转炉倾动系统扭振力矩计算及缓冲适时调整.docx

转炉倾动系统扭振力矩计算及缓冲适时调整.docx

《转炉倾动系统扭振力矩计算及缓冲适时调整.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《转炉倾动系统扭振力矩计算及缓冲适时调整.docx（13页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

转炉倾动系统扭振力矩计算及缓冲适时调整

转炉倾动系统扭振分析及缓冲适时调整

武钢股份设备维修总厂郭世红

摘要：

建立了武钢炼钢总厂三分厂250t转炉全悬挂倾动机构的扭转振动系统模型，对其动力学特性进行理论研究，分析了运转过程中产生的扭转力矩、最大静力矩和防扭缓冲系统预紧力之间的关系，确定了各种炉况的最佳预紧力。

并按分析计算结果针对具体炉况对防扭缓冲弹簧预紧力进行调整，改善了系统的动力性能，使原转炉频繁“点头”的现象得到控制。

关键词：

转炉倾动系统扭振弹簧调整

1、概述

武钢炼钢总厂三分厂三座转炉倾动机构形式为新型全悬挂、全简支、多点啮合柔性结构式倾动装置（附图1、2），其倾翻过程中产生的扭振力矩是通过二次减速机底部的环形缓冲弹簧来减振的（附图3、4、5），该种结构形式在国内首次使用。

在实际使用过程中,由于环形弹簧的预紧力调整不适当，致使转炉在倾动过程中经常出现明显的扭转振动，俗称炉子“点头”，这种现象使转炉倾动系统动载荷增大，严重地影响倾动机构的正常运转。

本文通过对该转炉倾动机构的动力学特性进行理论研究，提出了如何针对具体炉况对环形弹簧适时调整的理论依据及措施。

改善了转炉倾动机构的动力性能，使转炉频繁“点头”的现象得到控制。

2、炼钢总厂三分厂转炉倾动机构简介

武钢炼钢总厂三分厂三座转炉倾动机构是国内独有，1#、2#炉是DEMAC设计制作，3#转炉是国内制作（DEMAC设计思路），其结构为新型全悬挂、全简支、多点啮合柔性结构式倾动装置，特别适用于大吨位转炉倾动，其特点是一次减速机采用行星差动机构，太阳轮联接力矩平衡连杆装置，高速输入轴两两同步联接，通过太阳轮的浮动，实现传递力矩与传动速度完全均衡，使传动装置运转平稳。

二次减速机小齿轮由两套轴承简支于二次减速机箱体轴承座上，一次减速机经花键套装于二次减速机小齿轮轴外悬轴伸上，一次减速机由固装于二次减速机箱体上的两个铰接杆实现其防摆功能。

即4个一次减速机悬挂于二次减速机上，4点啮合共同驱动二次减速机中的大齿轮，二次减速机悬挂于耳轴上，驱动转炉旋转工作。

倾翻力矩通过其底部的环形缓冲弹簧来予以减振的。

3、炉子“点头”产生机理及其危害

转炉倾动机构是由惯性元件和弹性元件所组成的“质量一弹性系统”，在稳加载荷作用下，弹性元件力矩的变化是平稳的。

但在实际操作中，由于转炉倾动机械在运转中存在着反复频繁的起动、制动、顶渣等操作，及倾动机构中存在的齿轮啮合侧隙，必将会产生突加（突减）载荷，激起弹性系统发生弹性扭振，反映在传动轴上的扭振呈现振动波形变化，即表现出周期性的循环力矩，其直观表现为炉子的“点头”。

倾动机构在突加（或突减）载荷作用下产生瞬态不稳定振动而产生扭振力矩（最大扭振力矩可能是驱动力矩的几倍），如果不采取降低转炉振动载荷的措施（适当的弹簧缓冲），将会导致倾动机构零件的疲劳破坏。

