林文強(qiáng)　郭愛(ài)波

東北大學(xué),沈陽(yáng),110819

一種新型高爐布料器及其運(yùn)動(dòng)和應(yīng)力分析

林文強(qiáng)郭愛(ài)波

東北大學(xué),沈陽(yáng),110819

針對(duì)無(wú)料鐘爐頂布料器結(jié)構(gòu)復(fù)雜、占用空間大的缺點(diǎn),設(shè)計(jì)了一種基于空間連桿機(jī)構(gòu)的布料器。對(duì)布料器結(jié)構(gòu)進(jìn)行合理簡(jiǎn)化并建立數(shù)學(xué)模型，采用ADAMS進(jìn)行了特定軌跡下的運(yùn)動(dòng)仿真，聯(lián)合MATLAB進(jìn)行非線性擬合,求出擺動(dòng)液壓缸的控制方程。所研究的布料器工作環(huán)境溫度為200～600 ℃且長(zhǎng)期承受循環(huán)沖擊載荷作用,其最常見(jiàn)的失效形式是疲勞失效?；谟邢拊治鲕浖嗀NSYS對(duì)布料器危險(xiǎn)零件進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算并對(duì)其各節(jié)點(diǎn)按Goodman-Smith疲勞極限圖進(jìn)行疲勞評(píng)定。分析表明：該布料器最大布料角度為40°,布料相對(duì)誤差小于0.05%，其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度滿足無(wú)限疲勞壽命要求。

布料器；空間連桿機(jī)構(gòu);ADAMS仿真；有限元分析

0　引言

我國(guó)生鐵產(chǎn)量占據(jù)世界生鐵產(chǎn)量的95%左右,但是生產(chǎn)水平與先進(jìn)國(guó)家相比還是有差距。問(wèn)題主要集中于高爐爐頂設(shè)備使用率、爐頂壽命和環(huán)境保護(hù)、資源的合理利用等幾個(gè)方面[1]。布料器是將原料及固體燃料按要求分布于豎窯橫斷面上的布料裝置,它是高爐的重要部件,保證布料器安全可靠地運(yùn)行是提高鋼鐵生產(chǎn)水平的基本前提。布料器實(shí)現(xiàn)均勻布料需滿足以下三個(gè)條件:一是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,不存在運(yùn)動(dòng)死點(diǎn);二是強(qiáng)度滿足無(wú)限疲勞壽命要求,運(yùn)行可靠;三是可實(shí)現(xiàn)特定軌跡下的均勻布料,易于控制。對(duì)布料器進(jìn)行仿真分析主要采用三種方法：利用對(duì)偶理論，通過(guò)坐標(biāo)轉(zhuǎn)換矩陣，列出非線性方程組求解；軟件仿真得到輸入輸出的數(shù)值解；優(yōu)化法求解近似軌跡,這涉及初值選取,目標(biāo)函數(shù)性態(tài)及尋優(yōu)方法[2]。目前,布料器的主要形式為無(wú)料鐘爐頂布料器[3]，常用的無(wú)料鐘布料器型號(hào)有PW型、BT型[4]、BG型[5]和萬(wàn)向節(jié)、HG型[6]等。這些布料器通常采用齒輪傳動(dòng)來(lái)實(shí)現(xiàn)各種布料形式,結(jié)構(gòu)復(fù)雜且占用空間大。

筆者所設(shè)計(jì)的新型高爐布料器采用空間連桿機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)布料功能,與常規(guī)布料器相比具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、易于維護(hù)、運(yùn)動(dòng)可靠、布料范圍更大、精度更高、占用空間小的優(yōu)勢(shì)。

