基于流固耦合的轉爐托圈熱應力仿真

喬翠俠,包家漢,王良林

(1.安徽工業大學機械工程學院,安徽 馬鞍山 243002;2.安徽華凌汽車股份有限公司,安徽 馬鞍山 243002)

1 前言

某鋼廠 300 t爐體與托圈的聯接裝置采用VA I的 CON-L I NK聯接方式,該裝置由三組豎直方向的鉸形聯接、二組水平方向的鉸形聯接以及出鋼側的水平托板組成。六組組件限制爐殼的六個自由度,并始終保持爐體在托圈中的正確位置。而使用兩年后出鋼側靠驅動端耳軸部位出現的裂紋如圖 1所示。為探討裂紋產生的原因,對轉爐托圈進行強度分析,驗證托圈強度是否滿足使用要求。

圖 1 托圈耳軸部位裂紋圖

轉爐托圈因受熱輻射、熱傳導等產生多種熱負荷,各個部分溫度變化不同,且熱源分布的不均勻性和托圈結構的復雜性,所形成的溫度場也是不均勻的[1]。托圈因產生不同程度的熱變形而產生裂紋以至損壞,因而轉爐托圈結構熱特性的研究在生產中具有現實意義。

對轉爐托圈的熱特性研究是很困難的[2]。國外學者大多采用理論的方法對托圈應力進行計算,如馬倫和福爾克及佩加克推出了熱負荷的計算方法,但是此方法忽略了托圈與爐體間的復雜接觸,因此計算結果不能反映力的作用的靜不定和接觸部位復雜的力的作用。近年來,隨著計算機技術的發展,利用有限元軟件去模擬托圈的應力成為研究的主要方法之一,美國 Charles Aschacht把爐襯、爐殼和托圈支撐部件當作一個系統建立了有限元模型,分別討論在熱膨脹作用和重力作用下的托圈腹板、加筋板應力分布和托圈的變形。但研究忽略了冷卻水影響,計算應力比實際的應力要大。段明南等人[3]用三維有限元方法,初步計算了機械應力和溫度應力的耦合問題,但其僅考慮外部主要結構,將更為復雜的內部結構簡化,使托圈應力水平和變形水平發生變異,有可能丟失最高應力區;忽略接觸應力,不考慮內部復雜結構,不考慮爐體與托圈和球面支承的熱接觸傳導等前提,對托圈作簡單的熱 -流和熱 -機應力計算,也不能真實反應托圈的應力和變形狀態,不能對具有復雜空間結構的托圈的強度和剛度給出可靠的計算結果。托圈與爐體、托圈與球面支承、球面支承與托圈和爐體都存在復雜接觸,模擬實際的接觸情況是十分必要的。吳林峰[4]考慮了熱傳導和接觸非線性,建立了轉爐托圈的完整模型,對托圈進行了熱分析和耦合分析。但通過擬合溫度函數對托圈加載,不考慮爐體的輻射及水冷,簡單地將爐體外載直接按經驗或均勻地分配于托圈上,不能反映力的作用的靜不定方式;另外接觸通過采用綁定來防止托圈聯接部位剛體位移,與實際接觸狀態不符,也不能反映相接觸部件間力的傳遞及其剛性等相關特性,勢必不能準確地計算真實的載荷情況,將對應力分布狀況作出不可靠的預測,也不能準確地分析托圈的復雜應力和變形。

本文綜合考慮爐體對托圈的輻射、水體和托圈之間的對流換熱、材料內部的熱傳導作用以及聯接裝置與爐體和托圈間的接觸傳熱等因素,采用流固耦合的方法模擬托圈的實際的溫度分布,并在溫度模擬真實性的基礎上利用間接耦合方法對托圈的熱應力進行模擬。

2 有限元模型的建立

2.1 實體模型

由于托圈整體的受力狀況十分復雜,應考慮真實的三維空間結構和真實的受力情況,進行合理的應力和變形分析。本文采用三維 CAD軟件建立了轉爐 -聯接裝置 -托圈 -流體模型,并導入有限元軟件中,如圖 2所示。托圈的空間結構剛度變化大,要得到可靠的應力和變形的計算結果,需要考慮幾何非線性 (接觸)問題。考慮構件間的接觸力,有利于合理、真實地分配載荷,有利于計算接觸處及接觸區域附近的接觸應力。托圈受到轉爐的熱輻射、球鉸多處的熱傳導、流動冷卻水和托圈外表面的熱交換等復雜傳熱,使其受到復雜的熱應力,長期的行業經驗表明,熱應力在總應力中占主導地位。