如国内、外的氧气顶吹转炉在生产过程中出现的齿轮轮齿断裂、耳轴断裂等严重事故。

而具有适当预紧力的弹簧缓冲更能够将此扭振力矩所造成的影响降到最低。

炼钢总厂三分厂的3#转炉，在投入生产后，一直存在炉子“点头”明显的现象，其“点头”产生的扭振力矩，主要时通过二次减速机下部的双向缓冲系统进行减振的（附图3），每个缓冲系统内部是采用两套不同直径的环形弹簧同心安装而成（附图4、附图5）。

尽管经过了调整，但由于其弹簧预紧力调整不合适，转炉的“点头”明显的现象一直得不到控制。

4、转炉“点头”所产生扭振力矩的公式推导及计算

转炉倾动在起动时，仅当电机建立起一定的力矩时制动器打开（形成转炉系统的突加力矩），制动时，当直流电机剩余力矩较小时制动器抱紧（形成转炉系统的突减力矩）。

于是转炉倾动就构成了不同的动载荷类型，按加载条件不同可归纳为以下六种动载荷类型：

①阻力起动，包括正力矩的放炉起动和负力矩的抬炉起动，其特点是：

起动之前，静力矩已经加在机构上，倾动机械处于张紧状态，起动时的转动方向与静力矩方向相反；②反拖起动，即起动转动方向与静力矩方向相同，有正力矩抬炉起动和负力矩的放炉起动；③阻力运转制动，即在转炉转动方向与静力矩作用方向相反的运转情况下进行制动，有正力矩放炉运转制动和负力矩抬炉运转制动；④反拖运转制动，有正力矩抬炉运转制动和负力矩放炉运转制动；⑤零区无间隙起动，即在起动之前，机构没有外载荷，倾动机构处于松弛状态，但传动机构各元件无间隙存在；⑥零区间隙起动，即在起动之前，机构没有外载荷，倾动机构处于松弛状态，但传动机构各元件有间隙存在。

实践表明，最大扭振产生在第一和第六两种操作，而第五种又是第六种的一个特例［4］。

故以下的分析计算以产生扭振力矩较大的阻力起动及零区间隙起动计算为主。

4.1、动力学模型建立

在分析及计算扭振力矩时，主动物体包括电机、联轴器及制动轮等飞轮体，从动物体包括转炉本体及托圈，如果将减速机传动齿轮亦作为运动质量，就成了多质量系统，这样，分析及计算是较复杂的。

事实上，减速机传动齿轮的转动惯量与主动、从动物体的转动惯量相比（换算到同一速度轴上），是很小的。

我们计算可忽略这个次要因素，抓住关键部分，将转炉运转系统简化成由惯性元件和弹性元件所组成的“质量一弹性系统”，图1是简化的二质量扭振系统模型。

图1简化的二质量扭振系统模型

4.2、阻力起动扭转力矩表达式的推导

耳轴可以认为是连接驱动端与炉体之间有一定刚度的弹性轴段，当驱动端受到突加力矩Mn的作用时，轴段中实际产生的转矩M是时间t的函数，J1、J2为主动及从动转动惯量，θ1、θ2为主、从动物体的转角，M0为静力矩。

对J1物体：

Mn-M=J1θ1//

得θ1//=

（a）

对J2物体：

M-M0=J2θ2//

得θ2//=

（b）

而

（1）

对

（1）求导M//=K（θ1//-θ2//）

并将（a）、（b）两式代入，得微分方程全解：

（2）

其中：

（2）式即是耳轴所承受的转矩M的变化规律，即耳轴转矩表达式。

当正常启动时，其初始条件：

t=0时，θ1=θ2=θ1/=θ2/=0

得M=K（θ1-θ2）+M0=M0

又M/=K（θ1/-θ2/）=0

代入

（2）式得：

B=0

将A、B值代入

（2）式，经整理后得耳轴转矩表达式为：

（3）

（4）

式中

；

此耳轴的扭振转矩亦由二次减速机下部的环形弹簧缓冲系统所承担，其由三部分组成：

第一部分是静载荷M0；第二部分是由起动时产生的惯性载荷

；第三部分是振动载荷-

COSβt。

图2是转矩变化规律曲线。

图2转矩变化规律

4.3、零区间隙起动扭振力矩表达式［4］：

M间=M0+αMj+（M0+αMj）

×COS（Pt-β）（5）

M间max=η（M0+αMj）+η（M0+αMj）

（6）

式中ω0=

；

取56,为传动机构推算到电机轴上间隙量之和；Mj=Mn-M0；C为该系统的弹性刚度；η为修正系数，取0.3。

从以上两种公式可以看出，在突加力矩Mn的作用时间内，无论是空炉或重炉，其起动后的振动平衡中心是M0+αMj，并逐步衰减，直到有第二次突加力矩作用时，将再激起一阵振动波，并和前次形成互相叠加。

