變工況下鋼廠轉(zhuǎn)爐支承螺栓斷裂機理分析*

郭 亮,牛 浩,董楚峰,賓光富*

(1.鄂城鋼鐵煉鋼廠,湖北 鄂州 436000;2.湖南科技大學 機械設備健康維護省重點實驗室,湖南 湘潭 411201)

0 引 言

在煉鋼過程中,支承螺栓承受高溫狀態(tài)下爐體、爐襯及爐液總重約800 t的載荷重量。同時,轉(zhuǎn)爐處于不斷繞托圈上耳軸旋轉(zhuǎn)的變工況狀態(tài),如吹煉、測溫、補吹、出渣、出鋼等變角度工況,其支承螺栓承載著傳動裝置與爐體之間產(chǎn)生的巨大交變應力。

在長期處于轉(zhuǎn)動、啟動、制動等變工況條件下,高溫重載狀態(tài)的支承螺栓使用壽命常常小于設計理論壽命,致使支承螺栓根部失效斷裂和變形過大等現(xiàn)象經(jīng)常產(chǎn)生,造成重大的生產(chǎn)、安全事故[1,2]。

支承螺栓斷裂可能造成爐體失控下墜、鐵水傾覆、托圈漏水、爐液噴爆等安全事故[3,4],不少鋼鐵企業(yè)等都曾發(fā)生過類似事例。目前,國內(nèi)外學者針對轉(zhuǎn)爐支承螺栓裝置開展了諸多研究。

郭志強等人[5]采用UG軟件對轉(zhuǎn)爐進行了整體建模,并計算出了不同傾角下傾動力矩,用ANSYS軟件對轉(zhuǎn)爐進行了整體分析,找出了連接裝置處應力變化規(guī)律,發(fā)現(xiàn)連接裝置處存在應力傳遞不均勻現(xiàn)象;但其對轉(zhuǎn)爐整體進行了有限元建模,計算耗時長,且分析精準度欠缺。梁海琴等人[6]建立了轉(zhuǎn)爐及托圈連接裝置的三維整體模型,采用常規(guī)接觸計算和基于子結(jié)構(gòu)的接觸計算方法,得到了托圈及連接裝置整體模型和支承螺栓子結(jié)構(gòu)的應力分布;但該研究考慮的工況不全面。YIN Q等人[7]建立了支承螺栓的運動模型,并對其進行了運動學和動力學分析,計算確定了3組螺栓裝置上的載荷大小;但該研究未對其做進一步的有限元分析。張培軒[8]采用現(xiàn)場實測與有限元仿真分析相結(jié)合的方法,對支承螺栓支承耳板焊縫開裂原因進行了深入分析,結(jié)果發(fā)現(xiàn),當支承螺栓傾角變化過大時,其角加速度產(chǎn)生的沖擊會誘發(fā)焊縫應力集中部位的開裂。

但現(xiàn)有的研究中,忽略了轉(zhuǎn)爐本身復雜的結(jié)構(gòu)及實際運行過程中工況的變化,且其爐體、爐液重量及傾動力矩等物理量多采用簡略化的計算獲得,未結(jié)合轉(zhuǎn)爐實際工況與運行問題,因此,無法精準得到轉(zhuǎn)爐不同工況下螺栓的實際承載情況。

基于此,以某廠130 t轉(zhuǎn)爐為例,筆者建立轉(zhuǎn)爐三維模型,采集轉(zhuǎn)爐實際運行數(shù)據(jù),采用MATLAB計算不同角度下轉(zhuǎn)爐的傾動力矩,使用有限元方法對支承螺栓進行力學分析,計算危險截面最大應力應變值,研究支承螺栓斷裂機理。

1 轉(zhuǎn)爐支承螺栓受力分析

1.1 轉(zhuǎn)爐基本結(jié)構(gòu)

轉(zhuǎn)爐設備主要包括爐殼、爐襯、爐體和托圈,其三維結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 轉(zhuǎn)爐三維結(jié)構(gòu)簡圖

爐體和托圈聯(lián)接所用的球面帶銷軸支承螺栓[9]結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 支承螺栓三維結(jié)構(gòu)簡圖

