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(宿州學(xué)院機(jī)械與電子工程學(xué)院，安徽 宿州 234000)

0 引 言

托圈作為轉(zhuǎn)爐的承載、傳動部件[1],承受復(fù)雜的非線性沖擊載荷, 托圈內(nèi)外部分布復(fù)雜的熱源,從而承受不同大小的熱應(yīng)力, 工作條件惡劣。前期研究者對托圈的研究偏重應(yīng)力，對托圈實(shí)際變形研究較少, 尤其是熱應(yīng)力產(chǎn)生的變形[2～5]。研究托圈及聯(lián)結(jié)裝置的熱應(yīng)力變形，關(guān)鍵在于模擬出較為真實(shí)的溫度場。溫度場模擬的關(guān)鍵在于考慮循環(huán)冷卻水對托圈水冷的效果,只有結(jié)合冷卻水才能保證溫度場的準(zhǔn)確性。冷卻水與托圈內(nèi)壁間對流換熱現(xiàn)象的模擬涉及到流固耦合, 即流體與固體間傳遞溫度與熱流。有限元耦合場分析法是解決多場耦合問題的有效方法[6～8], 研究托圈的應(yīng)力和變形需借助流固耦合分析方法[9～10]。某鋼廠轉(zhuǎn)爐容積95t，因鋼材消費(fèi)生產(chǎn)需要擴(kuò)容提升。轉(zhuǎn)爐和托圈的間隙現(xiàn)為45mm，該廠提出對擴(kuò)容后的120t轉(zhuǎn)爐的爐體和托圈進(jìn)行重新設(shè)計(jì)，以期減少設(shè)備成本。文中主要分析轉(zhuǎn)爐托圈及聯(lián)接裝置的熱應(yīng)力變形，進(jìn)而提出改造使用意見。

1 有限元模型及邊界條件的建立

1.1 有限元模型的建立

建模時考慮循環(huán)水，將爐體-托圈-聯(lián)接裝置-水體作為一個耦合系統(tǒng)進(jìn)行裝配。整體模型的建立有利于解決爐體-聯(lián)接裝置-托圈-流體之間傳熱邊界條件難以確定的問題，尤其是流固耦合邊界，即水體外表面與托圈內(nèi)表面的溫度傳遞和對流換熱問題。整體模型的建立，有助于分析不同零件間的接觸傳力傳熱，為熱應(yīng)力的分析提供了模型基礎(chǔ)[10]。

利用PRO-E建模，保存為x_t文件格式導(dǎo)入ANSYS軟件中，采用六面體網(wǎng)格劃分，嚴(yán)格控制接觸部位網(wǎng)格質(zhì)量如圖1。網(wǎng)格劃分后產(chǎn)生337791個節(jié)點(diǎn)，2040400個單元，共四大部分組成，其中水體單元占22.9%，托圈單元占43.4%，爐體單元占6.7%，聯(lián)接裝置單元占27%。

圖1 托圈及聯(lián)接裝置網(wǎng)格劃分

1.2 邊界條件的施加

在實(shí)際煉鋼環(huán)境中，爐體、托圈、聯(lián)接裝置及水體與外界存在著復(fù)雜的熱交換行為。由于整個系統(tǒng)中各零件材料屬性、熱傳導(dǎo)、熱對流、熱輻射位置與溫差各不相同，導(dǎo)致了各零件的邊界條件不盡相同。托圈的溫度邊界條件加載可以用對流換熱系數(shù)代替[10]。如表1所示。

表1 托圈各部位加載溫度及對流系數(shù)

在托圈溫度場模擬時，流場邊界條件如表2所示。

表2 托圈循環(huán)水邊界條件

2 溫度場模擬結(jié)果

通過施加邊界條件，修正調(diào)節(jié)對流換熱系數(shù)，求解運(yùn)算得到仿真溫度，并把仿真溫度與實(shí)測溫度相比較，直到兩者誤差達(dá)到允許范圍之內(nèi)。實(shí)測溫度結(jié)果如圖2，仿真結(jié)果如圖3，4所示。

圖2 托圈測試溫度

圖3 托圈及聯(lián)接裝置整體溫度分布(K)

溫度場分析采用的后處理軟件tecplot展現(xiàn)出溫度的單位是K，為方便比較要轉(zhuǎn)化為℃。提取托圈主要部位的仿真溫度，并與實(shí)測溫度相比較，如表3。

表3 轉(zhuǎn)爐托圈主要部位計(jì)算溫度與實(shí)測溫度對比

模擬溫度與實(shí)測溫度相比，溫度分布形式符合實(shí)測特點(diǎn)，溫度的平均值相差不大，其中托圈低溫誤差8.8%，其它誤差都在5%以內(nèi)。整體最高溫度317℃位于爐身中部，低于材料16MnR的蠕變溫度400℃。循環(huán)水進(jìn)口溫度為26℃，實(shí)際進(jìn)口溫度25℃，相差4%；出口溫度為42℃，比實(shí)際出口溫度高1℃，但誤差不到2.4%。有限元模擬的溫度結(jié)果與實(shí)際情況誤差在5%以內(nèi)，可以作為熱應(yīng)力分析的溫度場結(jié)果。

