搜索轉爐扭力桿緩沖裝置三維非線性有限元分析
2016-11-09 by:CAE仿真在線 來源:互聯網
扭力桿緩沖裝置是目前國內大型轉爐傾動機構普遍采用的平衡緩沖裝置,用來平衡轉爐傾動時引起的懸掛減速機殼體的旋轉力矩,其性能直接影響到轉爐設備的正常工作,扭力桿緩沖裝置的分析涉及到螺栓、螺柱的預緊,扭力桿與聯接板間過盈配合,銷與扭力桿和聯接板間過盈配合,各零部件間的高度非線性接觸。因而對扭力桿緩沖裝置各接觸界面上接觸應力的精確研究,在理論上還存在較大的困難。但隨著計算機技術、數值計算方法以及大型有限元軟件的發展,利用非線性有限元軟件對扭力桿緩沖裝置使用中的高度非線性問題進行研究成為可能。
縱覽國內關于扭力桿的限元分析,雖然各自的研究都具有一定的現實意義,但所作的模型距離實際的工況仍有相當的差距。主要表現在以下幾個方面: ①為分析方便,假設的力學模型僅為一個階梯軸,且承受的載荷簡化過于單一;②沒有考扭力桿緩沖裝置各零部件間的非線性裝配狀態、接觸運動狀態及摩擦力、預緊力、轉爐傾動力矩對其造成的影響,而實際上這些影響對扭力桿的應力是不可忽略的。
某廠300T轉爐扭力桿緩沖裝置投入使用期間,其上下部聯接座連接螺栓出現斷裂,為了對現役扭力桿緩沖裝置進行評估,并為同類產品的設計制造與檢修提供理論依據,需要全面了解扭力桿緩沖裝置的應力分布、變形,確定扭力桿的強度。本文采用大型通用有限元分析軟件ANSYS對扭力桿緩沖裝置整體裝配模型進行三維非線性有限元分析。
1.1幾何模型的建立
扭力桿緩沖裝置主要由扭力桿、聯接板、上下部聯接座、軸承座、球鉸、銷、鍵、銷軸、事故支座組成。扭力桿一方面通過球鉸連接其兩端的軸承座從而固定在基礎上,另一方面通過鍵、銷、銷軸、球鉸連接兩端的聯接板和上下部聯接座,從而借助兩對上下部聯接座與二次減速機殼體相連。
根據圖紙建立扭力桿緩沖裝置的三維幾何模型,為了能準確反映實際情況且達到研究目的,在合理的條件下,對某些次要因素和對分析結果影響微小的因素予以忽略,如某些小圓角、倒角用直線代替。考慮到扭力桿緩沖裝置的對稱性,只建立一半模型,如圖1所示。
此外,根據該廠螺栓實際情況,螺栓根部未加倒角。扭力桿中部半徑為R1=190mm,錐形端最大半徑為R2=215mm,聯接板作用面半徑R3=260mm,軸端半徑為R4=150mm。
1.2有限元模型的建立
盡管扭力桿緩沖裝置結構是對稱的,但出鋼側和加料側所受載荷不對稱,且扭力桿緩沖裝置中涉及到的零件數目多且各零件間均為非線性接觸,所以為了完全模擬結構的真實狀態,采用4節點三維實體單元solid45建立扭力桿緩沖裝置整體的非線性有限元模型,如圖2所示。
為了使計算結果更加可靠,運用彈性力學和接觸力學知識,對接觸部位網格進行人工干預,關鍵結構采用六面體網格劃分。扭力桿緩沖裝置有限元模型共有141016個單元,其中扭力桿部分單元數為61868,占43.87%,共有節點數66517個。扭力桿材料為34CrNi3Mo,聯接板、銷、螺栓和螺柱材料均為42CrMo,軸承座和軸承蓋材料為35CrMo,均為合金鋼,所以該模型中所有零部件選取的彈性模量均為E=2.1e5MPa,泊松比 。
1.3 邊界條件
對于扭力桿及其相關零部件結構,采用擴展的拉格朗日算法和庫侖摩擦模型計算摩擦接觸問題。擴展的拉格朗日算法為了找到精確的拉格朗日乘子,需要對罰函數修正項進行反復迭代,與罰函數方法相比,拉格朗日方法不易引起病態條件,對接觸剛度變化的靈敏度較小。在基本的庫侖摩擦模型中,兩個接觸面在開始相互滑動之前,在接觸的界面上會產生達到某一量值以內的剪切力,這種狀態叫做粘著狀態。庫侖摩擦力定義了一個等效剪切力,一旦剪切力超過此值,兩個表面之間將開始相互滑動,變為滑動狀態。庫侖摩擦的切向力為:
在兩端軸承座底部施加垂直于底部即z方向的約束,限制其z方向的自由度;在地腳螺栓孔處,建立局部柱坐標系,對孔表面節點施加徑向約束以限制其徑向位移,這樣整個軸承座就被固定了,對于扭力桿緩沖裝置其余部分而言,可以通過接觸對的設置來約束零件間的相對運動。
