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水冷盘式制动器热疲劳失效有限元分析蔡运迪唐文献黄秋芸王玲玲江苏科技大学,镇江,212003摘要针对海洋钻井绞车在连续下钻过程中的制动工况,建立了水冷盘式制动器三维热机耦合分析模型,运用大型有限元分析软件ABAQUS数值模拟了制动器的制动过程,获得了制动盘表面及内部温度场与应力场的分布特征,并以此为基础分析了制动盘热疲劳失效的机理。研究结果表明连续制动工况下,制动盘的温度场与应力场相互耦合,两者具有相似的变化规律;周向热应力是形成制动盘表面初始裂纹的主要应力分量,在热应力反复作用下,该初始裂纹发展为粗大的裂纹,最终导致制动盘的断裂。分析结果与实际情况吻合较好,从而证明了该分析方法的正确性和可行性。关键词水冷盘式制动器;连续制动;温度场;应力场;热疲劳裂纹中图分类号TE951;TK121DOI10.3969/J.ISSN.1004-132X.2012.22.016FINITEELEMENTANALYSIS(FEM)ONTHERMALFATIGUEFAILUREOFWATER-COOLINGDISCBRAKECAIYUNDITANGWENXIANHUANGQIUYUNWANGLINGLINGJIANGSUUNIVERSITYOFSCIENCEANDTECHNOLOGY,ZHENJIANG,JIANGSU,212003ABSTRACTAIMINGATTHEREPEATEDBRAKINGCONDITIONSOFOFFSHOREDRILINGDRAWWORKSDURINGTHEROUNDTRIP,ATHREE-DIMENSIONALFEMOFTHERMO-MECHANICALCOUPLINGANALYSISOFTHEWATER-COOLINGBRAKEDISCWASESTABLISHED.BYUSINGTHEFEASOFTWAREABAQUS,THEREPEATEDBRAKINGPROCESSWASSIMULATED.DISTRIBUTIONCHARACTERISTICSOFTHESURFACEANDINNERTEMPERATUREFIELDANDSTRESSFIELDWEREOBTAINED,BASEDONWHICH,THETHERMALFATIGUEFAILUREMECHANISMOFBRAKEDISCWASANALYZED.THERE-SULTSSHOWTHAT,INTHEREPEATEDBRAKING,THETEMPERATUREANDSTRESSOFBRAKEDISCARECOUPLED,ANDTHEYHAVETHESIMILARVARIATIONDISCIPLINARIAN.THERMALSTRESSINTHECIRCULARDIRECTIONISTHEMAINSTRESSFORCAUSINGTHEINITIALCRACKSONTHESURFACEOFBRAKEDISC.THESECRACKSAREGETTINGLARGERUNDERTHEEFFECTOFREPEATEDTHERMALSTRESS,EVENTUALY,INDUCINGTHEFRACTUREOFBRAKEDISC.THEANALYSISRESULTSAREINGOODAGREEMENTWITHTHEPRACTICALSITUATION,WHICHPROVETHEVALIDITYANDFEASIBILITYOFTHEANALYSISMETHODUSEDHEREIN.KEYWORDSWATER-COOLINGDISCBRAKE;REPEATEDBRAKING;TEMPERATUREFIELD;STRESSFIELD;THERMALFA-TIGUECRACKS收稿日期20110801基金项目江苏省普通高校研究生科研创新计划资助项目0引言盘式制动器是海洋钻井绞车的关键装置,其工作可靠性直接关系到钻井作业的安全问题。在制动系统承担的诸多作业中,下放钻柱作业是载荷最大的一种[1]。