基于ANSYS的液壓鉗制器工況數值模擬*

毛璐瑤，曾令富，梁瀾之，曾筱瑚，陳啟愉

（廣東省工業技術研究院（廣州有色金屬研究院）機電工程研究所，廣東廣州 510651）

基于ANSYS的液壓鉗制器工況數值模擬*

毛璐瑤，曾令富，梁瀾之，曾筱瑚，陳啟愉

（廣東省工業技術研究院（廣州有色金屬研究院）機電工程研究所，廣東廣州 510651）

利用仿真分析軟件Hypermesh和ANSYS對某新型常閉液壓鉗制器進行有限元仿真，分析其受力情況。通過仿真分析，發現支點長柱長度太短，長柱兩端應力集中非常嚴重，延長支點長柱的長度能夠有效改善應力集中的情況。同時通過仿真獲得了常閉液壓鉗制器預緊力與鉗制力的關系曲線，及預緊力為35 416 N時液壓與鉗制力的關系曲線，獲得滿足要求的鉗制器維持開閉狀態所需螺栓預緊力和液壓的大小，為鉗制器的研制提供依據。

鉗制器；螺栓；預緊力；液壓；仿真

0 引言

在機床運行過程中可能會遇到突然斷電的情況，此時機床的限位器無法工作，為防止機床運動臺高速撞向機床床身，需要利用鉗制器對其進行緊急制動。液壓常閉型鉗制器常被用于機床制動領域。目前，國產液壓鉗制器較少，主要是德國與日本的產品。筆者單位與企業聯合研發液壓常閉型鉗制器，通過螺栓預緊力及液壓壓力來實現鉗制器的開閉狀態。本文利用有限元軟件AN?SYS對某款液壓鉗制器進行仿真，獲得該液壓鉗制器所需的螺栓預緊力和液壓的大小，并校核鉗制器的強度，為鉗制器的研制提供依據。

1 液壓鉗制器的工作原理

液壓常閉鉗制器利用螺栓預緊力和液壓壓力實現鉗制器的開和關，其原理如圖1所示。

某款常閉液壓鉗制器結構如圖1所示，在斷電或者關閉機器時，液壓缸斷電失壓，鉗制器在螺栓預緊力的作用下夾緊導軌，實現關閉狀態。當機器正常工作時，液壓缸產生的油壓推動活塞2，帶動翹板3以支點長柱7為支點，通過杠桿原理撐開鉗制臂4，從而使鉗制器松開導軌。

2 液壓鉗制器的理論計算

在進行理論計算時，將鉗制臂視為剛體。鉗制器與導軌的摩擦力需要達到9 000 N才能達到鉗制器的制動要求[1]，根據查表可知，導軌與鉗制器剎車片的摩擦系數為0.1。因此，為保證足夠的制動力，需要提供90 kN的鉗制力。鉗制器杠桿的尺寸如圖2所示。

圖1 鉗制器示意圖

圖2 鉗制器受力部件尺寸示意圖

鉗制器鉗制力由4根國標M12螺栓提供，由杠桿原理可得理論所需的最小螺栓預緊力為，螺栓受到的拉應力為

3 液壓鉗制器有限元仿真

3.1 鉗制器材料參數

從理論計算中可以看出普通的Q-235號鋼無法滿足鉗制器的強度要求，本文中的鉗制器采用強度更高的20Cr合金鋼，其材料參數如表1所示[3]。

表1 20Cr材料參數

3.2 前處理及施加載荷邊界條件

在進行網格劃分前，為了高效地劃分出高質量的網格，需要對鉗制器模型做適當的簡化和清理。本文中利用Spaceclaim軟件進行幾何清理工作，然后將清理完成的幾何模型導入Hypermesh中進行網格劃分。

