郭志強，王亞輝，任學平，馮云鵬，韓雷剛

(內蒙古科技大學機械工程學院，包頭 014010)

摘要:轉爐的連接裝置是轉爐系統的重要部件之一。為找出連接裝置的應力變化規律和危險點，以120t轉爐的連接裝置為研究對象，用UG軟件對轉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軟件對轉爐整體分析，找出連接裝置處應力變化規律，對連接裝置主要零件強度分析，對比理論分析和有限元分析。結果表明:理論分析與有限元結果趨于一致，連接裝置處存在應力傳遞不均勻現象。對連接裝置的應力變化規律進行分析并找出改進方法，為轉爐連接裝置的優化和改進提供理論參考。

關鍵詞:連接裝置；極限工況；整體建模；有限元分析；理論分析

0  引言

轉爐系統的重要部件之一是轉爐的連接裝置，因此連接裝置的形式對轉爐的煉鋼過程十分重要，轉爐連接裝置的結構形式影響著轉爐的安全運行，以及轉爐的工作壽命，另外連接裝置的結構形式決定了操作工人的操作方便性^［1-2］。轉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，煉鋼過程中轉爐受到機械載荷以及熱輻射作用^［3-4］，此外，由于爐殼和托圈受載產生變形，傳遞到連接裝置導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行接觸、靜力學等有限元分析。

本文以轉爐整體分析方法為基礎對連接裝置在三種極限工況下進行有限元分析，為鋼廠的日常生產、維護以及連接裝置的改進優化提供參考。

1  連接裝置的形式

轉爐的連接裝置連接了爐體和托圈，需要隨轉爐旋轉一周，首先要求煉鋼過程中的載荷能夠穩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空間，避免由于靜不定的問題使轉爐連接裝置受到附加載荷，從而使爐殼和托圈出現非常嚴重的變形和損壞^［6］。

圖1所示為 120t轉爐球鉸吊掛連接裝置轉爐結構(本文分析采用的三點吊掛連接方式)，分布為非傳動側耳軸處一個，另外兩個在傳動側耳軸兩邊呈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生變形，其次在轉爐轉動過程中連接裝置還受到爐體對其的沖擊作用^［7］。

2． 1  轉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變化著^［8］。

2． 2  傾動力矩

轉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軟件計算出每傾轉5°時爐液和爐體的重心，根據文獻［5］計算出傾動力矩。圖2所示為不同傾角時轉爐傾動力矩折線，在傾角為55°時傾動力矩最大為1484 546．187N·m。

2． 3  其他復雜載荷

轉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，應該根據現場經驗結合理論分析給出動載荷系數來計算^［10-11］。

3  轉爐連接裝置的分析

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所示為轉爐連接裝置受力分析，將轉爐的重力 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 為轉爐傾轉角度；M 為各傾角時的傾動力矩，數值如圖 2 所示；r ₁為力 f ₁與 X軸間的距離。

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

各吊點力的傳遞都是通過軸孔配合來實現的，而且，在實際傳遞過程中，載荷是施加在吊點內孔承載的半個圓周表面上，故由式(6)可以計算出各吊點的吊板處擠壓應力p^［12］為:

式中:F 為各吊點的作用力；Ｒ 為吊點內孔半徑；B 為吊點內孔承載面寬度。

3．2  工況的確定及有限元分析方法

3．2．1  工況的確定

由于轉爐煉鋼過程傾轉角范圍很廣，每個角度都進行有限元分析比較繁瑣，因此需要找出幾個極限工況進行分析。根據圖2所示可知轉爐在傾角為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°時為轉動過程中的轉折點。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

由于轉爐煉鋼過程連接裝置中受到的載荷復雜，為了便于進行有限元結構分析，根據煉鋼過程需要對以下4點進行忽略: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

轉爐連接裝置中銷軸、吊板采用40Cr 合金結構鋼，關節軸承為高強度軸承鋼 GCr15SiMn，其余零/部件不是主要研究對象，為了方便分析均采用16Mn結構鋼，材料屬性^［13］如表1所示。

3． 4  網格劃分

采用四面體為主對轉爐整體進行網格劃分，并對連接裝置處進行網格細化，最終得到的有限元模型共有 77152個單元，168848個節點。

3． 5  添加接觸并施加載荷和約束

轉爐連接裝置的關節軸承處的 29組接觸采用frictional接觸類型，摩擦因數為0．25，其余接觸均為綁定接觸。

工況 1:轉爐爐體和爐液總重為576．6t，理論上傾角為 0°時轉爐只受到重力作用，但是由于轉爐并不是一個對稱體，為抵消重力偏離中心在傳動側耳軸施加一個大小為－28 569．56N·m轉矩;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，坐標系參照圖 5a。

