張耀東，韓 天，秦 勤

(1.河鋼股份有限公司承德分公司, 河北 承德 067102; 2.北京科技大學 機械工程學院, 北京 100086)

隨著轉(zhuǎn)爐煉鋼技術(shù)的發(fā)展，轉(zhuǎn)爐設(shè)備不斷更新?lián)Q代，以適應轉(zhuǎn)爐操作以及長壽命的要求。托圈及其連接裝置是煉鋼轉(zhuǎn)爐關(guān)鍵性設(shè)備之一，它們能否實現(xiàn)安全、高效、經(jīng)濟地運行對煉鋼廠生產(chǎn)具有重大影響。轉(zhuǎn)爐托圈與爐殼的連接形式由傳統(tǒng)的三點球面支撐式逐步向連桿吊掛式和彈簧鋼板吊籠式發(fā)展，它代表了大型轉(zhuǎn)爐吊掛形式的發(fā)展趨勢[1]。國外奧鋼聯(lián)設(shè)計的VAI-CON連桿式下懸掛系統(tǒng)實現(xiàn)了把轉(zhuǎn)爐理想地以靜定方式懸掛于托圈內(nèi)。第一套連桿式懸掛系統(tǒng)安裝在南非ISCOR Newcastle廠2座160 t的轉(zhuǎn)爐上，由于這種連接裝置有諸多優(yōu)點，之后世界上許多鋼廠都采用了這種形式的轉(zhuǎn)爐托圈連接方式[2]。該種懸掛系統(tǒng)的優(yōu)點有：允許爐殼自由、不受約束以及非對稱的變形，允許爐殼受熱膨脹會產(chǎn)生永久變形(蠕變)[3]。其設(shè)計使得懸掛裝置不會將變形而產(chǎn)生的附加應力傳遞給托圈，避免支撐構(gòu)件間的界面間隙，在轉(zhuǎn)爐傾動過程中，無沖擊載荷，確保構(gòu)件的穩(wěn)定以及裝配不出現(xiàn)松動。由于整個裝置垂直吊掛點只有3個，作用在托圈和爐殼上局部力很大，對托圈和爐殼的材料和焊接質(zhì)量要求較高。但是其結(jié)構(gòu)在實際運行過程中可能出現(xiàn)連桿受力不均，任一構(gòu)件的損壞將會導致整個結(jié)構(gòu)失穩(wěn)引發(fā)重大事故[4]。為了避免這一致命缺陷，國內(nèi)某鋼廠采用了下連桿吊掛和爐體止動托架托圈擋座限位方式。為了合理設(shè)計，有必要對各相關(guān)零部件進行強度、剛度計算[5-6]。但在實際使用過程中出現(xiàn)了因爐殼竄動導致限位擋座失效的問題。本文以某鋼廠120 t轉(zhuǎn)爐連接裝置為研究對象，充分考慮轉(zhuǎn)爐的實際工作狀態(tài)，對其進行動力學分析，準確分析其失效原因，在此基礎(chǔ)上制定科學的修復方案，最大限度地減少設(shè)備故障、基本排除安全隱患、有效提高轉(zhuǎn)爐設(shè)備作業(yè)率。

1 轉(zhuǎn)爐傾翻力矩的計算

轉(zhuǎn)爐總裝模型如圖1所示，圖2為爐液切割模型。轉(zhuǎn)爐傾動力矩是轉(zhuǎn)爐傾動機構(gòu)最基本、也是最重要的參數(shù)之一[7-9]。它不僅是轉(zhuǎn)爐傾動機構(gòu)、爐殼、托圈設(shè)計、選型的重要依據(jù)，同時也是轉(zhuǎn)爐設(shè)備安全生產(chǎn)和維護檢修的重要參考。由于在轉(zhuǎn)爐運行過程中，爐液的變化、爐殼的變形、爐襯的損耗、爐口結(jié)渣等因素都會造成轉(zhuǎn)爐傾動力矩的變化。因此，轉(zhuǎn)爐傾動力矩實質(zhì)上是一種動態(tài)的參量。對于一定條件下的裝入量和爐型來說，轉(zhuǎn)爐處在任意傾角位置的時候，對傾動中心(也就是耳軸)的傾動力矩可以看做3個基本部分組成的：空爐力矩、爐液力矩和摩擦力矩。