4.4、将相关数据带入计算（具体数据见附录1）

（1）新炉衬状态

新炉衬状态下M0max=6262KN·m（见附图6），将附录1中相关数据代入（4）、（6）表达式得3#炉新炉衬状态下：

M阻力max=7089KN·m；M间max=10172KN·m（转化到耳轴上）。

由于在转炉倾动过程中，以阻力起动及零区间隙起动所产生的扭振力矩值较大，而尤以零区间隙起动产生扭振力矩最大，并且这两种状况所产生的扭振力矩值理论上应以其振动中心M0+αMj=6676KN·m为基本振动中心，实际上，DEMAC厂家考虑平均振动中心值应为2500×3.46=8650KN·m（此即为弹簧预紧力的转换），由此可知转炉原设计扭振力矩的振动中心是按λ（M0+αMj）来确定，于是转炉使用初期：

λ=8650÷6676=1.296。

（2）旧炉衬状态

在转炉使用的后期（旧炉衬状态），起动力矩Mn、λ没有变化，质量分配系数α变化亦不大（可认为是常数），但转炉最大静力矩值已变化成M0max=4054KN·m；则将附录1中相关数据代入（4）、（6）表达式得3#炉旧炉衬状态下：

M阻力max=5051KN·m；M间max=10806KN·m（转化到耳轴上），同样转炉使用后期的振动中心为：

λ×（M0+αMj）=1.296×【4054+0.264×（7830-4054）】=6546KN·m

此值换算到环形弹簧上弹簧的预紧力为6546÷3.46=1891.9（KN）

亦即在目前转炉处于冶炼后期的状况下，3#转炉倾动系统的环形弹簧的预紧力应为1892KN左右，而不是原来的2500KN。

以上的计算结果表明，由于炉体侵蚀及炉口积渣的影响，转炉的静力矩M0在发生变化（变小），其扭振力矩M同步变化（亦变小），如果此时环形缓冲弹簧预紧力一成不变，将直接影响到扭振力矩的减弱程度，从而影响到倾动系统的旋转冲击。

故环形弹簧预紧力应大致跟随炉体的状况变化，这样才能使弹簧缓冲达到最佳效果，延长设备的使用寿命。

5、转炉环形缓冲弹簧预紧力的适时调整

从3#炉新、旧炉衬状态下M0max、M阻力max及M间max值，可以看出这些扭振力矩值均大于此时转炉最大静力矩值，故新、旧炉衬状态下环形弹簧的预紧力不能简单地以转炉的最大静力矩作为预紧的依据，而应以上面计算的结果进行调整。

武钢炼钢总厂三分厂的3#转炉，在投入生产后一直存在炉子明显“点头”的现象，2006年9月，按照DEMAG的设计要求（每组缓冲弹簧的预紧力为2500kN），用带压力表的液压千斤顶，放在A缓冲基础座与A缓冲弹簧芯轴之间（见图5.2），对液压千斤顶加压，使其压力表的压力换算为2450kN左右时停止加压，立刻紧固B弹簧上的弹簧锁紧帽，锁紧后松开液压千斤顶，再将液压千斤顶放到B缓冲基础座与B缓冲弹簧芯轴之间，对液压千斤顶加压，使其压力表的压力仍换算为2450kN左右时停止对液压千斤顶加压，立刻紧固A弹簧上的弹簧锁紧帽，锁紧后松开液压千斤顶，然后松开B缓冲弹簧外套筒固定螺栓，使用液压千斤顶将B缓冲弹簧外套筒顶住（中间有一个过渡盘），其压力保持在1300kN左右（系统调间隙时设计要求），此时检查B缓冲弹簧外套筒与B缓冲基础座之间的间隙，加入该间隙（2.4mm）一半的垫片（因此间隙为两边的间隙之和，故加1.2mm垫片）；松开液压千斤顶，固定该垫片，并紧固B缓冲弹簧外套筒固定螺栓。