1　布料器結(jié)構(gòu)及模型簡(jiǎn)化

1.1布料器傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及工作原理

新型布料器結(jié)構(gòu)示意圖見(jiàn)圖1,兩個(gè)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)分別沿兩個(gè)方向驅(qū)動(dòng)活動(dòng)料斗21使之產(chǎn)生擺動(dòng)。通過(guò)控制擺動(dòng)液壓缸Ⅱ和擺動(dòng)液壓缸Ⅰ的擺角可實(shí)現(xiàn)布料器以多種形式布料。一個(gè)方向的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)包括水平布置的擺動(dòng)液壓缸Ⅱ、短桿Ⅰ、短桿Ⅱ、擺環(huán)12和用于將擺環(huán)的角位移傳遞給活動(dòng)料斗的前連桿2和后連桿15,該方向的驅(qū)動(dòng)是圍繞短桿Ⅰ和軸承Ⅰ所形成的第一擺動(dòng)軸線展開(kāi)的。擺動(dòng)液壓缸Ⅱ輸出的扭矩通過(guò)短桿Ⅱ驅(qū)動(dòng)擺環(huán)擺動(dòng)，擺環(huán)的擺動(dòng)通過(guò)連桿傳遞給活動(dòng)料斗，實(shí)現(xiàn)活動(dòng)料斗沿水平軸前后方向的擺動(dòng)。另一個(gè)方向的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)包括擺動(dòng)液壓缸Ⅰ、中間桿18、右擺動(dòng)桿19和左擺動(dòng)桿3，其中右擺動(dòng)桿與中間桿鉸接，左擺動(dòng)桿與圍繞軸承Ⅲ擺動(dòng)的短桿Ⅲ鉸接,該方向的驅(qū)動(dòng)是圍繞活動(dòng)料斗上端邊緣前側(cè)與連桿連接的銷軸Ⅱ所形成的第二擺動(dòng)軸線展開(kāi)的,擺動(dòng)液壓缸Ⅰ的輸出扭矩驅(qū)動(dòng)中間桿擺動(dòng),中間桿的擺動(dòng)通過(guò)與其鉸接的右擺動(dòng)桿轉(zhuǎn)換成上下直動(dòng),從而驅(qū)動(dòng)活動(dòng)料斗實(shí)現(xiàn)沿水平軸左右方向的擺動(dòng)?；顒?dòng)料斗兩個(gè)方向擺動(dòng)的合成運(yùn)動(dòng)實(shí)現(xiàn)該布料裝置的均勻布料動(dòng)作。

1.銷軸Ⅱ　2.前連桿　3.左擺動(dòng)桿　4.短桿Ⅲ　5.軸承Ⅲ 6.銷軸Ⅰ　7.軸承Ⅱ　8.擺動(dòng)液壓缸Ⅱ　9.短桿Ⅱ 10.固定裝料筒　11.銷軸Ⅲ　12.擺環(huán)　13.短桿Ⅰ14.軸承Ⅰ　15.后連桿　16.軸承Ⅳ　17.擺動(dòng)液壓缸Ⅰ18.中間桿　19.右擺動(dòng)桿　20.連接塊　21.活動(dòng)料斗圖1　布料器結(jié)構(gòu)示意圖

1.2布料器模型簡(jiǎn)化及自由度計(jì)算

圖2　布料器連桿機(jī)構(gòu)模型

經(jīng)過(guò)對(duì)布料器機(jī)械結(jié)構(gòu)的分析，可建立布料器連桿機(jī)構(gòu)模型,見(jiàn)圖2。為了簡(jiǎn)化分析，將冗余部分和液壓缸部分去除,之后通過(guò)主軸轉(zhuǎn)角和液壓缸的轉(zhuǎn)角關(guān)系可間接建立溜槽擺角和液壓缸轉(zhuǎn)角的關(guān)系。其中1點(diǎn)處擺動(dòng)液壓缸Ⅱ通過(guò)軸承完成轉(zhuǎn)動(dòng)，通過(guò)軸承座固定；2點(diǎn)連接中間桿和擺動(dòng)液壓缸Ⅰ，是通過(guò)軸承座固定而形成的轉(zhuǎn)動(dòng)中心;3點(diǎn)為前連桿和擺環(huán)通過(guò)銷軸鉸鏈相連而形成的轉(zhuǎn)動(dòng)中心；4點(diǎn)為右擺動(dòng)桿和中間桿通過(guò)銷軸鉸鏈相連而形成的轉(zhuǎn)動(dòng)中心；5點(diǎn)為前連桿和活動(dòng)料斗通過(guò)前十字叉相連而形成的轉(zhuǎn)動(dòng)中心；6點(diǎn)為擺動(dòng)桿和活動(dòng)料斗通過(guò)右十字叉相連而形成的轉(zhuǎn)動(dòng)中心。布料器連桿機(jī)構(gòu)模型屬于雙封閉鏈空間連桿機(jī)構(gòu)，主要由4個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)副(圖中1～4)和2個(gè)球銷副(圖中5、6)組成。該模型的自由度[7]為

