒輪的強度計算和回轉(zhuǎn)支撐的強度計算都是在回轉(zhuǎn)體中心線與幾何中心線重合的情況下建立的。且實際生產(chǎn)中出現(xiàn)了個別螺栓崩斷的情況，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，長時間的運轉(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動形式從而實現(xiàn)不同的布料形式。由于溜槽的傾動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，因為爐頂?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 的力將會偏離幾何中心，從而產(chǎn)生一個傾覆力矩，導(dǎo)致螺栓受力不均。嚴(yán)重時可導(dǎo)致螺栓崩斷失效，進(jìn)而導(dǎo)致整個水冷齒輪箱失效，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輸入端、三條傳動鏈帶動布料溜槽形成三種不同的運動形式：旋轉(zhuǎn)運動、傾動運動、既旋轉(zhuǎn)又傾動運動。最終根據(jù)布料溜槽的不同運動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，主要由上部差動行星減速器、外罩、回轉(zhuǎn)支承、氣密箱、左右傾動裝置以及溜槽等部件組成。其中差動行星減速器、回轉(zhuǎn)支承、左右傾動裝置以及溜槽為主要的傳動部件，傳遞運動和力。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，使整個水冷齒輪箱緊緊與底座固接在一起[6]。

差動減速器、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，在齒輪箱運轉(zhuǎn)過程中不會發(fā)生中心線偏斜。而上回轉(zhuǎn)支承、大齒圈和傾動裝置等旋轉(zhuǎn)部件在齒輪箱運轉(zhuǎn)過程中由于爐料的沖擊、安裝誤差、運行，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)下螺栓強度校核

2.1 計算方法

螺栓連接是通過一個或多個螺栓將兩個或多個零件連接在一起的可拆卸的連接。螺栓連接的計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 機架與回轉(zhuǎn)支承連接受力分析

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

在布料器中心軸線未發(fā)生偏轉(zhuǎn)時，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，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，得到一個軸向載荷Fn1和徑向載荷Fn2，還有一個傾覆力矩M，如圖2c所示。

圖2 連接螺栓受力分析

2.3 計算過程

上回轉(zhuǎn)支撐內(nèi)圈與機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他進(jìn)行強度校核。由圖2c可知，回轉(zhuǎn)支撐通過44個周向分布的螺栓連接在機架上，依次對44個螺栓進(jìn)行編號。從圖中可以看出因為受到傾覆力矩的影響，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為螺栓的個數(shù)；FMi為編號為i的螺栓因傾覆力矩而受到的軸向拉力，N；Fni為編號為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號與1號螺栓之間的夾角。

受傾覆力矩影響，22號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)

且因為上回轉(zhuǎn)體在工作期間持續(xù)旋轉(zhuǎn)，質(zhì)心位置持續(xù)變化。可認(rèn)為螺栓實際受到的拉力在一個范圍內(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連接螺栓的最大拉應(yīng)力遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于材料拉應(yīng)力。實踐證實失效的螺栓中有90%屬于疲勞破壞，所以本文對連接螺栓的疲勞強度進(jìn)行校核。

編號22的螺栓是此刻受最大拉力的螺栓，只需要對該螺栓進(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，求得σca=14.25 MPa。當(dāng)高爐布料器中心軸線偏斜達(dá)到1°時，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)機械設(shè)計原理以及螺栓破壞機理。約90%螺栓破壞屬于疲勞破壞，且大量實踐也證實了這一觀點。因此必須對該螺栓進(jìn)行疲勞強度校核。

螺栓疲勞強度的校核公式為

(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，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化模型求解的，且?guī)胂禂?shù)均在一定范圍內(nèi)選取，為了驗證解析方法的準(zhǔn)確性，本文使用有限元方法進(jìn)行驗證。選用ABAQUS 有限元分析軟件來研究受力不均的螺栓連接受力，其擅長對龐大模型中的復(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。可從三維建模軟件中導(dǎo)入已裝配好的機架、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

為了保證接觸計算精度，采用三維六面體實體單元對幾何模型進(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算工作量?？s減積分單元應(yīng)具有：對位移求解結(jié)果較精確；網(wǎng)格扭曲對分析精度影響不大；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。

對機架圓柱面施加固定約束，并對所有螺栓施加預(yù)緊力，對上回轉(zhuǎn)支撐內(nèi)圈施加傾覆力矩M，M大小會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

由此可知有限元軟件計算的螺栓所受最大疲勞應(yīng)力略大于理論計算的螺栓疲勞應(yīng)力，也證實了理論計算的正確性。為安全起見本文取有限元軟件計算的結(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)力作為校核強度的疲勞應(yīng)力。制定確保連接上回轉(zhuǎn)支撐和機架螺栓不發(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)計實時監(jiān)測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報警；當(dāng)布料器中心軸線偏斜角度超過1.1°時，應(yīng)采取適當(dāng)?shù)姆椒▽A斜進(jìn)行校正。