周金水，王 辰，陳 進(jìn)

(1.上海寶鋼化工有限公司，上海 200942)(2.華東理工大學(xué) 機(jī)械與動力工程學(xué)院，上海 200237)

大型回轉(zhuǎn)窯筒體應(yīng)力分析及校核

周金水1，王 辰2，陳 進(jìn)2

(1.上海寶鋼化工有限公司，上海 200942)(2.華東理工大學(xué) 機(jī)械與動力工程學(xué)院，上海 200237)

對某改造后的大型瀝青焦回轉(zhuǎn)窯設(shè)備進(jìn)行了詳細(xì)的受力分析，得到了大窯的剪力圖和彎矩圖，并在此基礎(chǔ)上對大窯進(jìn)行了強(qiáng)度和剛度校核。分析結(jié)果表明，改造后大窯滿足強(qiáng)度和剛度要求，不需要對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行調(diào)整。

回轉(zhuǎn)窯；支反力；彎矩圖；撓度

大型回轉(zhuǎn)窯是典型的多支承、變剛度、復(fù)雜重載的超靜定系統(tǒng)，一般筒體長、跨距大，要求大窯筒體必須具有足夠的剛度和強(qiáng)度[1-2]。某企業(yè)由于生產(chǎn)需要，對某大型瀝青焦回轉(zhuǎn)窯設(shè)備進(jìn)行了局部改造，但在實(shí)際運(yùn)行中頻繁出現(xiàn)窯襯破裂和“紅窯”事故，因此為評估該改造后回轉(zhuǎn)窯的強(qiáng)度和剛度是否滿足要求，同時(shí)排查發(fā)生事故的原因，本文采用理論分析的方法對該大窯進(jìn)行了詳細(xì)的受力分析，繪制了相應(yīng)的剪力圖和彎矩圖，在此基礎(chǔ)上針對大窯筒體危險(xiǎn)截面進(jìn)行了強(qiáng)度和剛度校核。

1 回轉(zhuǎn)窯超靜定連續(xù)梁模型

大窯窯體總長50.95m，外半徑在1.375m～1.415m之間(窯體壁厚分別為20mm、32mm和40mm)。窯體安裝時(shí)采用傾斜安裝，即窯體軸線與水平線之間的傾斜角度為2.977°(斜度為5.2%)。

窯體材料為Q345C，密度為7.85×103kg/m3，窯體(包括窯內(nèi)件)質(zhì)量為127 426kg，改造后窯襯質(zhì)量為242 000kg，從保守角度物料設(shè)定為15 000kg，總質(zhì)量為384 426kg。

為求得托輪對回轉(zhuǎn)窯的支撐載荷和大窯不同位置處的彎矩等載荷，將大窯視為超靜定連續(xù)梁，如圖1所示。圖1中：L1=7.80m，L2=19.00m，L3=17.00m，L4=7.15m，a=2.70m。作用于大窯筒體上的載荷主要分為兩大類：一類是沿筒體軸線分布的分布載荷，另一類是載荷作用長度較短，可視為作用于某一截面的集中載荷。具體而言，將窯體、窯襯和物料質(zhì)量假定為沿窯筒體均勻分布，即將窯筒體、窯襯和物料自重作為均布載荷。實(shí)際大窯安裝時(shí)有5.2%的斜度，但從保守角度，不考慮安裝斜度對窯筒體、窯襯和物料自重的削弱影響，則沿整個(gè)連續(xù)梁的等效均布載荷集度為：

圖1 計(jì)算用超靜定連續(xù)梁模型

在大窯的設(shè)計(jì)圖紙中，齒圈是通過切向鋼板與大窯筒體相連，由于齒圈自重的作用區(qū)域相對比較小，因此將其作為集中載荷處理，齒圈質(zhì)量為5 273.72kg，集中載荷F為：

F=5 273.72×9.80=51.68(kN)

2 回轉(zhuǎn)窯支撐載荷計(jì)算

對簡化得到的超靜定連續(xù)梁模型(如圖1所示)，采用材料力學(xué)[3]中的變形協(xié)調(diào)方程求解支撐反力。將圖1所示中間托輪支撐約束以約束反力R2代替，如圖2所示。

圖2 計(jì)算用力學(xué)模型

a.計(jì)算彎矩M1，M2在第二支座處產(chǎn)生的撓度。

(1)

L′=L2+L3

(2)