将液压千斤顶放到A缓冲基础座，松开A缓冲弹簧外套筒固定螺栓，使用液压千斤顶将A缓冲弹簧外套筒顶住，其压力仍保持在1300kN左右；此时检查A缓冲弹簧外套筒与A缓冲基础座之间的间隙，加入与该间隙相应的垫片（1.2mm垫片），松开液压千斤顶，固定该垫片；并紧固A缓冲弹簧外套筒固定螺栓，整个缓冲系统的预紧力就调整为2450kN。

调整完毕后，炉子“点头”现象依然比较明显。

2007年3月（3#炉处于炉役后期），用带压力表的液压千斤顶，放在A缓冲基础座与A缓冲弹簧芯轴之间（见图5.2）；对液压千斤顶加压，使其压力稍大于2450kN；松开A缓冲弹簧外套筒固定螺栓；将此边2006年所加的垫片及原有的垫片一并取掉；同时立刻松开B弹簧上的弹簧锁紧帽（5mm左右）；然后将液压千斤顶卸压，使弹簧缓慢回位。

液压千斤顶保持其位置不动，重新对液压千斤顶加压，当其压力为1900kN（按照第四章理论计算并结合实际情况的结果）时停止对液压千斤顶加压；立刻紧固B弹簧上的弹簧锁紧帽，此时B弹簧预紧压力为1900kN，之后将液压千斤顶泄压回位；然后将A缓冲弹簧外套筒与A缓冲基础座之间的间隙加满垫片（比原来的垫片要少），并紧固A缓冲弹簧外套筒固定螺栓；再将液压顶放到B缓冲基础座与B缓冲弹簧芯轴之间（方法与放在A处相同，先不加垫片），仍调整A弹簧预紧压力为1900kN。

使用液压千斤顶将B缓冲弹簧外套筒顶住（中间有一个过渡盘），其压力保持在1300kN左右（系统调间隙时设计要求）；此时检查B缓冲弹簧外套筒与缓冲基础座之间的间隙，加入该间隙（10mm）一半的垫片（5mm），松开液压千斤顶；固定该垫片，并紧固B缓冲弹簧外套筒固定螺栓。

将液压千斤顶放到A缓冲基础座，方法同上。

加入该间隙相应的垫片（5mm），松开液压千斤顶；固定该垫片，并紧固A缓冲弹簧外套筒固定螺栓，整个缓冲系统的预紧力就调整为1300kN。

调整完毕后，炉子“点头”现象得到了很大的缓解。

6、使用效果

由于空炉状态下的起动及其它各类动作所产生的扭振力矩较炉体处于最大静力矩状态时起动所产生的扭振力矩小，故我们对弹簧预紧力的调整以最大静力矩状态下产生的扭振力矩为基准，其它如刮渣、顶渣等特殊状况也可被涵盖，至于拆炉、冻炉状况在转炉设计时已考虑到，这里就不一一叙述。

按照上面的公式计算的数据指导现场工作后，环形弹簧得到了最适宜的预紧，以往大幅度、频繁的炉子“点头”现象得到了很大的改善，传动系统机械冲击均较平稳。

如果此转炉继续现在的状况使用下去，隔一段时间必须进行相应的现场观察及计算，对弹簧预紧力进行适当调整。

并且其他转炉上亦可按此方式进行适时调整，确保设备的安全、高效运行。

7、结论

1、当电动机的起动力矩采用等力矩起动方式，且在转炉使用过程中此力矩不作修改的情况下，倾动系统的环形弹簧的缓冲预紧力应与转炉最大静力矩大小成正比，但不能简单地以转炉的最大静力矩作为弹簧的预紧力；