圖 2 轉爐托圈裝配模型

2.2 有限元和接觸模型

在流固耦合分析中,流體采用 FLU I D142單元,固體采用 SOL I D70單元分析。由于爐體與托圈之間及其聯接裝置之間有 32處接觸,接觸部分網格質量不僅影響計算收斂性,而且對托圈流固耦合和熱 -機耦合應力的分析結果影響較大。因此在接觸部位采用六面體劃分且對網格進行嚴格的控制。接觸單元選擇 CONTAC173,目標單元選用與其配對的 TARGE170單元,接觸采用了柔體-柔體的面 -面接觸類型。進行托圈熱 -流耦合分析時,接觸單元 CONTAC173的 KEY OPT(3)=2給定,設定其只有溫度自由度,在實常數中設置接觸面間的熱導系數為 2 500 W/m3。進行熱應力分析時,將熱 -流單元轉化為結構分析單元,給定接觸單元 CONT AC173的 KEY OPT(3)=0,選擇接觸單元的自由度為 X、Y、Z向的平動自由度,使得接觸所對應的實常數的熱導系數不起作用。劃分后共有 110 866個節點,328 580個單元,其中水體單元占 39.4%,托圈占 43.4%,爐體占6.7%,其它為聯接裝置。

3 流固耦合溫度場模擬

3.1 流固耦合邊界條件

根據現場測試的結果,發現爐體溫度在圓周方向上中間高兩邊低,高度方向上中間高兩頭低。基于以上溫度分布特點,在圓周方向溫度用正弦函數來模擬,而高度方向按線性分布來模擬。

設置托圈與水流的分界面為流固耦合界面并視為不可滑移邊界[5]。流體邊界包括水的進出口壓力。流體的進口壓力為 0.8 MPa,進口溫度為29℃,出口壓力為 0.4 MPa。爐體、托圈的材料大部分相同,分析時托圈和爐體輻射系數均為0.5。另外因轉爐托圈的裝配結構,托圈不同部位在空氣中裸露程度不同,所加對流系數也不同。

3.2 焊接人孔托圈流固耦合溫度分析結果

通過反復調節流體屬性、托圈與空氣間的對流系數、托圈與爐體之間的輻射系數,調整托圈溫度分布,直到模擬結果與實測溫度誤差很小,托圈實測溫度如圖 3所示。托圈溫度場最終模擬結果如圖 4所示。

圖 3 出鋼側轉爐托圈實測溫度

提取計算結果并與實測溫度比較可知托圈外表面溫度與實測溫度基本相同;托圈下表面溫度與實測溫度誤差 1.4%左右;護板溫度與實測溫度誤差 3%左右。兩側水平吊耳溫差最大誤差為5%,防護板溫差最大誤差 4.8%。由以上數據可知轉爐托圈的溫度分布與實測溫度比較接近。

圖 4 托圈溫度場模擬結果

4 托圈及聯接裝置熱應力分析

4.1 熱應力產生原因

當溫度變化所引起的膨脹或收縮受到限制時才會在物體內產生應力。除了物體的整體膨脹或收縮受到限制產生應力外,在同一物體中,由于各部分溫度分布不均,則在物體內各相鄰部分也會因收縮或膨脹不均而相互約束產生應力。另外,對于不均質的物體,即使整個物體溫度是均勻的,也會產生熱應力。

鑒于轉爐托圈結構復雜,又是重要的承壓部件,在其工作的過程中,由于不同部件或同一部件的不同部位存在溫度差,就產生了熱應力。這些熱應力在熱 -機耦合應力中占有相當大的比重,吳迪平指出溫度應力是機械應力的 2～3倍[6],其大小直接影響到零部件的強度和疲勞壽命,成為設計和運行中的主導應力。

4.2 載荷與邊界條件

在耳軸軸線部位,建立局部坐標系,對驅動側耳軸和游動側耳軸的軸頸段外表面節點,限制其徑向位移,但允許轉動和軸向竄動,在傳動側耳軸端面施加軸向和圓周方向的約束,與前面限制的徑向位移一起,完全限制了托圈的剛體位移,再把溫度場的結果讀進來,作為應力分析的熱源載荷加入托圈模型上。