圖1 轉(zhuǎn)爐總裝模型

圖2 爐液切割模型

本文通過轉(zhuǎn)爐三維建模和圖紙上的總質(zhì)量的對比調(diào)整，保證轉(zhuǎn)爐的質(zhì)量的精度。完成裝配后可模擬出工作過程中各個角度下的轉(zhuǎn)爐形態(tài)，以滿足傾動力矩的計算。轉(zhuǎn)爐質(zhì)量和密度信息見表1。

表1 轉(zhuǎn)爐質(zhì)量和密度信息

通過模擬出鋼的過程，計算并比較分析了新爐無結(jié)渣、新爐15 t結(jié)渣、舊爐無結(jié)渣和舊爐15 t結(jié)渣4種工況下的轉(zhuǎn)爐傾動力矩，見圖3：① 轉(zhuǎn)爐的最大傾動力矩出現(xiàn)在無結(jié)渣新爐的形態(tài)下，最大值為2 736.22 kN·m，傾動角度約為62°；② 轉(zhuǎn)爐的最小傾動力矩出現(xiàn)在15 t結(jié)渣新爐的形態(tài)下，最小值為431.24 kN·m，傾動角度約為93°。

圖3 轉(zhuǎn)爐傾動力矩

2 轉(zhuǎn)爐動力學分析

文獻[10-11]為提高全懸掛轉(zhuǎn)爐傾動機構(gòu)的運行可靠性，對傾動機構(gòu)運行過程中發(fā)生振動的動因進行了分析。轉(zhuǎn)爐在工作過程中變化復雜，難以通過理論計算分析出其變化趨勢，以及具體的數(shù)值，故在采用動力學分析軟件進行仿真處理。轉(zhuǎn)爐爐體和托圈部分上的零部件、特征細節(jié)很多，在動力學仿真的過程中省略無關(guān)的細節(jié)，便于后期添加約束以及提高運算速度。因此，轉(zhuǎn)爐爐體只保存爐殼各部分、爐磚、上下托架，采用布爾運算，將各部分添加成為一個整體；再將托圈部分的傳動軸、托圈本體、托架擋座等部件布爾運算到一起，簡化模型。同時將實體轉(zhuǎn)爐中存在的倒角、螺栓連接和連桿等省略，含有爐殼、爐襯、托圈、連桿和擋渣板的仿真分析模型，見圖4。

前面傾動力矩的計算結(jié)果表明爐液力矩對傾動力矩影響很大，因此在動力學仿真的過程中要考慮到爐液的作用。120 t 轉(zhuǎn)爐最大爐液重量為145 t，約為空爐重量的四分之一。裝入爐液后連桿載荷會比空爐時增大。而在轉(zhuǎn)爐工作過程中，爐液的液面始終保持水平，在出鋼之前爐液質(zhì)量保持不變，在出鋼后爐液質(zhì)量不斷減少，直至為零。因為轉(zhuǎn)爐傾動過程中爐液的體積形狀隨傾動角度改變，爐液模型的質(zhì)量和重心位置均呈現(xiàn)不規(guī)則變化，所以對爐液的仿真處理是個較復雜的問題。本文處理方法為：

圖4 轉(zhuǎn)爐動力學模型及主要約束

1)在計算爐液力矩的過程中，切分了大量的爐液三維模型，通過CAD軟件內(nèi)置的插件可計算出對應的質(zhì)心坐標，將這些點的坐標輸入到ADAMS模型中，并構(gòu)建樣條曲線，將這些離散的點連接到一起(如圖5)。并將樣條曲線添加到轉(zhuǎn)爐爐體模型上，可隨轉(zhuǎn)爐爐體一起轉(zhuǎn)動。

圖5 爐液質(zhì)心位置樣條曲線

2)真實的爐液模型在轉(zhuǎn)爐工作過程中，爐液形狀無規(guī)則的不斷變化，很難做出動態(tài)的爐液模型。故采用繪制一個球體，通過高副定義其在樣條曲線上運動(如圖6)。在球體模型上定義驅(qū)動，參照爐液質(zhì)心位置曲線，使球體在指定時間運動到指定位置處。