轉(zhuǎn)爐支承螺栓互成120°,均勻分布在托圈上,位置為出鋼口兩側(cè)及對側(cè)。在轉(zhuǎn)爐工作過程中,其所受載荷包括爐體和鋼水的靜負荷,傾動力矩,啟動、制動、碰撞產(chǎn)生的沖擊負荷以及環(huán)境熱應力等。

1.2 支承螺栓傾動力矩計算

當爐體旋轉(zhuǎn)時,作用耳軸上的靜力矩被稱作轉(zhuǎn)爐的傾動力矩。通過計算傾動力矩值,可以將其作為基本載荷參數(shù),對施加在支承螺栓上的等效應力進行計算[10,11]。

傾動力矩由空爐力矩、爐液力矩和摩擦力矩3部分組成,其計算為:

M=Mk+My+Mm

(1)

式中：Mk—空爐力矩；My—爐液力矩；Mm—摩擦力矩。

空爐力矩Mk是爐殼、爐襯等爐體設備的重量產(chǎn)生的靜態(tài)阻力矩，其大小與傾動角度α成正弦函數(shù)的關(guān)系，同時受到空爐重心和自身重量的影響。

不同角度下空爐力矩值計算公式如下：

Mk=Gk·rk·sinα

(2)

式中：Gk—空爐重量；rk—空爐重心到耳軸中心的距離；α—轉(zhuǎn)爐傾動旋轉(zhuǎn)角度值。

空爐力矩及爐液力矩示意圖如圖3所示。

圖3 空爐力矩及爐液力矩示意圖

爐液力矩My是由爐內(nèi)液體包括鐵水和爐渣引起的靜力矩。在轉(zhuǎn)爐傾動過程中，轉(zhuǎn)爐出鋼前，其出鋼口閉合，爐液的形狀、重心位置隨著傾動角度的變化而變化；出鋼過程中，爐液重量隨傾動角度增大逐漸減小。

考慮極限受力情況，傾動力矩按爐液滿載計算，可采用高斯積分法，計算爐液力矩、傾動角度及爐液重量的函數(shù)關(guān)系，即：

My=Gy[(H-zy)sinα-xycosα]

(3)

式中：Gy—爐液重量；H—轉(zhuǎn)爐耳軸中心Z軸方向坐標值；zy—爐液Z軸方向重心坐標；xy—爐液X軸方向重心坐標。

轉(zhuǎn)爐的摩擦力矩Mm主要在耳軸與傾動裝置之間產(chǎn)生，方向始終與轉(zhuǎn)爐傾動方向相反，大小基本不變，在計算中摩擦力矩可近似為常量[12]。

摩擦力矩計算公式如下：

Mm=μ·R·G

(4)

式中：μ—摩擦系數(shù)，取0.02；R—耳軸半徑；G—轉(zhuǎn)爐裝置實際最大重量。

聯(lián)立式(1～4)，可得傾動力矩表達式：

M=Gk·rk·sinα+Gy[(H-zy)sinα-xycosα]+
μ·R·G

(5)

1.3 支承螺栓受載計算

轉(zhuǎn)爐通過3組支承螺栓裝置與托圈相連接,其受力情況[13]示意圖如圖4所示。

圖4 轉(zhuǎn)爐受力示意圖

根據(jù)其位置，將出鋼口對側(cè)螺栓命名為A，出鋼口兩側(cè)螺栓命名為B。由受力分析可知，轉(zhuǎn)爐在球面副支反力Fiy與Fiz(i=1,2,3)、總重力G以及傾動力矩M共同作用下平衡；其中，作用在轉(zhuǎn)爐本體上的重力G，可分解為平行于托圈的分力Gsinα，以及沿爐體中軸線上的分力Gcosα。

根據(jù)力與力矩的平衡方程以及支承螺栓本身的對稱條件[14]，可列以下公式：

(6)

根據(jù)幾何條件可得：

(7)

(8)

式中：α—轉(zhuǎn)爐轉(zhuǎn)動角度；r1—支反力F1z對轉(zhuǎn)爐耳軸中心的力臂；r2—支反力F2z、F3z對轉(zhuǎn)爐耳軸中心的力臂。