扭力桿緩沖裝置的接觸類型為柔-柔接觸,接觸面單元類型選取四邊形單元CONTA174,目標面單元類型選取無中間節點的三節點單元TARGE170,共建立了58個接觸對。
扭力桿與聯接板為H7/u6的過盈配合,銷與扭力桿配合為H7/p6的過盈配合,對于這兩處過盈配合,如果僅用兩個接觸部件幾何形狀的偏差作為相應的過盈量來模擬過盈配合是不夠準確的,因為劃分網格后幾何上的過盈量并不等于實際過盈量,二者只是近似相等。所以這里采用了設置接觸對選項的方法來模擬,在第一個載荷步中設置漸變的初始穿透,設置接觸單元關鍵選項KEYOPT(9)=4來漸變施加接觸面穿透,忽略由于幾何模型造成的穿透,這樣設置控制面-面接觸的實常數CNOF的值即為所需施加的過盈量。
1.4 載荷的施加
在螺栓、螺柱上施加預緊力會對變形和應力帶來很大影響,為了真實地反映扭力桿的應力,采用預緊力單元PRETS179和PSMESH預拉伸網格命令對扭力桿緩沖裝置的螺栓、螺柱施加預緊力F=1374690N;由于上下部聯接座一個受拉,一個受壓,故在兩端銷軸1與二次減速器相連的位置施加大小相等,方向相反的載荷P=M/L,其中M為轉爐的傾動力矩,L為扭力桿出鋼側與加料側兩個聯接板之間的距離5200mm。由根據設計圖紙知,在最大傾動力矩為6500KN?m,則P=1.25×103N,在事故狀態下P=3.75×103N。 2 有限元分析結果
米塞斯等效應力是根據第四強度理論確定的(即畸變能密度理論),其值為
2.1 螺栓應力分布
由于出鋼側和加料側螺栓的應力分布大致相同,僅給出出鋼側螺栓的 應力分布如圖3所示。
2.2扭力桿應力分布
在最大傾動力矩作用下,扭力桿的應力分布如圖4所示。
扭力桿米塞斯等效應力最大值出現在扭力桿聯接板作用段,因為聯接板作用段上除承受較大的彎曲應力外,由于聯接板上開有鍵槽和銷孔,且其與銷與、聯接板間均為過盈配合,故該段還承受了較大的扭轉剪應力,尤其是在銷孔的表面、鍵槽的側面剪應力較大。應力較大值出現在扭力桿軸頭處,因為該處存在嚴重應力集中且承受較大拉-壓應力及一定的彎曲應力。錐形段及光軸段應力較小且整個光軸段的應力分布為:由外表面向芯部逐漸減小,芯部應力值接近零,所以扭力桿光軸段可近似地視為等直圓桿純扭轉。
在事故狀態下扭力桿應力分布與在最大傾動力矩作用下基本相同,但整體應力水平有所提高,兩種工況下扭力桿米塞斯應力值見表1所示。
由于扭力桿作用在循環交變應力下,所以要保證其正常工作必須滿足其強度小于材料的疲勞強度極限,扭力桿的材料34CrNi3Mo對應的疲勞強度極限為σs=686MPa。由以上分析可知扭力桿在最大傾動力矩作用下的安全系數為3.1;在事故狀態下的安全系數為1。扭力桿屬于重要零件,由[3]知其許用的安全系數為:1.2~2.5。故扭力桿在最大傾動力矩作用下安全裕度較大;而在事故狀態下安全裕度較小,此時如果再增加轉爐傾動力矩,二次減速器箱底就會與事故支座相碰,扭力桿所承受的扭矩就不再增加。
結論
通過對扭力桿緩沖裝置在最大傾動力矩作用下及事故狀態下的有限元分析,可以得出以下結論:
(1)上下部聯接座連接螺栓根部存在嚴重的應力集中現象,可以將此處的連接螺栓更換為雙頭螺柱。
(2)扭力桿所受應力為脈動循環變形力,其損壞的原因為多種因素作用下的疲勞破壞。
(3)扭力桿主要承受剪切力,同時也承受一定的彎矩。扭力桿光軸段可近似地視為等直圓桿純扭轉整個光軸段的應力分布為:由外表面向芯部逐漸減小,芯部應力值接近零。
(4)扭力桿的危險截面為聯接板作用段,最易發生疲勞破壞的部位為鍵槽處。
(5)在最大傾動力矩下扭力桿的安全裕度還很大,其安全系數完全符合結構安全要求;而在事故狀態下的安全裕度較小。
(6)本文編制了可以用于分析扭力桿緩沖裝置應力及位移變化的參數化程序,能大大降低試驗費用,節約設計成本,為扭力桿的設計提供了一個可行的方法。
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