圖6 球體模型及高副約束

3)對樣條曲線進行多項式擬合(見圖7)；最后將爐液質(zhì)心用一球體模型代替，設(shè)置球體在擬合后的曲線上運動完成轉(zhuǎn)爐傾動過程中爐液重心與爐體的相對位置變化的模擬。

圖7 爐液質(zhì)量-傾動角度關(guān)系曲線

轉(zhuǎn)爐在運行過程中出現(xiàn)了擋座斷裂失效的問題，斷裂位置為轉(zhuǎn)爐耳軸游動端、驅(qū)動端加料側(cè)，見圖8。為了分析其失效原因，在建立的轉(zhuǎn)爐動力學模型的基礎(chǔ)上分析連桿在不同工況下的受力，查找導致?lián)踝鶖嗔训母驹颉?/p>

圖8 擋座斷裂

為便于分析，對連桿和擋座進行編號(如圖9)：連桿1位于轉(zhuǎn)爐的加料口一側(cè)，連桿2位于出鋼口的左側(cè)，連桿3位于出鋼口的右側(cè)；擋座1位于傾動側(cè)的上面，擋座2位于傾動側(cè)的下面，擋座3位于游動側(cè)的上面，擋座4位于游動側(cè)的下面，擋座5位于出鋼口的對側(cè)，托圈的下側(cè)，擋座6位于出鋼口的一側(cè)，托圈的下側(cè)。

2.1 連桿受力分析

轉(zhuǎn)爐下懸掛支承裝置，由3組連桿和托圈上的6副擋座組成。在轉(zhuǎn)爐工作過程中，連桿主要承受轉(zhuǎn)爐系統(tǒng)的軸向力，并承擔比較微弱的切向力；轉(zhuǎn)爐系統(tǒng)中絕大部分的切向力由擋座來承擔，其中擋座5、6用于平衡沿耳軸方向的切向力，其他4個擋座用于平衡轉(zhuǎn)爐沿出鋼口方向的切向力。

圖9 連桿和擋座的位置

連桿受力仿真曲線見圖10，出鋼口左側(cè)連桿2、右側(cè)連桿3的受力曲線重合，它們的受力情況相似，加料口側(cè)的連桿1受力情況相近，變化趨勢相。三組連桿所承受的軸向力變化趨勢一致。在初始位置，連桿2、3的受力都約為2 120 kN，連桿1受力約為2 960 kN。包括爐磚、各部件在內(nèi)，轉(zhuǎn)爐系統(tǒng)質(zhì)量為586 t，爐液及結(jié)渣總質(zhì)量為157 t，總質(zhì)量約為7 281 kN，與3個連桿受的合力7 200 kN相近。說明在ADAMS建模過程中，模型尺寸是正確的，添加的約束、驅(qū)動是有效的。

圖10 各個連桿受合力情況

2.2 擋座受力分析

托圈上部有兩組擋座，托圈下部有兩組擋座，因此總共產(chǎn)生了4個很大的接觸力(其中2個為1 890 kN，另外2個為1 270 kN)，見圖11。分析接觸力數(shù)據(jù)，擋座5和6沒有產(chǎn)生接觸力，托圈上部擋座1、3的最大接觸力約為1 890 kN，托圈下部擋座2、4的最大接觸力約為1 270 kN，上部的接觸力比下部要大一些。接觸力在開始階段會有很大的波動，是由于爐體的擋座與托圈的擋座相撞，產(chǎn)生沖擊力。

圖11 各個擋座所受到的接觸力

2.3 止動托架與驅(qū)動側(cè)兩個擋座間隙的影響

當爐體止動托架與托圈的擋座驅(qū)動端擋座1、2產(chǎn)生間隙時，托圈與爐殼的接觸力僅存在于托圈游動側(cè)的兩個擋座3、4上，接觸力會比較大，而托圈驅(qū)動側(cè)的擋座由于未接觸，而沒有接觸力產(chǎn)生，轉(zhuǎn)爐左右受力不對稱，使得擋座5、6產(chǎn)生沿耳軸方向的接觸力。以下分別是驅(qū)動端擋座間隙為5 mm、10 mm、20 mm、30 mm、40 mm時擋座所受到的隨傾動角度變化接觸力情況，其中40 mm為現(xiàn)場實際間隙測試距離(如圖12)。

