孫達(dá)飛

（重慶世瑪?shù)轮悄苤圃煊邢薰旧虾７止?上海200000）

1 前言

泥炮，屬于冶煉行業(yè)必備的爐前設(shè)備，見(jiàn)圖1。泥炮由斜底座1、回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)2、壓炮機(jī)構(gòu)3、打泥機(jī)構(gòu)4和液壓系統(tǒng)5等組成，其作用是能夠迅速準(zhǔn)確堵塞放鐵后的出鐵口，使高爐快速進(jìn)入下一循環(huán)的作業(yè)。泥炮工作的安全可靠性直接影響高爐的安全生產(chǎn)和作業(yè)效率［1］。液壓泥炮能夠迅速準(zhǔn)確堵塞放鐵后的出鐵口，使高爐快速進(jìn)入下一循環(huán)的作業(yè)，是目前大中小型煉鐵廠家較理想的爐前設(shè)備［2］。

圖1 液壓泥炮結(jié)構(gòu)

泥炮工作過(guò)程分為兩個(gè)階段，第一階段是泥炮由靜止?fàn)顟B(tài)旋轉(zhuǎn)到打泥位置，第二個(gè)階段是泥炮打泥完畢并旋轉(zhuǎn)回到初始位置。兩個(gè)階段組成泥炮機(jī)構(gòu)的一個(gè)工作周期。打泥機(jī)構(gòu)采用打泥液壓缸活塞桿與驅(qū)動(dòng)腔體固定、缸體運(yùn)動(dòng)的方式。由缸體推動(dòng)泥塞前進(jìn)，打出炮泥進(jìn)行堵口，回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的功能是使液壓泥炮的打泥機(jī)構(gòu)能夠往返于工作位和待機(jī)位［3］。

通過(guò)對(duì)泥炮工作的兩個(gè)階段進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，獲得各鉸鏈?zhǔn)芰η闆r，依據(jù)受力分析各關(guān)鍵部件應(yīng)力情況，得出曲臂在打泥狀態(tài)下的應(yīng)力較高，最后分析了曲臂的疲勞壽命，通過(guò)實(shí)際驗(yàn)證了仿真分析結(jié)果的準(zhǔn)確性。

2 動(dòng)力學(xué)分析

2.1 仿真模型建立

通過(guò)在三維軟件中對(duì)模型進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化后導(dǎo)入Adams中進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，目的就是提取各個(gè)鉸鏈點(diǎn)的受力。圖2為導(dǎo)入Adams中的初始模型，泥炮炮身處于待啟動(dòng)狀態(tài)。

圖2 泥炮動(dòng)力學(xué)模型

2.2 旋轉(zhuǎn)過(guò)程動(dòng)力學(xué)仿真

第一階段運(yùn)動(dòng)實(shí)際工作中，泥炮油缸中充入油液后炮身開(kāi)始運(yùn)行。在仿真中，在Adams中的轉(zhuǎn)炮油缸和油缸活塞的平移副中施加運(yùn)動(dòng)。根據(jù)油缸的行程和運(yùn)行時(shí)間得出油缸速度為93mm／s。經(jīng)過(guò)仿真得到了旋轉(zhuǎn)油缸過(guò)程中的推力曲線，見(jiàn)圖3。

圖3 旋轉(zhuǎn)油缸推力曲線

2.3 旋轉(zhuǎn)過(guò)程各鉸點(diǎn)受力

提取轉(zhuǎn)臂鉸鏈點(diǎn)joint19受力，如圖4。

圖4 joint19點(diǎn)在泥炮中的位置

通過(guò)分別測(cè)量joint19的X、Y、Z方向的受力，測(cè)量位置為joint19在轉(zhuǎn)臂上的點(diǎn)，測(cè)量坐標(biāo)系為轉(zhuǎn)臂的質(zhì)點(diǎn)坐標(biāo)系，得到j(luò)oint19在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中三個(gè)方向受力如圖5。

圖5 joint19受力圖

依次測(cè)量其它鉸鏈點(diǎn)在泥炮旋轉(zhuǎn)過(guò)程中的受力，獲得各鉸鏈?zhǔn)芰?shù)據(jù)。

2.4 打泥過(guò)程動(dòng)力學(xué)仿真

在旋轉(zhuǎn)過(guò)程運(yùn)動(dòng)結(jié)束之后，泥炮運(yùn)行到打泥位置，開(kāi)始打泥工序。根據(jù)實(shí)際工況在仿真中給轉(zhuǎn)炮油缸施加壓炮力297000N。在炮嘴位置添加球鉸鏈約束，因?yàn)槟嗯陟o力平衡，仿真求解器采用static。

