基于接觸有限元的預緊組合機架力能分析*

施勁宇

(福建工程學院機電工程實訓中心，福建福州 350108)

0 引 言

全自動陶瓷液壓壓磚機是陶瓷墻地磚生產中的關鍵設備。目前，大、中噸位的陶瓷壓磚機機架結構多采用拉桿—套筒預緊梁柱組合結構的形式，由拉緊螺桿和圓螺母將上梁、左右立柱及下梁通過施加預緊力連接成為一個整體。壓制成形時，機架承受了全部載荷。陶瓷壓磚機的每分鐘壓制次數高達十幾次，加上它是全天候連續工作，因此，機架的整體力學性能對制品精度、模具壽命、壓機工作頻次、疲勞壽命以及工作能耗等有決定性的影響。

拉桿—套筒組合式預緊機架在快鍛、模鍛、深拉等金屬壓力加工設備上得到廣泛的應用和研究。在工作載荷作用下，保持上、下橫梁與套筒(立柱)接合面良好接觸(即保持機架的整體性)，具有重要的意義。較多的結構分析或是將機架簡化成單一的連續體［1－2］，或是沒有考慮零部件之間的接觸摩擦和裝配關系［3］。還有的研究將上、下梁看成完全剛性體，僅僅建立了拉桿和立柱預緊的力學模型［4］，根據螺栓聯接疲勞理論分析機架疲勞壽命。這顯然無法正確了解機架整體力學性能。吳生富等［5－6］對150 MN鍛壓機組合結構機架進行整體分析，提出了考慮橫梁變形的“真預緊曲線”、臨界載荷、整體區和開縫區及分離區等概念。沙心勇等［7］研究了拉壓剛度比和不同載荷對組合機架整體性的影響規律，認為拉壓剛度比越大，液壓機整體性越好。然而陶瓷壓磚機的工況與金屬壓機有著較大的區別，其沖擊載荷相對較小，基本不存在偏心載荷情況。而且公稱壓力下工作的循環頻次很高，拉壓剛度比大，反而降低了拉桿的疲勞壽命［8］。陳羅等［9］用預緊力單元法來模擬預緊力，得出了壓磚機機架在受到大小為公稱壓制力的中心載荷作用下的關鍵零件的強度及剛度，并進行了實驗驗證，但是沒有從疲勞特性方面進行分析，研究也從未涉及到機架彈性變形而導致的能耗問題。

本研究利用接觸有限元方法對機架裝配體進行分析，建立主要零部件之間的摩擦接觸關系，獲得機架裝配體在預緊狀態和工作狀態下的應力、應變特性，并從機架工作過程的彈性變形能變化來探討機架的能耗問題，為后繼的優化設計提供參考。

1 模型的建立

圖1 預緊組合機架液壓機

以某32 MN陶瓷壓磚機為例，本研究利用Solidworks建立的機架裝配圖如圖1所示。對于明顯不會影響機架整體強度、剛度的部位，如螺紋孔、銷孔等簡化忽略;假定活動橫梁和立柱之間沒有運動干涉，忽略活動橫梁和活塞以及零部件重力的影響。由于機架結構形狀、材料、載荷都具有對稱性，可只建立1/4模型，將其導入到Abaqus中。材料屬性如表1所示。對模型網格劃分時，須注意應力集中部位的網格細化，以及零部件接觸設置對網格的要求。螺母、套筒、拉桿結構簡單，可選擇六面體單元C3D8I，上、下梁選用四面體高階單元C3D10M。由于機架變形過程中，各零部件表面需要利用接觸分析技術來處理。模型定義了兩種接觸類型，一種為摩擦接觸，摩擦系數設置為0.2，定義了6個接觸對:上螺母與上梁、上梁與套筒的端面以及外圓柱面接觸、下梁與套筒的端面和外圓柱面接觸、下梁與下螺母。另外，將上、下螺母和拉桿的螺紋部分的接觸定義為Tie類型，這樣處理雖然剛化螺紋聯接，但是，大大降低了計算規模，且對機架整體力學性能分析的影響不大。

表1 機架零部件的材料屬性表

本研究將下梁底部地腳螺栓聯接部分Z向位移限制為零。在機架對稱面上分別設置X、Y軸對稱。該計算分3個步驟:①建立零部件的接觸關系;先施加一個很小的螺栓預緊力，同時將上梁、套筒用臨時固定邊界約束。目的是建立零件間的接觸關系，避免計算收斂困難。②預緊工況的計算;改變螺栓預緊載荷，施加預定的預緊載荷，同時去除臨時邊界約束。③工作工況的計算;固定螺栓長度，在上梁和下梁相應的部位施加工作載荷32 MN。上梁作用在主油缸法蘭及其底板安裝處，下梁載荷的作用面積按照按壓制一片0.8×0.8 m2磚坯確定。

2 結果分析

預應力組合機架的主要失效首先表現拉桿的疲勞斷裂，其次是上、下梁的疲勞破壞。利用有限元分析機架零件的應力場對零件的疲勞失效和設計很重要。根據計算的應力場分布狀況，可以了解各處的應力梯度及高應力區的影響范圍，確定易產生疲勞破壞的薄弱區域或危險點。根據疲勞相關理論，疲勞裂紋是在最大切應力幅作用下萌生，在最大主應力幅下擴展［10］。按照第四強度理論計算出的當量應力反映了單元體上切應力的均方根平均值。但是當量應力最大的地方不一定是疲勞破壞的危險區。因此，同時做出當量應力場和最大主應力場，有助于正確確定疲勞破壞危險區域。