由此可見，支承螺栓受載大小主要與傾動角度α有關(guān)。

2 支承螺栓建模及應力分析

2.1 支承螺栓有限元建模

以某鋼廠130 t轉(zhuǎn)爐為例,根據(jù)支承螺栓結(jié)構(gòu)特點,筆者選擇螺栓本體及銷軸作為主要分析對象;同時,為減少計算時間、增加仿真計算的準確性,對支承螺栓有限元模型進行適當?shù)暮喕?除去球面墊等具有裝配形式模型,通過仿真計算其在各個角度下的應力應變情況[15-19]。

該廠選用的支承螺栓材料為35CrMo,其密度為7.85×103kg/m3,彈性模量為2.06×105MPa,泊松比為0.3。銷軸與螺栓之間設置為摩擦接觸,摩擦系數(shù)為0.15。

支承螺栓受力面劃分示意圖如圖5所示。

圖5 支承螺栓受力面劃分示意圖

從圖5中可知:D為圓柱形約束面,作用在銷軸兩端;球面墊圈支座平面A、波紋墊圈螺紋副作用面B及支柱螺栓軸向端面C為受力面。

考慮到銷軸與銷軸座直接受到托圈溫度的影響,按照工程經(jīng)驗,筆者將銷軸接觸溫度設置為170 ℃,環(huán)境溫度為45 ℃,使用四面體網(wǎng)格劃分法及單元尺寸調(diào)整法劃分網(wǎng)格,得到支承螺栓有限元模型;

劃分完畢后,共有83 068個節(jié)點以及54 542個單元;然后設置有限元求解項,求解支承螺栓最大等效應力及最大等效應變。

2.2 支承螺栓施加載荷計算

該鋼廠轉(zhuǎn)爐滿載時,爐液重量Gy為160 t,空爐重量Gk為442.6 t,總重G為800 t。

采用該鋼廠轉(zhuǎn)爐工程數(shù)據(jù),筆者使用MATLAB軟件對式(2～5)進行編程計算,得到轉(zhuǎn)爐力矩曲線,如圖6所示。

圖6 轉(zhuǎn)爐力矩曲線

由圖6可看出:其摩擦力矩幾乎不變,空爐力矩在90°前呈上升趨勢,隨后接近平穩(wěn);爐液力矩在45°時出現(xiàn)最大值,在90°后出現(xiàn)負值。

綜上所述,傾動力矩在50°時出現(xiàn)最大值。

該廠轉(zhuǎn)爐典型工況如表1所示。

表1 轉(zhuǎn)爐典型工況

由表1可知,測溫取樣、出渣及出鋼過程中出現(xiàn)最大傾動力矩,因此,需要對特殊工況下支承螺栓進行受力分析。

將不同角度下轉(zhuǎn)爐總重力及傾動力矩值代入式(8),可得到各個工況下支撐螺栓受載曲線,如圖7所示。

圖7 變工況支撐螺栓受載曲線

圖7結(jié)果表明：支反力F2y與F3y呈先增大后減小的趨勢，在65°時出現(xiàn)最大值；支反力F1z先平穩(wěn)上升后逐漸減?。恢Х戳2z與F3z則保持逐漸減小的趨勢。

根據(jù)支承螺栓在不同工況下的受載情況，施加到模型相應的作用表面，由于出鋼口對側(cè)與出鋼口兩側(cè)的支承螺栓受載情況不同，需分別對其進行受力分析。

圖5有限元分析模型中3個受力面面積分別為：支承螺栓軸向端面Q1=0.045 24 m2、波紋墊圈螺紋副作用面Q2=0.101 159 m2、球面墊支座平面Q3=0.191 95 m2。

3個受力面載荷計算公式為：

(9)

式中：P1，P2，P3—受力面Q1，Q2，Q3所承受載荷；FP—四波紋墊圈施加額外的預緊力。

四波紋墊圈預緊力[20]作用在球面墊座平面上，其目的是保證支承螺栓裝置中的上、下兩組球面墊圈正常工作。可通過以下公式計算出預緊力：

(10)