F=6N-5P-4Q=6×5-5×4-4×2=2

(1)

式中,F為模型自由度;N為連桿數(shù);P為轉(zhuǎn)動(dòng)副個(gè)數(shù);Q為球銷副個(gè)數(shù)。

2　布料器運(yùn)動(dòng)分析

2.1布料器ADAMS運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真

通過(guò)反位移法求解輸入?yún)?shù),即給定布料軌跡反求液壓缸擺角?？梢岳梅蔷€性方程的迭代算法求出該空間機(jī)構(gòu)的數(shù)值解[8];也可以采用運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真軟件進(jìn)行分析[9]。本文運(yùn)用ADAMS虛擬樣機(jī)技術(shù)對(duì)布料器傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析,可以有效節(jié)省計(jì)算時(shí)間,方便后續(xù)維護(hù)工作。

首先確定旋轉(zhuǎn)溜槽擺角θ、α與驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)角θx、θy的關(guān)系。如圖3所示,旋轉(zhuǎn)溜槽繞X軸順時(shí)針旋轉(zhuǎn)θx角度,然后再繞Y軸逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)θy角度。其結(jié)果等效于旋轉(zhuǎn)溜槽偏離Z軸θ角度，且旋轉(zhuǎn)溜槽重心在OXY面上的投影與X軸的夾角為α。

圖3　溜槽擺角幾何關(guān)系圖

由幾何關(guān)系可知:

cosθ=cosθxcosθy

(2)

sinθcosα=cosθxsinθy

(3)

sinθsinα=sinθx

(4)

由式(2)～式(4)可得

θx=arcsin(sinθsinα)

(5)

θy=arctan(tanθcosα)

(6)

布料器要求能夠?qū)崿F(xiàn)圓形、螺旋形、直線、扇形和不同角度圓形過(guò)渡5種布料形式[10]。在仿真過(guò)程中，給定特定布料形式下溜槽擺角θ、α函數(shù)，以此驅(qū)動(dòng)布料器運(yùn)動(dòng)，從而反求出液壓缸驅(qū)動(dòng)角。分析框圖如圖4所示。

圖4　布料器運(yùn)動(dòng)分析框圖

在Pro/E中,布料器三維模型通過(guò)結(jié)構(gòu)尺寸分析與干涉檢查可知,布料器正常工作最大允許溜槽擺角為40°。以最常用的圓形布料形式,且布料角度為極限角度40°為例進(jìn)行分析,此時(shí)θ為40°,設(shè)置α的靈敏度為36°/s。ADAMS仿真時(shí),θ、α使用弧度表示,驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)角θx、θy分別為

θx=arcsin(sin0.6981 sin0.6283t)

(7)

θy=arctan(tan0.6981 cos0.6283t)

(8)

仿真時(shí)間為10 s,仿真步距為0.01 s,可得到兩驅(qū)動(dòng)液壓缸轉(zhuǎn)角隨時(shí)間變化曲線,如圖5所示。

在考核內(nèi)容上注重質(zhì)量，增設(shè)“學(xué)生”維度，為其提供話語(yǔ)權(quán)，增強(qiáng)課堂參與程度，與教師共同就“觀點(diǎn)內(nèi)容”、“呈現(xiàn)方式”、“表達(dá)能力”、“時(shí)間控制”以及“過(guò)程組織”5方面進(jìn)行多角度審視。在考核方式上涉及“組內(nèi)評(píng)價(jià)”、“組間互評(píng)”和“教師評(píng)價(jià)”，其中，“組內(nèi)評(píng)價(jià)”要求各成員之間就成果貢獻(xiàn)值進(jìn)行評(píng)價(jià)，實(shí)現(xiàn)組內(nèi)監(jiān)督作用，“組內(nèi)互評(píng)”方式要求其他小組按照指定的評(píng)分標(biāo)準(zhǔn)給予現(xiàn)場(chǎng)打分，學(xué)生也由課堂旁觀者變成了課堂參與者、主導(dǎo)者，而“教師評(píng)價(jià)”方式則重點(diǎn)進(jìn)行查漏補(bǔ)缺與適當(dāng)補(bǔ)充。