圖12 間隙為5～40 mm擋座所受接觸力變化情況

由不同間隙情況下的仿真結(jié)果來看，說明沖擊力主要作用在托圈的擋座上面。對連桿的受力影響根據(jù)實際現(xiàn)場測試，這里僅列出間隙為40 mm時各個連桿受力隨著傾動角度變化情況(如圖13)。擋座所受的接觸力與連桿受力總結(jié)如表2。

圖10中重合兩條曲線表示的是擋座5和擋座6的接觸力隨傾動角度變化的情況，由于耳軸方向只有游動端的兩個擋座在起作用，爐體受力不平衡，擋座5和擋座6產(chǎn)生接觸力，使得爐體平衡，由于兩組擋座處于對稱位置，所受的接觸力也大致相同。對圖10和表1分析可得，存在間隙情況下，托圈上部擋座3受力大于托圈下部擋座4。隨著間隙的增大，擋座3受力大于擋座4，而擋座5和擋座6的接觸力大致相等，隨著間隙的增大而增大，擋座3最大受力為425 kN。

圖13 間隙為40 mm時各個連桿受力情況

表2 驅(qū)動側(cè)擋座有間隙，游動側(cè)擋座受接觸力

擋座間隙/mm擋座3最大接觸力值(106N)擋座4最大接觸力值(106N)擋座5、6最大接觸力值(106N)連桿1受力最大值(106N)連桿2、3受力最大值(106N)52.321.260.503.132.13103.441.311.583.102.12204.121.822.933.122.13304.171.943.023.132.15404.252.073.093.102.11

3 托圈擋座強度分析及改進措施

實際連接中擋座常與托圈焊接至一起，因此添加約束將擋座與托圈的下平面平動和轉(zhuǎn)動限制住。根據(jù)動力學分析的止動托架與托圈擋座間的接觸力，計算出接觸面的均布力，添加到接觸面上。擋座模型比較規(guī)整，特征不復雜，故采用六面體單元C3D8R進行網(wǎng)格劃分，劃分得的單元數(shù) 28 672個，見圖14。

計算結(jié)果顯示，應力最大的部分產(chǎn)生在擋座下方與托圈固定處，最大值為191.6 MPa(圖15)，止動托架材料為16MnR，其屈服強度為398 MPa，未達到屈服極限。

圖14 擋座有限元模型和網(wǎng)格劃分

圖15 止動托架與驅(qū)動側(cè)有40 mm間隙時擋座3的應力

盡管未超過擋座材料的屈服極限398 MPa，但考慮到轉(zhuǎn)爐間隙的持續(xù)加大及反復的啟停加料出鋼，并存在熱應力問題，會對擋座產(chǎn)生持久的影響，長時間作業(yè)之后會引起疲勞破壞。這也正好解釋了轉(zhuǎn)爐剛工作時不會破壞，工作1年后出現(xiàn)擋座被撞偏或者撞斷的現(xiàn)象。

為避免止動托架與擋座產(chǎn)生間隙應采取相應的措施。最重要的是提高零部件在制造、裝配過程中的精度，有效的控制誤差；其次，在轉(zhuǎn)爐周期性的工作過程中，定期檢測止動托架與擋座的間隙，在達到臨界間隙前就要及時檢修，避免造成更大的損失；再就是改進擋座與托圈部分的連接方式，擋座大多直接與托圈焊接至一起，可以通過改進焊接坡口、使用性能更好的焊條，提高許用應力，或修改擋座結(jié)構(gòu)(如增加立筋)來提高強度，也可在連接處采用圓角過渡等方法，減小擋座根部的應力集中[12]。

4 結(jié)論

1)連桿受力基本不隨著間隙的變化而變化，沖擊力主要作用在托圈的擋座上面，對連桿的受力影響不大；2)擋座最大應力隨著間隙增大而增大，在托圈擋座與爐體止動托架之間有間隙40 mm的情況下，擋座最大應力為191.6 MPa；3)擋座最大應力雖未達到屈服極限，但結(jié)合現(xiàn)場運行時間和工況，依然可以得出間隙導致的沖擊是擋座斷裂失效的主要原因。