高爐布料器下回轉支承的動力學特性仿真研究

任學平，朱天宇

（內蒙古科技大學 機械工程學院，內蒙古包頭 014010）

0 引言

無料鐘高爐爐頂布料器是無料鐘高爐爐頂設備的核心部件，長期在重載、高溫、高壓、多粉塵的爐內惡劣環境下工作，其運行情況直接影響到整座高爐的正常工作[1]。針對某煉鐵廠的實際情況，經實際調研，該布料器出現故障的部件之一是其中的大型交叉滾柱式回轉支承。該部件在生產過程中會發生滾柱破壞的情況，造成回轉支承卡死，最后導致驅動電機停機直至整座高爐停產。

回轉支承主要分為四點接觸球式、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。目前國內外的研究主要集中于單排四點接觸球式和三排滾柱式回轉支承。

戴永奮等[2]利用L-P 理論進行疲勞壽命理論計算，并結合Fe-safe 疲勞分析軟件進行疲勞壽命仿真計算，得到三排滾柱式回轉支承的滾道最小安全系數和最少應力循環次數。Zupan S.和Prebil I.[3]建立了單排四點接觸球轉盤軸承的靜力學平衡方程組，分析了軸承的承載能力與接觸幾何參數之間的關系。

目前對單排交叉滾柱式回轉支承的動力學仿真研究相對較少，本文通過分析單排交叉滾柱式回轉支承的受力情況，建立幾何模型與虛擬樣機模型，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，對回轉支承在該煉鐵廠的實際應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支承的主要參數如表1所示。

表1 回轉支承結構參數表

根據表1 中所示的數據，建立回轉支承三維模型。交叉滾柱式回轉支承主要由內圈、外圈、滾動體和保持架組成。省略不影響計算的密封圈、保持架等結構。最終裝配效果如圖1所示。

假設軸承外圈固定，內圈受徑向載荷Fr、軸向載荷Fa和傾覆力矩M 的聯合作用，從而產生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，交叉滾子轉盤軸承的滾道是由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生線接觸，稱這兩個線接觸為一個接觸對[4]。如滾子與內圈的上半滾道、外圈的下半滾道所產生的接觸對為接觸對1，另一個接觸對則為接觸對2。

圖1 交叉滾柱式回轉支承結構圖

外載荷：交叉滾柱式回轉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]。經研究發現，徑向力Fr對實際影響較小，可不予考慮。回轉支承受力簡圖如圖2所示。

圖2 回轉支承受力簡圖

2 布料器傳動路線分析

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

（1）溜槽旋轉（β角運動）主傳動：主電機—小齒輪—上部回轉支承—耳軸轉套—溜槽[6]。

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

圖3 布料器結構簡圖

3 極限位置受力分析及動力學仿真

3.1 溜槽傾角α =3°

根據布料器傳動路線分析可知，在布料時，溜槽先進行α 角傾動運動，運動到指定角度時傾動運動停止，開始進行圓周方向的β角轉動[7]。

本文研究溜槽α 角運動的兩個極限情況，分別為3° 和55° 。經研究，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。所以曲柄對回轉支承內圈的反作用力為294 640 N，方向向下。由于溜槽和托架的重心不經過回轉支承的回轉中心，所以二者的重力會對回轉支承中心產生力矩。將重力移動到回轉支撐中心，等效為一個向下89 420 N 的力以及一個62 057 N· m的力矩。此時回轉支承總體受外載荷情況為外圈固定，內圈受向下294 640 N 的力；中心點受方向向下89 420 N 的力以及 62 057 N· m 的力矩。總體受力簡圖、軸向力和力矩對回轉支承作用力如圖4所示[8]。

將建立好的回轉支承模型導入到動力學分析軟件Adams中，對滾動體進行編號，設置材料類型為結構鋼，設置滾動體與內外圈的接觸類型為摩擦接觸，并設置摩擦參數等[9-10]。

跟據廠方提供的資料得知，回轉支承轉速為8 r/min，設置驅動為step（time，0，0 d，0.5，48 d），設置驅動類型為速度激勵，表示從0～0.5 s內轉速從0上升至48 d/s，然后以此轉速做勻速圓周運動，設置仿真時間為2.5 s，仿真步數2 000步。在后處理中逐一對比各個滾柱與內外圈的接觸力大小，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號滾子與內外圈的接觸力，如圖5所示。

圖4 α =3° 時回轉支承受力簡圖

圖5 160號滾子接觸力

由滾動體與內圈的接觸力曲線可知，啟動瞬間接觸力突然增大，然后下降趨于穩定，并保持在一定范圍內波動，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圈的基本一致，運行平穩后在一定范圍內波動，平均值為1 349 N，最大值為3 511 N。滾動體與內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，這里只給出具體數值：與內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，所以曲柄對回轉支承內圈的反作用力向上，為189 440 N。對溜槽和托架的重力進行力矩等效，如上文所述。最終回轉支承的受力為：外圈固定，內圈受向上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，此模型對應為35號滾子。

由35號滾柱與內外圈的接觸力曲線可知，滾子與內圈接觸力平均值為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。具體數值為：與內圈的平均接觸力為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。

根據仿真得出的數據，整理表格如表2所示。

圖6 α =55° 時回轉支承受力

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，如圖8所示。

圖8 在滾柱兩端面上建立marker點

然后分別提取這兩點的速度曲線圖，如圖9 所示。由圖可知，兩點的速度曲線圖十分相似，下端面上marker 點的速度平均值為577 mm/s，極值為1 050 mm/s；上端面上marker點的速度平均值為594 mm/s，極值為1 257 mm/s。不難發現，此現象具有普遍性，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點的速度曲線圖

4 結束語

經以上研究，對所得數據進行歸納總結，得出結論如下：

（1）同一度數下，同一滾子與內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，運動平穩，并無滾柱與某一側滾道過分擠壓的情況；

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

經過如上研究以及實際調查，可知滾柱在工作中的運動情況較為平穩，并未發生滾柱在滾道間傾翻的現象，受力也滿足使用需要。但在實際應用中，仍會發生滾柱未達到預期壽命便發生破壞的情況，可能是由于使用或安裝過程中的不當行為造成的，如內外圈上緊固螺栓的預緊力過大、安裝誤差較大等。因此在今后的使用中，應盡量減小安裝誤差、多注意潤滑、及時維護，以免發生過早的破壞。

通過對高爐布料器大型回轉支承進行動力學仿真，得到溜槽傾角兩個極限位置的滾柱受力情況，并對得到的數據進行分析對比，得出的結論為回轉支承在該煉鐵廠的實際應用以及后續的承載能力、壽命分析提供數據依據。