提取轉(zhuǎn)臂鉸鏈點(diǎn)joint19受力，通過(guò)分別測(cè)量joint19的X、Y、Z方向的受力，測(cè)量位置為joint19在轉(zhuǎn)臂上的點(diǎn)，測(cè)量坐標(biāo)系為轉(zhuǎn)臂的質(zhì)點(diǎn)坐標(biāo)系，得到j(luò)oint19在打泥過(guò)程中三個(gè)方向受力如圖6。

圖6 joint19受力圖

依次測(cè)量其它鉸鏈點(diǎn)的受力，鉸鏈點(diǎn)分別為JOINT15，JOINT16，JOINT3，JOINT5，JOINT7，JOINT8，為后續(xù)有限元分析做好準(zhǔn)備。

3 關(guān)鍵零部件有限元分析

泥炮在工作過(guò)程中，通過(guò)測(cè)量結(jié)果知道轉(zhuǎn)臂、曲臂和鞍座受力較大，打泥階段各部件受力大于旋轉(zhuǎn)階段，故本節(jié)僅對(duì)打泥過(guò)程三個(gè)部件進(jìn)行有限元分析校核。

3.1 轉(zhuǎn)臂

曲臂兩側(cè)軸承位置分別定義XYZ三個(gè)方向的位移約束，在打泥過(guò)程中由于轉(zhuǎn)炮油缸為恒力，各部件鉸點(diǎn)受力亦為恒值，通過(guò)文本信息分別得到X為11317N，Y方向?yàn)?321157N，Z方向?yàn)?32417N。通過(guò)銷(xiāo)軸進(jìn)行加載，在不影響接觸的情況下，銷(xiāo)軸中心打孔，在中心孔的面上加載面力，面力大小按加載力除以中心孔投影面積確定。圖7所示為銷(xiāo)軸加載區(qū)域，同時(shí)可以看到網(wǎng)格劃分情況。

圖7 轉(zhuǎn)臂加載及網(wǎng)格劃分

提交計(jì)算后得到如下表1計(jì)算結(jié)果，轉(zhuǎn)臂最大Mises應(yīng)力為57.4MPa，見(jiàn)圖8，低于材料屈服應(yīng)力345MPa，結(jié)構(gòu)強(qiáng)度可靠，總位移不到0.3mm，處于較低水平，剛度可靠。

表1 轉(zhuǎn)臂分析結(jié)果

圖8 轉(zhuǎn)臂Mises應(yīng)力

3.2 曲臂

分別在約束軸段建立三個(gè)方向位移約束，過(guò)文本信息分別得到X為-21977N，Y方向?yàn)?127115N，Z方向?yàn)?322343N。通過(guò)銷(xiāo)軸進(jìn)行加載，在不影響接觸的情況下，銷(xiāo)軸中心打孔，在中心孔的面上加載面力，面力大小按加載力除以中心孔投影面積確定。圖9所示為銷(xiāo)軸加載區(qū)域，同時(shí)可以看到網(wǎng)格劃分情況。

圖9 曲臂加載及網(wǎng)格劃分

提交計(jì)算后得到如下表2計(jì)算結(jié)果，曲臂最大Mises應(yīng)力為172.4MPa，見(jiàn)圖10，低于材料屈服應(yīng)力345MPa，結(jié)構(gòu)強(qiáng)度可靠，總位移2.2mm，處于較低水平，剛度可靠。

表2 曲臂分析結(jié)果

圖10 曲臂Mises應(yīng)力

3.3 鞍座尾架及垂直調(diào)整裝置

分別在約束面建立三個(gè)方向位移約束，通過(guò)文本信息分別得到X為-6078N，Y方向?yàn)?1346N，Z方向?yàn)?1570N。下方承受炮身重力，施加一個(gè)豎直向下的面力，面力大小為炮身重力除以投影面積。投影面積為垂直調(diào)整裝置和鞍座承受炮身重力共同的投影面積。采用耦合方式加載，加載及網(wǎng)格劃分見(jiàn)圖11。

圖11 鞍座加載及網(wǎng)格劃分

提交計(jì)算后得到如下表3計(jì)算結(jié)果，曲臂最大Mises應(yīng)力為21.74MPa，見(jiàn)圖12，低于材料屈服應(yīng)力345MPa，結(jié)構(gòu)強(qiáng)度可靠，總位移0.09mm，處于較低水平，剛度可靠。