式中：E—材料彈性模量，E=2.1×106kg/cm2；b—墊圈寬度，cm；h—墊圈厚度，cm；δ—波紋墊圈壓縮量。

其中，墊圈外徑與墊圈寬度的比值N和墊圈平均直徑Dm，可通過如下公式計算：

N=D/b

(11)

Dm=(D+d)/2

(12)

式中：D—墊圈外徑；d—墊圈內(nèi)徑。

該廠支承螺栓螺母擰緊時，四波紋墊圈的壓縮量標準為1.5 mm，疊合總高度為82 mm，由此可得四波紋墊圈預緊力FP=1 031.34 kN；將其代入各項數(shù)據(jù)，可得螺栓A各個受力面受載的大小，如圖8所示。

圖8 螺栓A各受力面載荷

螺栓B各個受力面受載的大小如圖9所示。

圖9 螺栓B各受力面載荷

根據(jù)圖(8,9)中的各載荷,筆者對不同工況下的支承螺栓進行有限元分析,提取不同工況下其最大等效應力,得出支承螺栓的最大等效應力曲線,如圖10所示。

圖10 支承螺栓最大等效應力曲線

由圖10可知:螺栓B最大等效應力先增大后減小,在65°工況下達到最大;螺栓A最大等效應力逐漸減小,在100°工況下降至最小。

參照轉(zhuǎn)爐典型工況可知,在傾動至測溫取樣、出渣及出鋼過程中,出鋼口兩側(cè)支承螺栓受力最大。

2.3 傾斜角度65°下支承螺栓應力

上述有限元分析結(jié)果顯示,不同工況下螺栓應力變化規(guī)律相似,但65°工況下最大等效應力高于其他工況,因此,筆者以該工況為例,對出鋼口兩側(cè)支承螺栓進行有限元分析。

支承螺栓等效應力云圖如圖11所示。

圖11 支承螺栓等效應力云圖

由圖11可見,該螺栓根部受到較大應力,在其根部的較小區(qū)域內(nèi)出現(xiàn)應力集中現(xiàn)象。

筆者定義最大應力點與支柱螺栓平行方向所在直線為研究對象,分析該直線上等效應力分布情況。

該截面等效應力曲線如圖12所示。

圖12 支承螺栓垂直截面邊緣等效應力曲線

由圖12可知,該截面邊緣上最大應力值為805.98 MPa,位于支承螺栓根部。

筆者以最大應力點所在圓截面邊緣為研究對象,以該點為起點,分析該圓截面邊緣上應力分布情況。

該截面邊緣等效應力曲線如圖13所示。

圖13 支承螺栓根部截面邊緣等效應力曲線

圖13結(jié)果顯示:該截面應力從89.569 MPa急劇增至805.98 MPa;該支承螺栓所用材料的抗拉強度為985 MPa,屈服強度極限為835 MPa。

從圖10、圖11中可以看出:最大等效應力值與屈服強度極限非常接近。

通過計算可得,該支承螺栓的安全系數(shù)僅為1.036,與安全系數(shù)標準1.8存在較大差距[21,22]。

根據(jù)實際情況,筆者采用相同方法對銷軸進行有限元分析,其等效應力云圖如圖14所示。

圖14 銷軸等效應力云圖

由圖14可知:銷軸所受最大應力為484.91 MPa,最大應力出現(xiàn)在銷軸孔的邊緣處。

筆者以銷軸上最大應力點所在水平直線為研究對象,分析該直線上等效應力分布情況。

銷軸水平截面邊緣等效應力曲線如圖15所示。

圖15 銷軸水平截面邊緣等效應力曲線

圖15中:銷軸兩側(cè)邊緣處應力極小，幾乎為零,在兩側(cè)距離邊緣點約200 mm左右,出現(xiàn)應力急劇變化現(xiàn)象,且最大應力分布在銷軸孔的邊緣處。

