任學(xué)平，朱天宇

（內(nèi)蒙古科技大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，內(nèi)蒙古包頭 014010）

0 引言

無料鐘高爐爐頂布料器是無料鐘高爐爐頂設(shè)備的核心部件，長期在重載、高溫、高壓、多粉塵的爐內(nèi)惡劣環(huán)境下工作，其運(yùn)行情況直接影響到整座高爐的正常工作[1]。針對某煉鐵廠的實(shí)際情況，經(jīng)實(shí)際調(diào)研，該布料器出現(xiàn)故障的部件之一是其中的大型交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承。該部件在生產(chǎn)過程中會發(fā)生滾柱破壞的情況，造成回轉(zhuǎn)支承卡死，最后導(dǎo)致驅(qū)動電機(jī)停機(jī)直至整座高爐停產(chǎn)。

回轉(zhuǎn)支承主要分為四點(diǎn)接觸球式、雙排角接觸球式交叉圓柱滾子式、交叉圓錐滾子式和三排圓柱式4個系列。目前國內(nèi)外的研究主要集中于單排四點(diǎn)接觸球式和三排滾柱式回轉(zhuǎn)支承。

戴永奮等[2]利用L-P 理論進(jìn)行疲勞壽命理論計(jì)算，并結(jié)合Fe-safe 疲勞分析軟件進(jìn)行疲勞壽命仿真計(jì)算，得到三排滾柱式回轉(zhuǎn)支承的滾道最小安全系數(shù)和最少應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。Zupan S.和Prebil I.[3]建立了單排四點(diǎn)接觸球轉(zhuǎn)盤軸承的靜力學(xué)平衡方程組，分析了軸承的承載能力與接觸幾何參數(shù)之間的關(guān)系。

目前對單排交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承的動力學(xué)仿真研究相對較少，本文通過分析單排交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承的受力情況，建立幾何模型與虛擬樣機(jī)模型，分析了在不同載荷不同溜槽傾角情況下滾道與滾子的接觸力情況，對回轉(zhuǎn)支承在該煉鐵廠的實(shí)際應(yīng)用有十分重要的意義。

1 建模及外載荷分析

大型高爐布料器下回轉(zhuǎn)支承的主要參數(shù)如表1所示。

表1 回轉(zhuǎn)支承結(jié)構(gòu)參數(shù)表

根據(jù)表1 中所示的數(shù)據(jù)，建立回轉(zhuǎn)支承三維模型。交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承主要由內(nèi)圈、外圈、滾動體和保持架組成。省略不影響計(jì)算的密封圈、保持架等結(jié)構(gòu)。最終裝配效果如圖1所示。

假設(shè)軸承外圈固定，內(nèi)圈受徑向載荷Fr、軸向載荷Fa和傾覆力矩M 的聯(lián)合作用，從而產(chǎn)生3 個方向的位移，分別為徑向位移σr、軸向位移σa和傾角位移θ。在軸承軸向平面內(nèi)，交叉滾子轉(zhuǎn)盤軸承的滾道是由4條線段組成的；受載荷作用的滾子與內(nèi)圈滾道的一條滾道和相對方向上的外圈滾道上的另一條滾道產(chǎn)生線接觸，稱這兩個線接觸為一個接觸對[4]。如滾子與內(nèi)圈的上半滾道、外圈的下半滾道所產(chǎn)生的接觸對為接觸對1，另一個接觸對則為接觸對2。

圖1 交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承結(jié)構(gòu)圖

外載荷：交叉滾柱式回轉(zhuǎn)支承在布料器中主要承受的外載荷有軸向力（均勻分布于每個滾動體），傾覆力矩M和徑向力Fr[5]。經(jīng)研究發(fā)現(xiàn)，徑向力Fr對實(shí)際影響較小，可不予考慮。回轉(zhuǎn)支承受力簡圖如圖2所示。

圖2 回轉(zhuǎn)支承受力簡圖

2 布料器傳動路線分析

布料器結(jié)構(gòu)簡圖如圖3 所示。布料器安裝于爐頂鋼圈上，依靠溜槽旋轉(zhuǎn)及傾動完成高爐物料的多環(huán)布料。具體通過以下各零部件完成。