在下放钻柱过程中,制动器需在相当长的时间内周期性地连续制动,每次制动过程中,制动器都要吸收由钻柱和游动系统动能转化而来的大量热能。实践表明,连续、重载的周期性制动所形成的热疲劳裂纹是海洋钻井绞车盘式制动器的主要失效形式,因此,有必要对海洋钻井绞车盘式制动器进行热-机耦合分析,研究制动盘的热疲劳裂纹的形成机理。关于盘式制动器的热-机耦合分析已有大量的研究[2-4]。AVILES等[5]针对制动盘建立了三维热-机耦合的有限元模型,并与台架试验作了比较,其研究表明,制动盘翘曲是产生热点和导致热弹性不稳定的主要原因。HWANG等[6]通过建立部分三维热-机耦合模型,研究了通风式制动盘的温度场和热变形情况。吕振华等[7]建立了蹄-鼓式制动器热弹性耦合分析模型,研究了摩擦副间接触力分布、制动鼓瞬态温度场、应力场和变形场。GAO等[8]通过建立实心制动盘三维热-机耦合模型,分析了制动盘瞬态温度场的分布特征和热疲劳裂纹形成的原因。杨智勇等[9]建立了制动盘、闸片和盘毂之间的三体接触弹塑性热-机耦合模型,分析了制动盘的温度场和应力应变场的分布情况。虽然国内外学者在盘式制动器的热-机耦合分析方面做了许多工作,但对于海洋钻井绞车用水冷盘式制动器热-机耦合的研究尚处于空白。本文以某海洋钻井绞车水冷盘式制动器为研究对象,建立制动器的三维热-机耦合有限元分析模型,运用有限元软件ABAQUS分析连续起下钻6272中国机械工程第23卷第22期2012年11月下半月工况下水冷盘式制动器热-机耦合特性,并以此为基础对制动盘热疲劳裂纹的形成机理进行分析。1热-机耦合分析模型1.1制动器有限元模型海洋钻井绞车盘式制动器结构见图1,它主要由制动盘、钳架、制动钳、液压缸等组成[10]。制动钳分为工作钳和安全钳,在正常工作情况下,使用工作钳实现送钻、起下钻等工况下的制动,而安全钳不参与制动。制动钳为一钳式杠杆机构,液压油使液压缸活塞杆伸出,推动杠杆使摩擦片压紧在与绞车滚筒连为一体的制动盘上,从而实现绞车的制动。活塞杆收回时,摩擦片离开制动盘,制动力矩消失。图1盘式制动器结构示意图图2A为水冷盘式制动器的简化模型,仅保留了参加制动的工作钳摩擦片和制动盘。制动盘内部设有水冷通道,起下钻作业时,给制动盘通冷却循环水,以平衡摩擦副产生的热量。由于制动器结构及载荷均具有对称性,在数值计算中,为节省计算资源和时间,取其一半建立有限元计算模型,如图2B所示。(A)三维物理模型(B)有限元模型图2水冷盘式制动器三维有限元模型1.2热传导数学模型图3所示为水冷盘式制动器在柱坐标系(R,Θ,Z)下的三维计算模型,图中S1~S5分别代表制动盘的摩擦表面、外圆侧面、内圆侧面、水冷通道内侧面和盘的中心平面,P1~P3分别代表摩擦片的侧面、接触摩擦表面和背面,RD、RD分别代表制动盘的内外圆半径,RP、RP分别代表摩擦片的内外圆半径。图3水冷盘式制动器三维计算模型假设摩擦副为各向同性材料,根据热传导理论,摩擦副在柱坐标系下的热传导微分方程为2TR2+1RTR+1R22TΘ2+2TZ2=ΡCΛTT(1)式中,Λ为材料的导热系数;Ρ为材料的密度;C为材料的质量热容;T为摩擦界面对应点的瞬态温度;T为制动时间;R为盘、片有效作用半径。下面给出三维温度场计算的边界条件。在摩擦界面(S1和P2)上Λ(TRNR+1RTΘNΘ+TZNZ)=Q(2)在所有换热界面(S2~S5、P1和P3)上Λ(TRNR+1RTΘNΘ+TZNZ)=H(T0-T)(3)三维温度场计算的初始条件为T(R,Θ,Z,T)=T0T=0(4)式中,T0为环境温度;Q为边界的热流密度;H为边界上的对流换热系数;NR、NΘ、NZ为边界外法线的方向余弦。在制动过程中,不考虑材料的磨损,认为绞车的起升系统动能全部转化为热能,则摩擦副间产生的摩擦热流为Q(R,T)=ΜP(R,T)V(T)=ΜP(R,T)Ω(T)R(5)式中,Μ为摩擦副间的摩擦因数;P为摩擦副间的接触压力;V为盘、片相对移动速度;Ω为制动盘的角速度。