圖5　θ=40°圓形布料時(shí)液壓缸轉(zhuǎn)角

可知,兩液壓缸轉(zhuǎn)角范圍均在-30°到48°之間,符合擺動(dòng)液壓缸使用條件。為實(shí)現(xiàn)對(duì)液壓缸轉(zhuǎn)角的平穩(wěn)控制,還需要對(duì)上述離散點(diǎn)進(jìn)行擬合。

2.2液壓缸轉(zhuǎn)角MATLAB非線性擬合

當(dāng)圓形布料時(shí)，兩驅(qū)動(dòng)液壓缸的活塞轉(zhuǎn)角周期性變化，可用三角函數(shù)來(lái)擬合。為了保證較高擬合精度，使用三項(xiàng)三角函數(shù)，即兩驅(qū)動(dòng)液壓缸的活塞轉(zhuǎn)角函數(shù)模型：

f(t)=a1sin(b1t+c1)+a2sin(b2t+c2)+a3sin(b3t+c3)

(9)

應(yīng)用MATLAB中l(wèi)sqcurvef it函數(shù)[11]可求解出轉(zhuǎn)角方程中的常數(shù)項(xiàng),從而得到液壓缸轉(zhuǎn)角關(guān)于時(shí)間的函數(shù)(活動(dòng)料斗擺動(dòng)周期T為10 s)：

f1(t)=39.21 sin(0.64t+2.20)+

10.16sin(0.28t-0.09)+1.26sin(2.02t+2.19)

(10)

f2(t)=40.29sin(0.64t+0.82)+10.94sin(0.30t+

0.26)+1.27sin(2.00t-0.28)

(11)

式中,f1(t)為液壓缸Ⅰ的轉(zhuǎn)角;f2(t)為液壓缸Ⅱ的轉(zhuǎn)角。

通過(guò)對(duì)式(10)、式(11)求導(dǎo)可得出40°圓形布料時(shí)液壓缸角速度和角加速度變化情況。對(duì)液壓缸轉(zhuǎn)角進(jìn)行誤差分析,擺動(dòng)液壓缸1行程擬合函數(shù)的均方根誤差為0.031°,最大相對(duì)誤差為0.019%;擺動(dòng)液壓缸2行程擬合函數(shù)的均方根誤差為0.021°,最大相對(duì)誤差為0.034%。

按照上述運(yùn)動(dòng)分析方法，可得到1°～34°圓形布料形式下液壓缸轉(zhuǎn)角函數(shù)。其中最大布料相對(duì)誤差小于0.05%,表明該模型及仿真分析方法能保證較高的機(jī)構(gòu)穩(wěn)定性和布料均勻性。

3　布料器應(yīng)力分析

布料器工作過(guò)程中,由于布料速度值不是很大,布料器所受載荷的變化不快,所以采用靜態(tài)分析方法。以圓形布料為例，在受力最大位置處即旋轉(zhuǎn)溜槽擺動(dòng)到與豎直方向成40°角的位置對(duì)布料器結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度分析計(jì)算,以保證其可靠性。

圖6是連接塊零件圖,分別與連桿、活動(dòng)料斗鉸接,結(jié)構(gòu)尺寸較小且承受較大的循環(huán)載荷，最容易產(chǎn)生疲勞失效,通過(guò)Pro/E運(yùn)動(dòng)仿真可驗(yàn)證該結(jié)論。為了避免軟件間的導(dǎo)入誤差，采用程序化編程方法APDL在ANSYS中完成連接塊建模。采用六面體固體結(jié)構(gòu)單元Solid186劃分網(wǎng)格，它是一個(gè)高階三維20節(jié)點(diǎn)單元，具有二次位移模式，可以更好地模擬不規(guī)則的網(wǎng)格。每個(gè)節(jié)點(diǎn)有3個(gè)平移自由度。單元支持塑性、超彈性、蠕變、應(yīng)力鋼化、大變形和大應(yīng)變能力，同時(shí)六面體網(wǎng)格可大大減小計(jì)算量。布料器工作環(huán)境溫度為200～600 ℃,連接塊材料選擇奧氏體不銹鋼0Cr19Ni9。表1為連接塊材料性能參數(shù)。