鉗制器依靠螺栓預緊力提供鉗制力，利用液壓與預緊力相互平衡使鉗制器張開。鉗制器作為裝配體在進行數值模擬時需要考慮螺栓預緊和接觸問題，所用到的單元有三維實體單元solid185，預緊單元pres179，彈簧單元combin14、接觸單元contact173和target170[4]。在鉗制器零部件接觸之前，部件未接觸上會造成部分零部件缺少自由度，因此需要利用combin14單元在相應零部件上施加一個微小的彈簧力來約束該零部件相應的自由度。接觸問題是一個非線性問題，為保證計算的收斂性，接觸部分的網格盡量畫的規整[5]。由于鉗制器是對稱結構，為了減少單元數量，節省計算資源，本文取1/2模型進行力學分析，然后在對稱面上施加對稱約束。鉗制器網格劃分及約束如圖3所示。

圖3 鉗制器有限元網格和約束

3.3 加載和求解

利用Hypermesh劃分完網格后，將有限元模型導入到ANSYS進行加載和求解。將模型導入ANSYS以后，通過Psmesh命令定義預緊截面和預緊力，然后在求解器中施加預緊力[6]。為了獲得預緊力與鉗制力的關系曲線，在兩根大螺栓上施加40 000 N的預緊力，分成40個載荷子部，記錄每個子部的結果。然后根據所得的預緊力與鉗制力的關系，取合適的螺栓預緊力，施加20 MPa的液壓，獲得液壓與鉗制力的關系曲線。

圖4 鉗制器夾緊時等效應力云圖（顯示效果放大50倍）

4 仿真結果與分析

（1）鉗制器應力云圖

在生產中螺栓預緊力一般通過力矩扳手施加。該鉗制器生產中所加的力矩為85 N·m。根據經驗公式，螺栓預緊力力矩，D為螺栓的公稱直徑，K為擰緊系數[7]。對于無潤滑一般加工表面K的取值范圍為0.18～0.21，預緊力F的取值范圍為33 730～39 352 N。取K=0.2，則預緊力F=35 416 N。，其中F為預緊

圖4是螺栓預緊力F=35 416 N時，鉗制器的等效應力云圖。從圖4（a）中可以看出，連接處出現了局部應力集中，局部等效應力最大可達686 MPa。在離螺栓稍遠的地方等效應力在343 MPa以下。在實際生產過程中應盡量減小螺紋連接處的應力集中，選擇強度較高的螺栓作為預緊螺栓。

從圖4（a）和（b）中可以看出，在支點長柱的兩端發生了嚴重的應力集中現象，長柱的中間部分應力很小而兩端的應力很大，最大值達到1 540 MPa，超過了材料的屈服強度。從圖4中可以看出，支點長柱較短，位于兩根螺栓之間。在施加螺栓預緊力時，靠近螺栓的部分位移較大，使得支點長柱兩端端面與頂板及鉗制塊之間率先發生接觸，進而以長柱兩端為支點，使得鉗制臂和支點長柱發生彎曲，中間部分向外凸起與頂板脫離接觸。因此整根支點長柱真正起到支點作用的僅僅為長柱兩端端面附近很小的區域，這是導致支點長柱兩端附近應力很大的主要原因。要想改善支點長柱端面應力集中的現象，可以將支點長柱延長。

圖5為延長后的鉗制臂應力云圖，從圖5中可以看出，支點長柱延長后，應力集中現象獲得極大的改觀，支點長柱應力減小幅度很大，支點長柱處最大應力減小到391 MPa以下。

圖5 支點長柱延長后的等效應力云圖

（2）螺栓預緊力與鉗制力的關系

螺栓預緊力與鉗制力的關系如圖6所示。

圖6 鉗制力與預緊力的關系

由圖6可以看出，鉗制力的大小與預緊力的大小是呈線性的，當預緊力的大小大于31 000 N的時候，滿足鉗制力大于90 000 N的制動要求，較理論值要稍小。在實際生產中，為了確保鉗制器的安全可靠，螺栓預緊力可以取的稍微大一點。

（3）鉗制器液壓與鉗制力的關系

機床在工作時，需要液壓缸提供液壓力撐開鉗制器。液壓力過小導致使鉗制器無法張開，液壓力過大則會損害鉗制器螺栓及其他結構件，而且會提高運行成本，因此獲得合適的液壓大小對于一款安全可靠、經濟實用的鉗制器顯得尤為重要。取擰緊系數K=0.2，則預緊力F=35 416 N，在該預緊力作用下，施加液壓。液壓與鉗制力的大小關系如圖7所示。