摩擦热流在摩擦副间按照热传导和材料物理特性自然分配,摩擦副间的热流分配系数为[11]Κ=QDQP=(ΡDCDΛDΡPCPΛP)1/2(6)式中,下标D、P分别代表制动盘和摩擦片。1.3热-机耦合计算模型盘式制动器在制动过程中处在温度场和力场的共同作用下,这是一个非常复杂的多物理场非线性耦合作用的问题,应同时考虑温度和应力的相互影响。制动器在制动时产生的摩擦热流Q(R,Θ,T)使摩擦副间产生了不均匀的温度场T(T),在温度场7272水冷盘式制动器热疲劳失效有限元分析蔡运迪唐文献黄秋芸等T(T)的作用下摩擦副发生机械应变ΕE和热应变ΕT,从而改变了摩擦副间的接触关系和接触压力P(R,Θ,T),接触关系和接触压力的改变反过来影响到摩擦热流Q(R,Θ,T)的大小,由此可见,制动过程是一个复杂的热-机耦合的过程。图4为制动器的热-机耦合关系图。图4制动器热-机耦合关系其中,盘、片的总应力为[12]Σ=|E|(ΕE+ΕT)(7)式中,E为材料的弹性矩阵。单元应力Σ与节点上的接触压力P(R,Θ,T)之间的平衡关系可表示为∫V|B|ΣDV=P(R,Θ,T)(8)式中,B为节点位移和单元应变之间的转换矩阵。本文采用更新LAGRANGE方法求解此热-机耦合问题,热-机耦合有限元方程如下KUMTMUC[]UU(T)T(T熿燀燄燅)=F(T)KTT(T)+Q+[]H(9)式中,KU为力学刚度矩阵;MT为热学刚度矩阵;F为载荷矢量;CU为热容矩阵;U为节点位移矢量;T为节点温度矢量;KT为热传导矩阵;MU为热力耦合矩阵;Q为热载荷矢量;H为耗散矢量。在每个增量步开始时将几何形状更新,在新的LAGRANGE坐标下分析温度场方程,采用非线性方程迭代解法求解热传导方程的等效温度场递推关系式。收敛后,在同一增量步中更新温度值,评价材料的力学性质和热应变,迭代求解力平衡方程,收敛后进行下一增量步的分析。2热边界条件制动器的散热部件主要是制动盘,因此主要分析制动盘热边界条件,而对于固定不动的摩擦片,在其非摩擦表面施加自然对流换热边界条件。制动盘外表面换热由对流换热和辐射换热两部分组成。对流换热分为两个阶段,即在制动过程中的强制对流换热和制动结束后的自然对流换热,因此,制动盘外表面综合换热系数为H=HD+HR制动过程中H′D+HR{制动结束后(10)式中,HD为制动过程中制动盘外表面对流换热系数;HR为制动盘外表面辐射换热系数;H′D为制动结束后制动盘外表面对流换热系数。对于制动盘内部水冷通道表面,则是通过冷却循环水将热量带出制动盘,为强制对流换热。2.1对流换热2.1.1强制对流换热(1)制动盘外表面。制动盘外表面的对流换热系数可以采用有限空间自然对流换热系数的经验公式[13],即HD=0.70RE0.55KA/DRE≤2.41050.04RE0.8KA/DRE>2.410{5(11)RE=ΩΡAD2/(2UA)式中,KA为空气的导热系数;D为制动盘的外直径;RE为空气的雷诺数;ΡA为空气的密度;UA为空气的动力黏度。(2)制动盘内部水冷通道表面。对于制动盘内部水冷通道中冷却循环水的强制对流换热,使用最广的关联式为迪图斯-贝尔特(DITTUS-BOELTER)公式[13],即NUF=0.023RE0.8FPRNF=HFDEΛF(12)式中,NUF为水的努塞尔数;REF为水的雷诺数;PRF为水的普朗特数;HF为冷却循环水与制动盘内部水冷通道间的对流换热系数;DE为水冷通道的当量直径,对于截面为矩形的水冷通道,DE=2AB/(A+B),其中A、B分别为水冷通道截面矩形的长和宽;ΛF为水的导热系数。加热流体时N=0.4,式(12)中采用流体平均温度为定性温度,由此可得HF=0.023ΛFDERE0.8FPR0.4F(13)2.1.2自然对流换热由于制动器被制动机构外的安全外壳罩住,因此,制动结束后,制动盘外表面对流换热按有限空间的自然对流换热计算,可知其对流换热系数为[13]H′D=NUAKALC(14)NUA=0.197(GRΔPRA)1/4(H/Δ)-1/9GRΔ=GΑVΔTΔ3/Ν2式中,NUA为空气的努塞尔数;LC为特征长度,即制动盘的直径;GRΔ为格拉晓夫数;G为重力加速度;ΑV为体胀系数,ΑV≈1/T;ΔT为表面温度与环境温度的差;Ν为空气的运动黏度;PRA为空气的普朗特数;H、Δ分别为有限空间的高度和宽度。