(3)

(4)

式中：E為材料彈性模量；I為截面慣性矩；Q1為由懸伸段均布載荷簡化得到的集中力。

將式(2)、(3)、(4)帶入式(1)中整理得：

(5)

b.依據(jù)材料力學(xué)計(jì)算圖2中由分布載荷q單獨(dú)作用時(shí)在第二支座處產(chǎn)生的撓度。

(6)

整理得：

(7)

c.分別計(jì)算集中力F和R2在第二支座處產(chǎn)生的撓度。

由集中力F在第二支座處產(chǎn)生的撓度為：

(8)

整理得：

(9)

由集中力R2在第二支座處產(chǎn)生的撓度為：

(10)

整理得：

(11)

支座R2處的實(shí)際撓度為零，由變形協(xié)調(diào)方程υ=0得：

υ=υ1+υ2+υ3+υ4=0

(12)

將各載荷在第二支座處產(chǎn)生的撓度表達(dá)式代入式(9)整理得：

R2=18.04q

由力和彎矩平衡方程分別可得到：

(13)

將計(jì)算得到的R2值18.04q代入式(13)并整理得：

R1=18.06q=1 335.27(kN)

R2=18.04q=1 333.70(kN)

R3=15.55q=1 149.50(kN)

3 回轉(zhuǎn)窯剪力圖和彎矩圖

回轉(zhuǎn)窯支反力求出后，可以方便地給出其剪力(Q)圖和彎矩(M)圖，分別如圖3和圖4所示。

圖3 回轉(zhuǎn)窯剪力圖

圖4 回轉(zhuǎn)窯彎矩圖

由圖3和圖4可知，支座1、支座2和支座3的剪力和彎矩均比較大，在支座1處大窯筒體承受的彎矩最大。在距窯尾17.36m處的大窯筒體承受的彎矩雖然比支座處的彎矩小，但是此處的筒體壁厚是20mm，比較薄，因此該處也屬于危險(xiǎn)截面。

4 回轉(zhuǎn)窯強(qiáng)度和剛度評定

選取支座1處和距窯尾17.36m處的截面為危險(xiǎn)截面，對回轉(zhuǎn)窯進(jìn)行考慮窯體、窯襯自重，同時(shí)按最大生產(chǎn)能力考慮物料自重工況下的強(qiáng)度評定和剛度評定。

4.1筒體應(yīng)力計(jì)算及校核

根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)HGT 20566-2011[4]，筒體軸向彎曲應(yīng)力按式(14)計(jì)算。

(14)

式中：M為彎矩，kN·m；W為截面抗彎模量，m3；Di為筒體內(nèi)徑，m；δ為筒體壁厚，m；Kw為焊接接頭系數(shù)，取0.95；KT為溫度系數(shù)，從保守角度，取0.66(由于標(biāo)準(zhǔn)中并未給出Q345C材料的溫度系數(shù)，因此保守地取Q235A在350℃時(shí)對應(yīng)的溫度系數(shù)作為計(jì)算用值)。

支座1處的筒體軸向彎曲應(yīng)力為：

根據(jù)HGT 20566-2011的規(guī)定，Q235A的許用彎曲應(yīng)力為19.6～24.5MPa，顯然支座1處的筒體滿足強(qiáng)度要求。由于支座2和支座3處的彎矩比支座1處的小，窯體壁厚相同，因此支座2和支座3處也滿足強(qiáng)度要求。

距窯尾17.36m處的大窯筒體的軸向彎曲應(yīng)力為：

小于Q235A的許用彎曲應(yīng)力，滿足強(qiáng)度要求。

4.2筒體變形計(jì)算及剛度校核

為方便計(jì)算，將跨中最大撓度近似等于跨間最大撓度。為獲得跨中最大撓度，將載荷(包括支座處彎矩)分解為各種簡單載荷分別計(jì)算跨中撓度，最后將所得值相加即為跨中最大撓度。

a.跨間最大撓度計(jì)算。

圖5 計(jì)算跨中撓度的力學(xué)模型

由分布載荷q引起的跨中撓度：

(15)

由集中力F引起的跨中撓度：

(16)

由彎矩M1,M2引起的跨中撓度：

(17)

式中：q為分布力，kN/m；F為集中載荷，kN；M1和M2為彎矩，kN·m。由q,F和彎矩M1,M2引起的跨中撓度為：

υ=υq+υF+υM

(18)