（1）溜槽旋轉(zhuǎn)（β角運(yùn)動）主傳動：主電機(jī)—小齒輪—上部回轉(zhuǎn)支承—耳軸轉(zhuǎn)套—溜槽[6]。

（2）溜槽傾動（α角運(yùn)動）副傳動：直線油缸—托圈—下部回轉(zhuǎn)支承—鋼圈—曲柄—溜槽。

圖3 布料器結(jié)構(gòu)簡圖

3 極限位置受力分析及動力學(xué)仿真

3.1 溜槽傾角α =3°

根據(jù)布料器傳動路線分析可知，在布料時，溜槽先進(jìn)行α 角傾動運(yùn)動，運(yùn)動到指定角度時傾動運(yùn)動停止，開始進(jìn)行圓周方向的β角轉(zhuǎn)動[7]。

本文研究溜槽α 角運(yùn)動的兩個極限情況，分別為3° 和55° 。經(jīng)研究，溜槽傾動α =3° 時所需曲柄提供的力最大，為294 640 N，方向向上。所以曲柄對回轉(zhuǎn)支承內(nèi)圈的反作用力為294 640 N，方向向下。由于溜槽和托架的重心不經(jīng)過回轉(zhuǎn)支承的回轉(zhuǎn)中心，所以二者的重力會對回轉(zhuǎn)支承中心產(chǎn)生力矩。將重力移動到回轉(zhuǎn)支撐中心，等效為一個向下89 420 N 的力以及一個62 057 N· m的力矩。此時回轉(zhuǎn)支承總體受外載荷情況為外圈固定，內(nèi)圈受向下294 640 N 的力；中心點(diǎn)受方向向下89 420 N 的力以及 62 057 N· m 的力矩?？傮w受力簡圖、軸向力和力矩對回轉(zhuǎn)支承作用力如圖4所示[8]。

將建立好的回轉(zhuǎn)支承模型導(dǎo)入到動力學(xué)分析軟件Adams中，對滾動體進(jìn)行編號，設(shè)置材料類型為結(jié)構(gòu)鋼，設(shè)置滾動體與內(nèi)外圈的接觸類型為摩擦接觸，并設(shè)置摩擦參數(shù)等[9-10]。

跟據(jù)廠方提供的資料得知，回轉(zhuǎn)支承轉(zhuǎn)速為8 r/min，設(shè)置驅(qū)動為step（time，0，0 d，0.5，48 d），設(shè)置驅(qū)動類型為速度激勵，表示從0～0.5 s內(nèi)轉(zhuǎn)速從0上升至48 d/s，然后以此轉(zhuǎn)速做勻速圓周運(yùn)動，設(shè)置仿真時間為2.5 s，仿真步數(shù)2 000步。在后處理中逐一對比各個滾柱與內(nèi)外圈的接觸力大小，得到第一組滾柱中平均接觸力最大的滾柱為160號滾柱[11]。提取160號滾子與內(nèi)外圈的接觸力，如圖5所示。

圖4 α =3° 時回轉(zhuǎn)支承受力簡圖

圖5 160號滾子接觸力

由滾動體與內(nèi)圈的接觸力曲線可知，啟動瞬間接觸力突然增大，然后下降趨于穩(wěn)定，并保持在一定范圍內(nèi)波動，平均值為1 376 N。除去啟動時的瞬時接觸力，最大值為3 512 N。

滾動體與外圈的接觸力變化趨勢和與內(nèi)圈的基本一致，運(yùn)行平穩(wěn)后在一定范圍內(nèi)波動，平均值為1 349 N，最大值為3 511 N。滾動體與內(nèi)外圈的平均接觸力大小和極值都十分接近。

接觸對2 中受力最大滾子為35 號。其受力曲線圖變化趨勢基本與160號滾子的受力圖相同，這里只給出具體數(shù)值：與內(nèi)圈的接觸力平均值為2 029 N，最大值為3 521 N；與外圈的接觸力平均值為2 034 N，最大值為3 524 N。

