組合框架式機身拉緊螺栓預緊ANSYS模擬分析

聞開斌，楊洋，任東杰，潘龍飛，周根

（揚州鍛壓機床股份有限公司，江蘇揚州225128）

組合框架式機身拉緊螺栓預緊ANSYS模擬分析

聞開斌，楊洋，任東杰，潘龍飛，周根

（揚州鍛壓機床股份有限公司，江蘇揚州225128）

本文介紹了組合框架式機身ANSYS有限元分析中常用的拉緊螺栓預緊方法；采用等效應變法對某系列的5500 kN壓力機機身進行預緊分析，結果表明該方法能夠很好地模擬實際預緊力。

壓力機；機身；ANSYS；組合框架式；預緊；螺栓

大型鍛壓裝備多采用組合框架式結構，通過大型螺栓將機身連接為一體。為增強聯接剛性、緊密性和傳遞能量，安裝螺栓時需施加合適的預緊力。ANSYSWorkbench有限元分析中，常用模擬螺栓預緊方法，包括直接加載法、等效應力法、等效應變法等。

其中，直接加載法、等效應力法不能很好地模擬實際預緊狀況。這是因為拉緊螺栓在從預緊狀態到沖裁滿載荷狀態時，依然會進一步伸長，從而導致拉緊螺栓所產生的預緊力進一步增大。然而“直接加載法”與“等效應力法”所產生的預緊力是恒定不變的，因此無法真實模擬出實際的預緊情況。

等效應變法通過預先對拉緊螺栓施加一個應變變形，使拉緊螺栓在初始狀態下產生一個預緊力的效果，在沖裁過程中，螺栓會進一步拉長，從而使螺栓產生的預緊力隨拉長而增大，因此該種方法能夠很好地模擬出實際的預緊狀況。

本文以公司某5500kN壓力機為分析對象，分析拉緊螺栓的工作原理，分別采用等效應變法以及默認整體聯接法對其進行仿分析真，并對兩種分析方法進行對比和評價。

1 螺栓預緊理論說明

壓力機在工作時，橫梁、底座和立柱之間靠拉緊螺栓以預緊，使機身受壓，有一定的預壓縮量；拉緊螺栓相應受拉，有一定伸長量。在工作時，機身的預壓縮量減少，螺栓進一步伸長。通常因橫梁和底座的截面很大而高度較小，相對于立柱而言，其壓縮量可忽略不計。故對機身變形只是考慮立柱的變形。

如圖1所示為拉緊螺栓和立柱的變形情況簡圖。

圖1 螺栓和立柱變形示意圖

圖中，λ1——預緊后拉緊螺栓伸長量；

λ2——預緊后立柱壓縮量；

λ′1——工作時拉緊螺栓伸長量；

λ′2——工作時立柱殘余壓縮量。

所以，拉緊螺栓在工作狀態比預緊狀態所增加的伸長量為：

立柱在工作狀態比預緊狀態所減少的壓縮量為：

在彈性范圍內，螺栓以及立柱的受力和變形基本是線性的，采用軟件計算方法可知也是按照線性變化的。如圖2所示。

圖2 螺栓與立柱的力-變形圖

機身受到公稱壓力Pg作用時，拉緊螺栓除承受立柱給它的反作用力（即立柱殘余預緊力Pyt′）以外，又多加了一公稱力Pg。即拉緊螺栓從Py增加為Pyt，而立柱由Py′變為Pyt′。由圖2c得：

根據胡克定律，拉緊螺栓所產生的力

立柱所產生的力

可見，整機在公稱力Pg作用過程中，對整機變形Δλ相關的因素為K1與K2，因此可得對分體式機身預緊螺栓的分析可由兩種方法進行選擇：一種是定義好各部分接觸關系，對螺栓采用等效應變法分析整機變形；另一種是默認整機各部分為一個整體，連接方式為Bond聯接，直接進行分析。現分別用兩種方法對機床進行分析，對比其優缺點。

2 模型分析

壓力機由上橫梁、立柱、底座、拉緊螺栓組成，屬于組合框架式機架。鑒于壓力機對復雜模型建模比較困難，本次分析采用NX建模后倒入ANSYS Workbench軟件，壓力機機身結構的前后左右均對稱，取其1/4模型進行有限元分析，模型如圖3所示。

壓力機機身材料Q235-A，彈性模量206GPa，泊松比0.3；拉桿材料45鋼，抗拉強度600MPa，屈服強度355MPa，彈性模量210GPa，泊松比0.3。

圖3 壓力機模型與1/4分析模型

3 預緊力說明

在壓力機工作過程中，預緊力大小會影響橫梁與立柱以及底座與立柱的接觸情況。根據工程經驗，取預緊力為1.5倍公稱力，所以單根拉緊螺栓的預緊力大小為2062.5kN。

4 等效應變法分析過程

本次分析中，由于螺栓在預緊力大小為2062.5kN時的應變不能預先知道，因此可先添加一個2mm應變變形，查看此時螺栓所產生的預緊力，從而推出合適的應變變形。

約束施加在橫梁上端螺栓表面的X、Y、Z方向自由度，拉桿、橫梁、立柱、底座之間采用面-面結合組，其中立柱與橫梁以及立柱與底座的接觸面采用粗糙接觸，摩擦系數0.3,其余接觸為綁定接觸。具體過程如下。