圖7 液壓與鉗制力的關系

由圖7可以看出，在鉗制器松開的過程中，液壓與鉗制力的大小是呈線性關系，隨著液壓的增大鉗制器的鉗制力逐漸減小。由圖7曲線的斜率可以看出，當液壓在11 MPa至12 MPa之間時，鉗制力就已經降為0。當液壓為大于12 MPa時，鉗制力為0，鉗制器松開。因此，在預緊力為35 416 N時，鉗制器的液壓為12 MPa可以滿足松開要求。

5 結束語

一款高精度液壓常閉鉗制器對零部件的加工裝配精度及強度要求很高。本文通過數值模擬方式發現液壓常閉鉗制器支點長柱設計的太短，導致結構應力集中比較嚴重，通過延長支點長柱長度方式能夠顯著地改善支點長柱兩端的應力集中情況。同時預緊螺栓需要選擇強度較高的材料，避免在螺紋連接處應力集中。

對于本文中的液壓常閉鉗制器，通過計算獲得了預緊力與鉗制力的關系曲線以及預緊力F=35 416 N時的液壓與鉗制力的關系曲線。該鉗制器螺栓預緊力大于31 000 N可滿足9 000 N制動力的制動要求，在鉗制力為35 416 N時，需要12 MPa以上的液壓可以使鉗制器松開導軌。

通過對液壓常閉鉗制器的有限元仿真，可以有效地改進產品的設計，增加產品的精度和使用壽命，減小產品的使用成本。

［1］王軒，楊家軍，劉文威.液壓鉗制器的螺栓力學分析［J］.湖北工業大學學報，2014（01）：84-86.

［2］劉鴻文.材料力學：第四版［M］.北京：高等教育出版社，2004.

［3］宋冰昕.20Cr鋼與ZG25MnNi鋼焊接接頭組織與性能研究［D］.大連：大連交通大學，2008.

［4］賀李平，龍凱，肖介平.ANSYS 13.0與Hypermesh 11.0聯合仿真有限元分析［M］.北京：機械工業出版社，2012.

［5］錢俊梅，江曉紅，仲小冬，等.淺談基于ANSYS軟件的接觸分析問題［J］.煤礦機械，2006（07）：62-64.

［6］李會勛，胡迎春，張建中.利用ANSYS模擬螺栓預緊力的研究［J］.山東科技大學學報：自然科學版，2006（01）：57-59.

［7］鄭戰光，蔡敢為，李兆軍.含螺栓預緊力的汽車鋼圈強度分析［J］.機械設計與制造，2009（08）：219-220.

The Numerical Simulation of Hydraulic Clamping Device Based on ANSYS

MAO Lu-yao，ZENG Ling-fu，LIANG Lan-zhi，ZENG Xiao-hu，CHEN Qi-yu
（Guangdong General Institute of Industrial Technology（Guangzhou Research Institute of Non-Ferrous Metal），Guangzhou510651，China）

Finite element simulation is been used on stress ansysis of a new closed hydraulic clamping device.It is shown that the long supporting column is too short that the stress concentration has occurred in both ends of the column.To improve this performance the lengthening of the column has been applied.The relation curve of pre-tightening force against clamping force and the curve of hydraulic against clamping force at 35416N pre-tightening force can be obtain through simulation.Therefore the required pre-tightening force and the hydraulic for keeping the device closed can be derived.

clamping-device；bolt；pre-tightening；hydraulic pressure；simulation

TP391.7

：A

：1009－9492(2014)12－0172－04

10.3969/j.issn.1009-9492.2014.12.044

毛璐瑤，男，1990年生，江西鷹潭人，碩士，工程師。研究領域：機械裝備及功能部件可靠性數值模擬及優化。

(編輯：王智圣)

*廣東省科技計劃項目（編號：2012B091000078）

2014－01－08