將由式(15)、(16)、(17)計(jì)算得到的相應(yīng)具體數(shù)據(jù)帶入式(18)中，整理得υ=0.96(mm)。

b.跨間最大撓度剛度校核。

根據(jù)HGT 20566-2011的規(guī)定，跨間段撓度許用值為[ym]=0.3L=0.3×19=5.7(mm)。顯然支座1和支座2之間的跨間最大撓度ymax小于許用值，即ymax<[ym]。

采用和上述a和b相同的方法，可以求得支座2和支座3之間的跨間最大撓度ymax=0.28(mm)，許用撓度[ym]=0.3L=0.3×17=5.1(mm)，顯然ymax<[ym]。

c.懸伸段端部撓度ye計(jì)算。

根據(jù)HGT 20566-2011的規(guī)定，懸伸段端部撓度ye(如圖6所示)的計(jì)算式為：

ye=Leθo-yo

(19)

式中：Le為懸伸段長度，mm；yo為懸伸段在載荷作用下的撓度，mm；θo為端支座轉(zhuǎn)角，rad。

圖6 端支座轉(zhuǎn)角

(20)

其中：

(21)

(22)

(23)

(24)

其中：

(25)

(26)

d.懸伸段撓度剛度校核。

HGT 20566-2011標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，懸伸段撓度許用值分別為：

5 結(jié)束語

本文采用理論分析方法對改造后的大型回轉(zhuǎn)窯設(shè)備進(jìn)行了詳細(xì)的應(yīng)力分析和強(qiáng)度、剛度校核。結(jié)果表明：(1)在靠近回轉(zhuǎn)窯窯尾的托輪對窯體的支撐反力R1是最大的，其次是支撐約束反力R2，靠近窯頭的托輪對窯體的支撐反力R3是最小的。(2)回轉(zhuǎn)窯托輪處支座1、支座2和支座3的剪力和彎矩均比較大，在支座1處大窯筒體承受的彎矩為最大。(3)對改造后回轉(zhuǎn)窯進(jìn)行的強(qiáng)度和剛度校核結(jié)果表明，改造后回轉(zhuǎn)窯筒體滿足強(qiáng)度要求，軸向撓度滿足HGT 20566-2011要求。(4)局部改造后的該大型瀝青焦回轉(zhuǎn)窯設(shè)備在實(shí)際運(yùn)行中頻繁出現(xiàn)的窯襯破裂和“紅窯”事故不是由窯體的強(qiáng)度和剛度不足引起的，需進(jìn)一步研究引起窯襯破裂等事故發(fā)生的原因。

(通訊作者：王辰)

[1] 《回轉(zhuǎn)窯》編寫組．回轉(zhuǎn)窯(設(shè)計(jì)、使用與維修) [M]．北京：冶金工業(yè)出版社，1978.

[2] 王和慧,程靜,周金水.大型回轉(zhuǎn)窯支承系統(tǒng)的力學(xué)行為分析[J]．機(jī)械強(qiáng)度，2012，34(1)：77-85.

[3] 劉鴻文.材料力學(xué)[M]．上海：高等教育出版社，1992.

[4] HGT 20566-2011 化工回轉(zhuǎn)窯設(shè)計(jì)規(guī)定[S].

TheStressAnalysisandCheckingonLargeRotaryKilnShell

ZHOU Jinshui1, WANG Chen2, CHEN Jin2

(1.Shanghai Baosteel Chemical Co., LTD., Shanghai, 200942, China)(2.East China University of Science and Technology, Shanghai, 200237, China)

It analyzes the load of a large improved pitch coke rotary kiln equipment, obtains the shear diagram and bending moment diagram, and checks the strength and stiffness of this rotary kiln shell. The results show that the strength and stiffness of this improved kiln equipment meets the requirement and does not need to adjust its structure.

Rotary Kiln; Reaction Force; Bending Moment Diagram; Deflection

10.3969/j.issn.2095-509X.2014.07.015

2014-05-13

寶鋼集團(tuán)科技攻關(guān)項(xiàng)目資助(G20041364)

周金水(1967—)，男，浙江衢州人，上海寶鋼化工有限公司高級工程師，碩士，長期從事化工機(jī)械設(shè)備國產(chǎn)化、科研及技改工作。

TF355.1

A

2095-509X(2014)07-0065-04