2、缓冲弹簧预紧力不能太大，否则该弹簧类似于半悬挂系统的刚性限位，不能起到降低扭振的作用；缓冲弹簧经预紧后，其总移动量亦不要太大，防止由于悬挂减速机壳产生较大的角位移，造成轮齿两侧反复撞击引起更大的扭转力矩和严重的疲劳破坏；

3、缓冲弹簧压死时的压力应适当大于转炉的最大事故力矩。

参考文献：

[1]氧气转炉炼钢设备。

谭牧田编。

机械工业出版社。

1983年

[2]机械设计手册。

成大先编。

化学工业出版社。

2006年

[3]机械振动。

季文美、方同等编。

科学出版社。

1985年

[4]炼钢设备。

潘毓淳编。

机械工业出版社。

1982年

[5]罗振才主编.炼钢机械[M].北京：

冶金工业出版社，2006年

[6]刘宏昭,苏志霄等编.全悬挂转炉倾动机构的动力学仿真研究[J].重型机械,1999

[7]廖道训主编.全悬挂多点啮合柔性传动动态响应的数字仿真[J].华中理工大学学报,1990增刊

[8]刘宏昭,苏志霄等编.全悬挂多柔传动机构动特性解析分析[J].重型机械,1997

[9]黄培文主编.机械振动的动载荷计算方法[M].湖北：

华中工学院出版社,1986年

[10]张昌富,叶伯英编.冶金机械[M].北京：

冶金工业出版社,2006

[11]刘鸿文.材料力学[M].北京：

高等教育出版社,1979

[12]闻邦椿,刘树英等编.机械振动学[M].北京：

冶金工业出版社,1999年

[13]刘白雁主编.机电系统动态仿真—基于MATLAB/Simulink[M].湖北：

机械工业出版社,2005

[14]王律躬主编.柔性支承传动装置的隔振[J].重型机械,1988

[15]廖道训等，全悬挂多点啮合柔性传动动态响应的数字仿真[J].华中理工大学学报,1990增刊

附录1：

转炉倾动系统扭振力矩计算的相关数据资料

1）转炉系统的转动惯量

由于简化假定，本文转动惯量仅计算炉体（含钢水）、倾动高速轴的数据。

①J1（倾动高速轴转动惯量）J1=207.12（Kg·m2）

②J2（转炉及托圈转动惯量）J2=73.16（Kg·m2）——转换到高速轴上

③J3（转炉垂直状态时所装303t钢水转动惯量）

J3=11.8（Kg·m2）——转换到高速轴上

④J4（转炉最大倾动静力矩状态时钢水转动惯量）

J4=1.2（Kg·m2）——转换到高速轴上

2）其它数据

①主动质量与从动质量间的传动轴刚性系数

C=8.21×103（N.m/rad）（推算到高速轴上）

②在转炉最大倾动静力矩阻力起动时，

=0.264；

③在转炉垂直状态零区间隙起动时，

=0.291；

④倾动减速机总速比为i=602；传动效率η1=0.87

⑤倾动直流电机功率N=300kW，共Z=4台，额定转速n=900转/分

系统的起动力矩［1］：

Mn=Z×1.15×

=14950（N·m）

转换到耳轴轴线上为Mn=602×14950×0.87=7830（KN·m）

⑥按原设计值，3#炉新炉衬静力矩最大值为6262KN·m，旧炉衬静力矩最大值为4150KN·m（见附图6）。

但是，由于转炉设计时的结渣量是按24.5t作为依据（见附图6），但目前3#炉的结渣量较多约为40t，那么，3#转炉目前旧炉衬的最大静力矩值可近似为：

M0=4150-（40-24.5）×6.2=4054（KN·m）

⑦在零区，炉体的静力矩即为转炉的摩擦力矩：

M0/=（空炉重量+铁水重量+托圈重量+悬挂齿轮箱重量）×

=323.3KN·m

推算到电机轴上为M0=323.3÷602÷0.87=617N·m

附图1倾动装置图

附图3倾动缓冲系统总图