圖6　連接塊及其應(yīng)力、約束位置

溫度(℃)材料牌號(hào)彈性模量E(GPa)泊松比μ屈服強(qiáng)度σ0.2(MPa)切變模量G(GPa)2000Cr19Ni91870.267≥20673.8

如圖6所標(biāo)注的應(yīng)力、約束位置,將軸承所受徑向力等效成壓強(qiáng)施加在d面上,同時(shí)將軸向力等效成壓強(qiáng)施加在與軸肩相接觸的e面上；f面與軸承配合，故分析時(shí)將其徑向自由度約束住,g面通過(guò)螺釘與端蓋相連限制軸承的軸向位移，約束其軸向自由度。分析結(jié)果顯示,最大應(yīng)力為117.41 MPa。選取連接塊應(yīng)力較大處的節(jié)點(diǎn),并將這些節(jié)點(diǎn)的平均應(yīng)力及應(yīng)力幅值點(diǎn)與Goodman-Smith曲線比較,評(píng)定結(jié)果如圖7所示。所選節(jié)點(diǎn)的平均應(yīng)力及應(yīng)力幅值均位于連接塊的Goodman-Smith曲線內(nèi)，連接塊滿足無(wú)限疲勞壽命要求。

圖7　連接塊Goodman-Smith曲線

4　結(jié)論

(1)本文設(shè)計(jì)了一種新型空間連桿布料器,提出了一種基于ADAMS和MATLAB軟件的仿真分析方法,并從運(yùn)動(dòng)誤差、疲勞應(yīng)力等方面驗(yàn)證了設(shè)計(jì)的合理性。

(2)通過(guò)擺動(dòng)液壓缸驅(qū)動(dòng)，新型布料器可實(shí)現(xiàn)圓形、螺旋形、直線型、扇形和不同角度圓形過(guò)渡5種布料形式。最大布料角度為40°，布料相對(duì)誤差小于0.05%。

(3)布料器工作環(huán)境溫度為200～600 ℃且長(zhǎng)期承受循環(huán)沖擊載荷作用，新型布料器滿足無(wú)限疲勞壽命要求。

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(編輯盧湘帆)

A New Blast Furnace Distributor and Analyses of Its Movement and Stress

Lin WenqiangGuo Aibo

Northeastern University,Shenyang,110819

A spatial-linkage-based distributor was designed since the complexity and large space occupation of the bell-less top equipment.The authors simplified the fabric construction and developed a mathematical model,the governing equations of rotary cylinder was obtained after the specific trajectory motion simulation using ADAMS as well as the nonlinear fitting with MATLAB.The distributor discussed herein was long subjected to cyclic impact load at 200～600 ℃,fatigue failure was the most common failure mode.Strength calculations of dangerous parts and fatigue assessments of their nodes were conducted using ANSYS,a software of which was based on finite element analysis.Analysis shows that the largest fabric angle of this distributor is of 40°and the relative error is less than 0.05%,the structural strength can meet the requirements of an infinite fatigue life.

distributor;spatial linkage mechanism;ADMAS simulation;finite element analysis

2014-08-13

國(guó)家高技術(shù)研究發(fā)展計(jì)劃(863計(jì)劃)資助項(xiàng)目(2014BAF08B01)

TF572< class="emphasis_italic">DOI

：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.12.006

林文強(qiáng),男,1961年生。東北大學(xué)機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院副教授。主要研究方向?yàn)閺?fù)合材料疲勞強(qiáng)度、機(jī)電一體化設(shè)計(jì)和制造業(yè)信息化管理。發(fā)表論文20余篇。郭愛(ài)波，男，1990年生。東北大學(xué)機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院碩士研究生。