圖4 托圈水體溫度分布 (K)

圖5 轉(zhuǎn)爐托圈及聯(lián)接裝置整體熱應(yīng)力分布

圖6 轉(zhuǎn)爐托圈及聯(lián)接裝置整體熱變形分布

3 托圈及聯(lián)接裝置熱應(yīng)力下的變形

計(jì)算熱應(yīng)力時，不需要設(shè)置重力加速度值。把溫度場的結(jié)果讀進(jìn)來，作為應(yīng)力分析的載荷加載到托圈模型上。熱應(yīng)力與托圈所處位置沒有大的影響，只需求解某一特定角度所對應(yīng)的熱應(yīng)力值即可，熱應(yīng)力計(jì)算所選取的是爐體未傾動位置。

轉(zhuǎn)爐托圈及聯(lián)接裝置整體熱應(yīng)力和熱變形分布仿真結(jié)果如圖5，圖6所示：托圈內(nèi)部因熱傳導(dǎo)作用造成兩側(cè)軸端的溫度升高，溫度升高膨脹，而徑向約束限制了在半徑方向的位移，導(dǎo)致軸端的應(yīng)力急劇升高，應(yīng)力為235.39MPa，如圖7。

圖7 托圈熱應(yīng)力

圖8 托圈熱變形

圖9 球鉸應(yīng)力

圖10 球鉸變形

根據(jù)爐體的溫度分布，可知托圈內(nèi)表面離爐體較近，因此溫度比外表面高，中間筋板溫度慢慢過渡，整體溫度分布呈對稱分布。因此，托圈的變形應(yīng)符合該溫度分布，由圖8可知，托圈變形圓周方向?qū)ΨQ，兩側(cè)耳軸部位X方向變形不同，這與兩側(cè)耳軸處所加約束有關(guān)，非驅(qū)動側(cè)耳軸向內(nèi)收縮，最大收縮量5.46mm。

聯(lián)接裝置中的三點(diǎn)球鉸主要承受垂直方向載荷，承受最大應(yīng)力140.35MPa，最大變形位于下部球面座，為12.13mm，如圖9-10。球鉸的下部球面座和球面墊是通過球面配合裝配的，球面的相對轉(zhuǎn)動有助于減小大變形帶來的損壞。

托圈受熱膨脹，止動滑塊限制其向外膨脹，承受水平方向應(yīng)力，止動滑塊與爐殼相連接處存在應(yīng)力集中，最大應(yīng)力265.86MPa，止動滑塊的變形增大，為15.3mm。仿真結(jié)果如圖所示11-12。

圖11 止動滑塊應(yīng)力

圖12 止動滑塊變形

表4列出了托圈及聯(lián)接裝置的熱應(yīng)力和變形。托圈承受的熱應(yīng)力235.39MPa，是其承受的最大機(jī)械應(yīng)力84.6MPa的2.7倍，與前期研究的托圈熱應(yīng)力約為機(jī)械應(yīng)力的2-3倍相符合。止動滑塊因?yàn)橄拗茽t殼的向外膨脹，又存在應(yīng)力集中現(xiàn)象，應(yīng)力達(dá)到265.38MPa。托圈游動側(cè)耳軸向內(nèi)收縮6.14mm,爐殼向外膨脹19.69mm，爐體和托圈的間隙為45mm，那么膨脹后間隙為19.17mm。

表4 托圈及聯(lián)接裝置熱應(yīng)力和變形

4 結(jié) 論

根據(jù)熱應(yīng)力的產(chǎn)生原理，在求得轉(zhuǎn)爐托圈的溫度場結(jié)果上，施加相應(yīng)的約束，把溫度場的結(jié)果作為載荷導(dǎo)入轉(zhuǎn)爐托圈模型，對托圈及聯(lián)接裝置進(jìn)行熱應(yīng)力熱變形計(jì)算和分析，結(jié)果表明下止動滑塊與爐殼連接處存在應(yīng)力集中現(xiàn)象，產(chǎn)生的熱應(yīng)力最大應(yīng)力為265.86MPa，安全生產(chǎn)中應(yīng)重點(diǎn)維護(hù)，所用材料為25CrNiMoV，其脈動極限為536.7MPa，因此熱應(yīng)力不會造成托圈失效。

雖然托圈與爐殼的原始間隙45mm滿足要求，但是托圈與爐殼使用過程中由于變形最小間隙僅為19.17mm，會影響爐殼的對流散熱，從而提升爐殼溫度，導(dǎo)致爐殼發(fā)生蠕變變形,所以使用過程中必須做好托圈及爐殼的冷卻散熱工作。當(dāng)間隙為0mm時，爐殼抵住托圈，勢必造成托圈脹死而發(fā)生撕裂，導(dǎo)致安全事故的發(fā)生。

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