筆者以銷軸孔邊緣所在圓截面為研究對象,分析該截面邊緣上等效應力分布情況。

該截面邊緣等效應力曲線如圖16所示。

圖16 銷軸最大受載截面邊緣等效應力曲線

圖16分析結(jié)果顯示:該截面上分布有較大的應力,且保持在約350 MPa～500 MPa之間,其安全系數(shù)約為1.722,處于相對安全的狀態(tài)下。

該廠支承螺栓最大應力已接近其材料35CrMo屈服極限,考慮到傾動加速度及慣性力對支承螺栓沖擊力的影響[23],支承螺栓存在較大安全隱患。在長期變工況工作及沖擊載荷作用下,易發(fā)生螺栓斷裂,需對該廠轉(zhuǎn)爐球鉸支承裝置進行優(yōu)化設計,以提高其安全系數(shù)。

3 改進方案及驗證

通過增大螺栓的危險截面尺寸,可大幅度地增加螺栓的強度。該廠原支承螺栓直徑為φ280 mm,改進后尺寸為φ290 mm,過度圓弧由R30增至R35,筆者采用相同方法對65°工況進行受力分析。

筆者定義支柱螺栓出現(xiàn)最大應力點為0°點,分析該點所在圓截面上不同角度等效應力大小。

改進后支承螺栓的等效應力對比曲線如圖17所示。

圖17 支承螺栓改進后等效應力對比曲線

圖17分析結(jié)果顯示:螺栓應力集中現(xiàn)象得到明顯改善,應力分布比改進前更加均勻,其最大等效應力值從805.98 MPa降至688.36 MPa,安全系數(shù)從1.036提高至1.213,且投入成本降低。

根據(jù)上述受力計算分析結(jié)果可知:該廠支承螺栓材料35CrMo滿足其所需的屈服強度,但在重心偏移,以及長期高溫重載工況下,會超出該材質(zhì)屈服強度的極限值,從而使螺栓根部發(fā)生斷裂。

支承螺栓常用材料的性能如表2所示。

表2 支承螺栓常用材料性能

根據(jù)表2的數(shù)據(jù),可選用40CrNiMoV作為支承螺栓材質(zhì)(該料屈服強度極限值為1 533 MPa,廣泛應用于大型機電轉(zhuǎn)子以及大型轉(zhuǎn)爐中),可有效減少極端受力情況下支承螺栓斷裂的風險。

4 結(jié)束語

針對變工況下轉(zhuǎn)爐支承螺栓的斷裂問題,為探明其斷裂機理,在不同工況下,筆者對煉鋼轉(zhuǎn)爐支承螺栓的斷裂機理進行了研究。

筆者首先推導了轉(zhuǎn)爐傾動力矩方程,計算了傾動力矩變化曲線,分析了變工況下轉(zhuǎn)爐支承螺栓的載荷變化規(guī)律,探究了傾動角度對支承螺栓受力的影響;以某廠轉(zhuǎn)爐支承螺栓為研究對象,建立了支承螺栓有限元模型。

研究結(jié)論如下:

(1)傾動角度為65°時,出鋼口對側(cè)支承螺栓過度圓弧處出現(xiàn)危險截面,該截面應力從89.569 MPa急劇增至805.98 MPa,接近所用材料的屈服極限,即在測溫、取樣、出渣及出鋼工況下,可能發(fā)生支承螺栓斷裂現(xiàn)象;

(2)銷軸兩側(cè)距離邊緣點約200 mm左右位置出現(xiàn)應力急劇變化現(xiàn)象,而最大等效應力未超過500 MPa,處于相對安全狀態(tài);

(3)基于轉(zhuǎn)爐承受載荷與角度的關(guān)系,筆者提出了轉(zhuǎn)爐支承螺栓有限元模型,模型分析結(jié)果表明,最大應力處與實際斷裂處一致,說明構(gòu)建支承螺栓有限元模型的方法是合理的。

在后續(xù)的研究工作中,筆者將進一步考慮轉(zhuǎn)爐啟動、制動、碰撞過程中產(chǎn)生的沖擊負荷,以及環(huán)境熱應力、慣性力、慣性力矩等對支承螺栓受力的影響,從而為支承螺栓材料的選擇及結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設計提供數(shù)據(jù)參考。