熱應力是由溫度分布不均引起的,在求解熱應力時,應忽略重力的關系。溫度應力與托圈在何位置沒有大的影響,只需求解某一個角度的溫度應力即可,以下求解的是爐體未傾動時所對應的溫度應力。

4.3 結果分析

4.3.1 焊接人孔無缺陷時托圈熱應力計算結果與分析

從求解結果中提取轉爐托圈的應力,檢驗托圈的強度是否滿足強度要求,即檢驗托圈的最大應力是否小于托圈材料的屈服極限。在進行托圈分析時,耳軸部位由于限制了其徑向和軸向約束,這將導致熱應力急劇增加,會造成此部位計算不準確,分析托圈的應力應去掉兩端耳軸。

托圈最大應力為 249MPa(圖 5),在出鋼側無縫鋼管與內腹板焊接處,此處結構不連續,造成溫度梯度高,另外托圈內部溫度最高,所以此處應力最大。托圈內部立板與托圈外腹板、內腹板以及上下蓋板聯接處應力集中,在加上托圈受到爐體輻射后溫度升高,受熱膨脹,溫度梯度大,而鋼管和內立板與外腹板、內腹板以及上下蓋板焊接在一起,其聯接過度處不能膨脹,導致應力增大,如圖 5所示。

圖 5 托圈米塞斯應力

4.3.2 開設活動人孔時的托圈熱應力分析

為了提高托圈外腹板的強度,避免焊接人孔處開裂,以及便于檢修托圈內部隔板某鋼廠準備在托圈的原焊接人孔處將開裂的焊接板挖掉,安裝活動人孔。為了探討安裝活動人孔后托圈應力分布以及人孔處的應力是否會發生明顯變化,托圈及其聯接裝置強度是否滿足要求,需進行熱應力分析。為了便于比較,加人孔后不改變流固耦合的約束,即不改變托圈整體溫度分布。熱分析的約束與未加人孔一樣,提取熱應力計算結果。托圈整體應力如圖 6所示,托圈最大應力出現在出鋼側最外側無縫鋼管與內腹板焊接處,最大為258 MPa,與焊接人孔情況同出現在出鋼側無縫鋼管與內腹板焊接處,出現原因與焊接人孔時相同。

圖 6 托圈整體應力

4.3.3 焊接人孔無缺陷和開設活動人孔時托圈應力比較

表 1列出了焊接人孔無缺陷和開設活動人孔兩種情形下托圈及聯接裝置的熱應力。兩種情形的區別在于人孔部位的應力分布有所不同,其它部位所受溫度載荷相同,因此除了人孔部位,托圈其它部位應相差不大。

表 1 托圈及聯接裝置熱應力

5 結論

焊接人孔與活動人孔熱應力最大誤差為10%,且為外腹板。由于兩種情況下,外腹板結構的改變,另外網格劃分不同,因此在外腹板處應力有一定的差別。由表 1知焊接人孔無缺陷時托圈的最大應力 249 MPa,開設活動人孔時最大應力為 258 MPa,都出現在托圈內腹板與無縫鋼管的焊接處,此處在結構上不連續,造成此處溫度梯度較大,因此應力較大。托圈內腹板材料為 16 MnR,脈動疲勞極限為274.1 MPa[7],因此單獨就熱應力而言,托圈有一定的安全裕度,不會造成托圈損壞。為了進一步探討裂紋產生的原因,對托圈進行熱 -機耦合應力計算很有必要的。

[1] 羅振才.煉鋼機械 (二版)[M].北京:冶金工業出版社,1989.

[2] 李鋒,何建榮,高峻峰.轉爐托圈熱應力的有限元分析[J].機械設計與制造,2008,10(10):69-70.

[3] 段明南,吳迪平,臧勇等.80t轉爐托圈溫度場測試及熱機耦合應力分析[J].煉鋼,2005,21(6):44-47.

[4] 吳林峰.托圈機械熱應力耦合三維非線性分析[D].南京:南京理工大學,2005.

[5] 陳紅巖,李迎,李孝祿.柴油機流固耦合傳熱仿真研究[J].中國計量學院學報,2006,17(4):284-288.

[6] 吳迪平,鄒家祥,李向東.轉爐托圈溫度應力模態分析[J].冶金設備,1997,(2):6-9.

[7] 成大先.機械設計手冊 (五版)[M].北京:化學工業出版社,2008.