表3 鞍座分析結(jié)果

圖12 鞍座Mises應(yīng)力

在泥炮的打泥過(guò)程中，泥炮是在施加了一個(gè)平穩(wěn)的壓炮力之下工作，是一個(gè)靜力學(xué)問(wèn)題。提取各點(diǎn)受力，對(duì)泥炮三個(gè)關(guān)鍵部件進(jìn)行應(yīng)力分析。分析結(jié)果表明，三個(gè)關(guān)鍵部件強(qiáng)度和剛度均可靠。但曲臂是工作中應(yīng)力最大部件，其打泥過(guò)程Mises應(yīng)力最大的位置和泥炮旋轉(zhuǎn)過(guò)程中應(yīng)力最大的位置基本相同，處在與轉(zhuǎn)炮油缸連接的軸承外圈相接觸的面上。此外，曲臂Mises應(yīng)力較大的位置還有曲臂內(nèi)圈曲率最大的面上，同時(shí)，這個(gè)面也是最大主應(yīng)力出現(xiàn)的位置?？傮w上來(lái)說(shuō)，曲臂受到的應(yīng)力值離材料屈服極限還有一段距離，但數(shù)值也相對(duì)較大，所以在泥炮的行進(jìn)過(guò)程和打泥過(guò)程中，盡量避免泥炮在工作中受到?jīng)_擊，需要做好液壓系統(tǒng)的緩沖設(shè)計(jì)。

4 曲臂疲勞分析

FE-SAFE軟件是在疲勞分析中有很強(qiáng)大的功能，既可以計(jì)算簡(jiǎn)單的單軸載荷下的疲勞壽命，也可以計(jì)算對(duì)復(fù)雜的多個(gè)疊加載荷工況的疲勞壽命［4］。

泥炮在實(shí)際工作中反復(fù)執(zhí)行第一和第二階段工作，相關(guān)部件處于周期周期交變載荷工況，雖然最大應(yīng)力值沒(méi)有超過(guò)屈服強(qiáng)度，但是在這種周期交變載荷下依然可能較快失效，必須要對(duì)關(guān)鍵部件進(jìn)行疲勞壽命校核分析。由于曲臂為三個(gè)關(guān)鍵部件中受力最大的部件，以曲臂為例分析其疲勞壽命是否滿足要求。

4.1 分析步驟

（1）利用Adams對(duì)泥炮機(jī)構(gòu)周期分析，獲取泥炮機(jī)構(gòu)一個(gè)周期內(nèi)的載荷數(shù)據(jù)。

（2）對(duì)曲臂進(jìn)行有限元分析，載荷邊界條件為X、Y方向各為1MPa載荷。

（3）將有限元分析的odb文件導(dǎo)入到FESAFE，進(jìn)行以下設(shè)置：

圖13 清除信息，導(dǎo)入ODB文件，選擇Pre－scan

圖14 施加X(jué)、Y方向單位應(yīng)力

圖15 Properties中應(yīng)力設(shè)為MPa

圖16 設(shè)置為一個(gè)周期內(nèi)載荷

圖17 選擇整個(gè)組，采用材料默認(rèn)算法

圖18 設(shè)置殘余應(yīng)力，進(jìn)行計(jì)算

4.2 分析結(jié)果

如圖19，由分析結(jié)果可知，零部件最小循環(huán)次數(shù)為1e6.392。

圖19 循環(huán)次數(shù)

如圖20，由分析結(jié)果可知，循環(huán)次數(shù)為1e7時(shí)，最大破壞概率為75.9%。

圖20 失效概率

由以上結(jié)果可知，結(jié)構(gòu)的疲勞壽命是可靠的，在保證結(jié)構(gòu)運(yùn)行的情況下，壽命達(dá)到1e6.3次。

5 結(jié)論

本文首先建立了泥炮三維模型，根據(jù)實(shí)際工況進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)分析，提取了各鉸鏈點(diǎn)受力。利用受力邊界條件對(duì)三個(gè)關(guān)鍵部件進(jìn)行了有限元分析，驗(yàn)證了部件的強(qiáng)度和剛度可靠性。在此基礎(chǔ)上對(duì)曲臂進(jìn)行了疲勞壽命分析，得到曲臂壽命為1e6次，表明部件滿足使用要求，驗(yàn)證了設(shè)計(jì)合理性。在后續(xù)的實(shí)際工作中對(duì)應(yīng)力進(jìn)行了測(cè)試，得到的測(cè)試結(jié)果與仿真結(jié)果誤差在15%以內(nèi)，進(jìn)一步驗(yàn)證的仿真模型的準(zhǔn)確性，為液壓泥炮結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供了參考。