2.2辐射换热热辐射能的计算是一个高度非线性的问题,处理辐射换热问题的思路是将辐射换热边界条件转化为物体表面的对流换热边界。热辐射过程中,辐射热流密度为QR=ΨΕD(T4D-T40)=HR(TD-T0)(15)式中,Ψ为斯蒂芬-波尔兹曼(STEFAN-BOLTZMANN)常数;8272中国机械工程第23卷第22期2012年11月下半月ΕD为黑体辐射系数;TD、T0分别为制动盘瞬时温度和周围环境温度。则辐射换热系数折算成的对流换热系数为HR=ΨΕDT4D-T40TD-T0=ΨΕD(T3D+T30)(TD-T0)(16)3材料特性参数制动盘的内外半径分别为RD=580MM和RD=990MM,厚度为90MM,摩擦片的内外半径分别为RP=745MM和RP=975MM。制动盘的材料为35CRMO中碳调质钢,摩擦片为无石棉有机摩擦材料,摩擦副材料热物性参数如表1所示。制动盘材料35CRMO的热物性随温度变化,其参数如表2所示,温度点之间的数值可通过线性插值得到。表1摩擦副材料热物性参数制动盘摩擦片密度Ρ(KG/M3)78662206弹性模量E(GPA)206.05.4导热系数Λ(W/(MK))1.7质量热容C(J/(KGK))1204热膨胀系数Α(10-6K-1)30.0泊松比0.280.30表2制动盘材料35CRMO热物性参数温度(℃)导热系数Λ(W/(MK))质量热容C(J/(KGK))热膨胀系数Α(10-6K-1)2048.052012.010047.756112.520047.759913.130044.061113.640041.065714.050038.171614.34仿真计算与结果分析下钻作业的制动周期一般为90~150S,本文取制动周期为123S,其中制动时间3S,松闸停留时间120S。本文将模拟绞车在6次连续下钻工作中的制动过程,取钻柱下放速度为2M/S,并将该制动过程近似为匀减速。随着下放钻柱数量的增大,制动载荷也增大,为了模拟这一工况,6个周期内作用于摩擦片背部的制动压力依次在0.9~1.2MPA范围内等间距递增取值,并认为在各自制动周期内制动压力值恒定不变。摩擦副初始温度、冷却循环水温度和环境温度均为20℃。4.1制动盘温度场分布特征分析图5为第一个制动周期内制动盘温度场分布云图。制动结束时,制动盘温度场分布很不均匀,有较浅的热影响层,在摩擦区域形成很大的温度梯度。高温区主要分布在表面摩擦环附近,呈现出带状,最高温度出现在制动盘表面的摩擦区域外沿。当第一个制动周期结束时,制动盘在热传导、热对流及冷却循环水的共同作用下,温度场变得更加均匀,整个制动盘的温度比较低。(A)制动结束时(T=3S)(B)制动周期结束时(T=123S)图5第一个制动周期内制动盘温度场分布在摩擦半径R=900MM、Θ=45处的表面节点7406为6次循环制动周期内温度值最大节点,该节点温度随时间变化的曲线如图6所示。从图6可以看出,制动开始时,节点温度急剧上升;制动结束后,节点温度快速下降,在后期下降趋势变得平缓。随着制动次数和制动载荷的增大,节点温度的最大值也由第一个制动周期的186.5℃逐渐增大到第六个制动周期的295.0℃;在每个制动周期结束的时刻,节点温度为最低值,均维持在23.6~24.8℃范围之内,结合实际工程经验可知,这主要是由于水冷通道内冷却循环水对制动盘强制冷却。图6节点7406在6个制动周期内温度变化曲线图7所示为前三个制动周期内,半径R=900MM、Θ=132处节点在制动盘厚度方向上的温度变化曲线,可以看出,制动盘表面节点的温度波动较大,也是最先达到最大值的。随着厚度的增9272水冷盘式制动器热疲劳失效有限元分析蔡运迪唐文献黄秋芸等
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