3.2 溜槽傾角α =55°

溜 槽 傾 動 α =55°時，曲柄力向下，所以曲柄對回轉(zhuǎn)支承內(nèi)圈的反作用力向上，為189 440 N。對溜槽和托架的重力進(jìn)行力矩等效，如上文所述。最終回轉(zhuǎn)支承的受力為：外圈固定，內(nèi)圈受向上100 020 N 的力，中心受一個813 72.2 N· m的力矩。受力簡圖如圖6所示[12]。

按照上述理論，找到第一組受力最大滾子，此模型對應(yīng)為35號滾子。

由35號滾柱與內(nèi)外圈的接觸力曲線可知，滾子與內(nèi)圈接觸力平均值為1 887 N，最大值為3 944 N；與外圈的平均接觸力為1 892 N，最大值為3 947 N。

第二組中，受力最大的滾子為160 號。具體數(shù)值為：與內(nèi)圈的平均接觸力為1 285 N，最大值3 437 N；與外圈的平均接觸力為1 258 N，最大值4 032 N。

根據(jù)仿真得出的數(shù)據(jù)，整理表格如表2所示。

圖6 α =55° 時回轉(zhuǎn)支承受力

圖7 35號滾子接觸力

表2 接觸力匯總表

3.3 滾柱端面速度對比

在α =3°的情況下，在160號滾子的上下兩端面上分別建立2個marker點(diǎn)，如圖8所示。

圖8 在滾柱兩端面上建立marker點(diǎn)

然后分別提取這兩點(diǎn)的速度曲線圖，如圖9 所示。由圖可知，兩點(diǎn)的速度曲線圖十分相似，下端面上marker 點(diǎn)的速度平均值為577 mm/s，極值為1 050 mm/s；上端面上marker點(diǎn)的速度平均值為594 mm/s，極值為1 257 mm/s。不難發(fā)現(xiàn)，此現(xiàn)象具有普遍性，因此這里只給出α =3°時160 號滾柱的情況，其余情況下滾柱也具有同樣的特性。

圖9 滾柱兩端面上marker點(diǎn)的速度曲線圖

4 結(jié)束語

經(jīng)以上研究，對所得數(shù)據(jù)進(jìn)行歸納總結(jié)，得出結(jié)論如下：

（1）同一度數(shù)下，同一滾子與內(nèi)外圈的接觸力平均值和最大值都十分接近，說明滾子受力均衡，運(yùn)動平穩(wěn)，并無滾柱與某一側(cè)滾道過分?jǐn)D壓的情況；

（2）滾子在運(yùn)動過程中上下兩端面的速度平均值和最大值都非常接近，說明并未發(fā)生滾子在滾道中傾斜或側(cè)翻的情況，再次印證了（1）中滾子運(yùn)動平穩(wěn)的說法，驗(yàn)證了模型的正確性。

經(jīng)過如上研究以及實(shí)際調(diào)查，可知滾柱在工作中的運(yùn)動情況較為平穩(wěn)，并未發(fā)生滾柱在滾道間傾翻的現(xiàn)象，受力也滿足使用需要。但在實(shí)際應(yīng)用中，仍會發(fā)生滾柱未達(dá)到預(yù)期壽命便發(fā)生破壞的情況，可能是由于使用或安裝過程中的不當(dāng)行為造成的，如內(nèi)外圈上緊固螺栓的預(yù)緊力過大、安裝誤差較大等。因此在今后的使用中，應(yīng)盡量減小安裝誤差、多注意潤滑、及時維護(hù)，以免發(fā)生過早的破壞。

通過對高爐布料器大型回轉(zhuǎn)支承進(jìn)行動力學(xué)仿真，得到溜槽傾角兩個極限位置的滾柱受力情況，并對得到的數(shù)據(jù)進(jìn)行分析對比，得出的結(jié)論為回轉(zhuǎn)支承在該煉鐵廠的實(shí)際應(yīng)用以及后續(xù)的承載能力、壽命分析提供數(shù)據(jù)依據(jù)。