工況 2:傾角為 55°時將圖 5a 坐標系繞 X 軸旋轉

－55°，對傳動側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坐標系繞 X 軸旋轉－90°，對傳動側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  結果分析

4． 1  轉爐整體有限元分析

通過對轉爐三種極限工況進行加載并施加約束后，分析得到的轉爐整體結構總變形以及整體應力分布云圖，如圖5和圖6所示。

由分析得出轉爐在傾角為0°時的變形最大處為2．1813mm 位于托圈中部，應力最大處為 236．93MPa在出鋼側托圈內的銷軸上，由于傾角為0°轉爐為豎直位置總體受力等效于托圈中部導致托圈中部變形大，并且轉爐重心位置偏向出鋼側，故出鋼側受力最大，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，應力最大處分別為227．17MPa 和305．42MPa 在非傳動側的吊掛銷軸上，可理解為非傳動側承擔了主要應力。從轉爐整體應力圖可以觀察得到非傳動側吊掛處為主要受力位置，雖然應力值均小于材料屈服極限，但是由于轉爐需要頻繁啟動、制動和傾轉，故非傳動側吊掛處存在安全隱患，鋼廠反饋的情況一致，故在維護和管理設備時應實時監測，也可以優化吊掛連接形式來改善這種吊掛裝置引起的應力傳遞不均勻現象。

4． 2  連接裝置的零件有限元分析

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

非傳動側吊掛銷軸在工作中維持轉爐在托圈中的正確位置并承受轉爐啟/制動時由于傾動力矩產生的作用反力，由圖 7 分析可知，三種極限工況下銷軸上最大應力處均在非傳動側，并且最大應力值為287． 14MPa;故非傳動側吊掛銷軸在轉爐連續工作情況下可能存在安全隱患，與鋼廠實際生產過程中非傳動側銷軸容易產生磨損一致，為保證安全系數，非傳動側銷軸應比傳動側兩邊銷軸直徑大，并且要求非傳動側銷軸要選擇合適的材料并保證銷軸的加工工藝。

軸承內圈承擔了轉爐啟/制動時產生的作用反力并且保證了轉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圈最大應力值為305．42MPa在非傳動側。表明在煉鋼過程中非傳動側吊掛裝置承擔了主要載荷，并且由于應力傳遞不均勻使非傳動側軸承內圈產生應力集中，與鋼廠實際生產中軸承內圈處產生磨損情況一致，因此在長時間連續工作狀態下可能存在安全隱患。

4． 3  強度校核

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

關節軸承的材料為GCr15SiMn，由表1所示可知屈服極限大小為1400MPa，關節軸承上應力最大處為305．42MPa，故關節軸承的安全系數n軸承為:

對于轉爐連接裝置的材料均由上述兩種材料構成，且零件應力最大處的安全系數最小為 2． 73，故轉爐連接裝置在煉鋼過程中滿足強度要求。

4． 4  理論分析與有限元分析比較

對于吊點 1～吊點3的數據有:轉爐及鐵水總重G=5．65 ×10⁶N，各傾角時轉矩 M由圖 2可查得，r ₁ =3．65m，由式(1) ～式(5)可計算出各吊點處力 F的大小，對于吊點 1吊板處 Ｒ=0．235m，B =0．26m；對于吊點2和吊點 3的吊板處，Ｒ=0．215m，B=0．18m，由式(6)可計算出各吊點的吊板處受到的擠壓應力值如表2 所示。

由ANSYS Workbench 軟件分析的各吊點吊板處的有限元結果如表3所示。

由這兩種方法計算出的應力結果比較可以得出如下結論。

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

2)可以看出兩種計算方法最大應力點均在吊點1 處。

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

5  結語

1)采用整體結構有限元分析方法，真實反映出了轉爐連接裝置各部件之間的應力變化規律。

2)轉爐在傾動過程中，載荷主要是由非傳動側吊掛裝置傳遞。

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

4)采用整體有限元方法計算出各吊點處應力值與理論方法計算出的結果基本趨勢一致。

5)通過 ANSYS Workbench對120t轉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/部件載荷變化規律，為轉爐連接裝置的維護和優化提供了理論參考。

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