4.1 螺栓應變載荷為2mm

如圖4所示為2mm應變載荷下立柱所受壓力。

由于在預緊狀態下，立柱所受壓力即為螺栓預緊力，因此此時的螺栓預緊力為1557.3kN,而目標預緊載荷為2062.5kN,所以應施加的應變載荷為：

圖4 2mm應變載荷下立柱所受壓力

4.2 螺栓應變載荷為2.6488mm

圖5所示為2.6488mm應變載荷下立柱所受壓力。

圖5 2.6488mm應變載荷下立柱所受壓力

此時可看出立柱所受壓力為2062.5kN，剛好為目標預緊載荷。因此該狀態即為機床的預緊初始狀態。

探測出此時拉緊螺栓的拉應力為72.2MPa。而螺栓在受到2062.5kN拉力狀態時，其所產生的理論拉應力為，其中拉緊螺栓r＝95mm，由此可算出[σ]=72.7MPa，與72.2MPa的分析應力極其接近。從而看出上述方法施加的預緊狀態符合分析要求。如圖6所示拉緊螺栓應力圖。

記錄此狀態下底座與橫梁的豎直變形，并將此變形記為基準變形。其數據如圖7所示。

橫梁豎直變形Δ1=0.106mm

底座豎直變形Δ2=0.481mm

4.3 在預緊力的基礎上加載荷（圖8）

圖6 拉緊螺栓應力圖

圖7 橫梁、底座以及整機豎直位移云圖

圖8 沖裁工況下立柱所受壓力

圖9 沖裁工況下拉緊螺栓拉應力

由圖9可知，拉緊螺栓在沖裁狀態下拉應力進一步增大，變為79.2MPa，則可以算出此時拉桿所產生的預緊力大小為Pyt′=79.2×π·r2=2246kN，符合實際螺栓變化情況。觀察圖9可知，此時立柱殘余壓力為Pyt=887.5kN，則可得出Pyt′-Pyt=1358.5kN≈0.25·Pg(1375kN)，與前述提到的螺栓預緊理論趨勢一致。

記錄沖裁工況下底座與橫梁的豎直變形，將此變形記為基準變形。數據如圖10所示。

圖10 沖裁工況下橫梁、底座及整機豎直位移云圖

橫梁豎直變形為：

底座豎直變形為：

綜合上述數據，該組合機身在等效應變方法下所計算出的整機變形為：

5 默認整體直接分析法

本次分析中，將整機各部分之間的連接定義為Bond聯接，依然約束施加在橫梁上端螺栓表面的X、Y、Z方向自由度。如圖11所示，具體分析如下。

橫梁豎直變形為：

底座豎直變形為：

因此可見，該方法計算出的整機變形為：

圖11 默認整體分析法下橫梁、底座豎直位移云圖

6 結論

5500kN機械壓力機組合式框架機身，通過ANSYSWorkbench的兩種方法計算出的整機變形結果分別為：預緊螺栓等效應變法Δ=0.587mm；默認整體不加預緊力方法C=0.555mm。

可見，兩種方法計算出的整機變形相差很小，誤差僅為0.032mm。但第一種方法計算耗時遠遠大于第二種方法，因此在設計初期可通過第二種方法較準確地計算出產品的變形情況。當產品最終定型后，可以用第一種方法對產品的變形進行較準確得分析。從而有效提高設計周期，并保證分析的準確性。

[1]何德譽.曲柄壓力機[M].北京：機械工業出版社，1981.

[2]沈春根，王貴成，王樹林，等.UG NX7.0有限元分析入門與實例精講[M].北京：機械工業出版社，2010.

[3]鄭文緯，吳克堅.機械原理[M].北京：高等教育出版社，1997.

[4]王勖成.有限單元法[M].北京：清華大學出版社，2003.

ANSYS simulation analysis of pre-tightening by tension bolt for composite frame body

WEN Kaibin，YANG Yang，REN Dongjie，PAN Longfei,ZHOU Gen
（Yangzhou Metalforming Machine Group Co.,Ltd.,Yangzhou 225128,Jiangsu China）

The pre-tightening method by tension bolt for composite frame body has been introduced in the text,which is commonly used in the ANSYS finite element analysis.The pre-tightening analysis has been conducted to some series of 5500kN press body by use of equivalent strain method.The analysis result shows that this method can well simulate the actual pre-tightening force.

ANSYS;Pre-tightening;Bolt;Analysis

TG315.5

A

10.16316/j.issn.1672-0121.2016.05.003

1672-0121（2016）05-0015-04

2016-05-25；

2016-07-16

聞開斌（1977-），男，工程師，從事鍛壓設備設計與制造。E-mail：beijing2008chenc@163.com