2.1 機架的強度

1.15倍公稱壓力預緊載荷下組合機架的Von Mi－ses應力和最大主應力σ1分布情況如圖2所示。預緊狀態下，零部件的應力都遠小于對應材料的屈服強度。由于機架零部件(除了拉桿外)處于受壓狀態，最大主應力σ1的值都很小，只有在上、下梁中受圓螺母和套筒擠壓而被牽拉部分的材料表現出一定的拉應力。

圖2 機架在預緊狀態下的應力云圖

預緊后的機架在工作壓力作用下，Mises應力和最大主應力σ1分布如圖3所示。上梁和下梁大部分區域處較低應力區域，強度上還有較大的優化空間。從如圖3(a)所示的VonMises應力分布來看，少數區域如:圓螺母與上、下橫梁的接觸面，下梁裙墻的聯接部位，地腳螺栓安裝處，以及各個過渡圓弧處、細部結構變化處等是高應力集中區。這些部位的最大應力值也都沒有超過相應材料的屈服強度。結合機架最大主應力分布圖(如圖3(b)所示)可知，零件結合接觸面等處的高應力部位是壓應力狀態，不會引起疲勞破壞。容易引起疲勞破壞的區域是:上梁螺母臺階與肩膀3個過渡圓弧面相交處、下梁裙墻的聯接部位和主油缸底板安裝面的過渡圓弧處，需對這些部位進行改進設計;特別是下梁裙墻的聯接部位以及地腳螺栓的安裝處，其最大主應力已經接近或超出了許可應力值，應該結合安裝地基對這一部分結構重新進行設計。

圖3 預緊機架工作狀態下的應力云圖

2.2 機架的剛度

工作狀態下的機架變形直接影響到設備性能、相關零部件的工作壽命以及壓制精度。工作狀態下機架的Z，Y，X方向上的變形分別如圖4(a～c)所示。仿真時將地腳螺栓處Z軸方向位移固定，工作狀態下，上梁Z軸方向變形都是負值(如圖4(a)所示)，說明預緊后的機架在工作狀態下也處于被壓縮狀態。整個機架在Y軸方向上的變形都小于0.3 mm(如圖4(b)所示)，在X軸方向上的變形都小于0.15 mm(如圖4(c)所示)。根據行業標準［11］，量取套筒上、下相應部位，其X向最大相對位移為(－0.019)－0.062=0.081 mm，Y向最大相對位移為(－0.111)－(－0.296)=0.185 mm，可以將套筒作為導向，其變形符合導向精度要求。在上、下橫梁取相應測量點，可知，工作狀態下，上梁剛度為0.167 mm/m，下梁剛度為0.212 mm/m，基本符合0.12 mm/m～0.20 mm/m的標準要求。

圖4 工作狀態下機架的變形云圖

2.3 機架的整體性

機架整體性要求必須保證機架工作時，各構件的接合面間不會出現開縫現象，這是機架本體設計中的關鍵性問題。套筒與上梁及下梁結合部表面接觸壓力的分布情況如圖5所示，其表面接觸壓力都大于4 MPa，表明在工作狀態下，套筒與上、下梁之間接合面表面還存在著足夠的殘余預緊壓力，組合機架未發生開縫現象，1.15倍公稱壓力的預緊系數取值比較適當。

圖5 工作狀態下的套筒結合面接觸壓力分布云圖

2.4 機架變形能

由于陶瓷壓機的工作頻次很高，研究壓機機架在外力作用時的彈性變形所引起的能量損耗是很有必要的。根據有限元結果，整個機架在預緊狀態下的彈性變形能為7.44×104kJ，在工作狀態下為9.88×104kJ，如果忽略材料內部阻尼的作用，則單次壓制，因機架彈性變形而消耗的能量為2.44×104kJ。如果簡單地以拉桿伸長量(工作狀態下比預緊狀態下的拉長了0.75 mm)和公稱壓制力來計算機架的彈性變形能［12］則為0.5×0.75×32 000=1.2 ×104kJ，只占總變形能的50%。可見，上、下梁彎曲彈性變形能所導致的能耗也是機架所消耗能量的主要部分。因此，預應力組合機架的能耗水平不會比普通梁柱結構機架優越很多。

3 結束語

接觸有限元方法能夠用于滿足預緊組合機架裝配體的力學分析要求，實現對機架的預緊以及預緊后機架工作狀態的模擬仿真。根據計算結果，本研究獲得了機架在預緊狀態下以及工作狀態下的當量應力場和最大主應力場，其能夠幫助設計人員合理確定機架預緊系數，并正確判斷疲勞破壞的危險區域。

經分析認為，拉桿與下圓螺母的頭幾圈螺紋結合部、上梁螺母臺階與肩膀3個過渡圓弧面相交處、主油缸底板安裝面的過渡圓弧處、下橫梁的裙墻聯接部位以及地腳螺栓的安裝處等部位是疲勞破壞的薄弱環節。施加1.15倍公稱壓力的預緊力能夠保持組合機架的整體性。經過對機架整體的變形能計算，發現上、下橫梁的彎曲彈性變形能是機架能耗的主要組成部分，僅從拉桿的彈性變形能計算機架能耗會導致很大的誤差。

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