90MN油壓機拉桿斷裂原因分析

史淑芬 包家漢 潘紫微 童靳于

(1：安徽工業大學工商學院 安徽馬鞍山 243002；2：安徽工業大學機械工程學院 安徽馬鞍山 243100)

1 前言

金屬鍛造是國民經濟的基礎產業，在工業生產和國民經濟中占有重要地位。大型鍛件的生產能力及水平對國家國防工業和民用工業的發展起著舉足輕重的作用。機架是鍛壓機的關鍵受力部件, 如何確定合理的機架結構型式是一個極為重要的問題。重型裝備特別是冶金鋼鐵行業的四輥軋機、鍛壓行業的壓力機等大型受力機架，設計制造整體機架和預應力機架都比較廣泛[1]。

某鋼廠于2004年投產的全自動車輪軋制生產線由3臺油壓機和1臺軋機組成。90MN油壓機是其最大的油壓機，主要對車輪坯料進行成形壓制。2016年12月19日，90MN油壓機4根拉桿中的一根發生斷裂現象，斷裂面位于拉桿與下部螺母擰緊處的上表面。此油壓機從2004年投產至2016年12月份，沖壓次數約為5×106次，從斷口照片可清晰的看到疲勞源區、疲勞裂紋擴展區和斷裂區，因此初步判斷，拉桿斷裂是有限壽命下的疲勞破壞。而按照設計，油壓機機架(包括拉缸)是長期壽命，使用壽命應在5×107次以上。因此，需對拉桿，特別是螺紋處的應力情況進行準確計算，分析其在工作時的疲勞強度是否滿足設計和使用要求。

2 有限元模型建立

2.1 螺母和主拉桿模型

由于結構和載荷的對稱性，先建立油壓機1/4的模型。根據分析的目的，對主拉桿、特別是主拉桿的螺紋部分進行準確建模，由于螺紋部分結構尺寸遠小于主拉桿尺寸，同時嚙合的螺紋圈數為25圈，主拉桿的圈數為50圈以上，所以造成嚙合的螺紋部分的單元和節點數眾多。因此，對上下橫梁、側立柱進行簡化建模，只保證其外形尺寸相同、剛度基本一致。

由于主拉桿和螺母螺紋部分是多圈的螺旋曲面，在三維CAD軟件中建模導入時，容易產生導入無體和面破裂、亂面的現象，因此最好在Ansys軟件中直接精確地建立。

在AutoCAD中建立螺紋(包括主拉桿的外螺紋和螺母的內螺紋)截面的精確模型，將生產的面域導入Ansys中，劃分截面網格；再在Ansys中通過程序生成一圈螺紋的螺旋線上的點共37個，在柱坐標系下聯接相鄰2點生成36條螺旋線，設置每條線2等份；采用Solid185單元，將劃分網格的面一次性沿36條螺旋線拉伸，生成一整圈主拉桿的外螺紋和螺母的內螺紋，再復制得到螺母和主拉桿的螺旋部分(為了降低單元和節點數，主拉桿外螺紋只建立了33圈)，進行元素的合并；清除螺母上下兩層體的網格，通過布爾操作，對螺母進行體分割，分割出螺母的高度500mm，注意分割面保證第一圈螺紋外部厚度為2mm，再對上下2層體進行網格劃分，得到6面體網格劃分完整的螺母；清除主拉桿外螺紋上下兩層體的網格，選擇螺紋的最上(或最下)表面，沿軸線方向拉伸一定長度，再通過布爾操作，用對剛拉伸的體進行體分割，分割出主拉桿螺紋部分的高度，得到下部螺母和主拉桿外螺紋部分(圖1，圖2)；通過鏡像、移動等操作，得到主拉桿上部的螺母和主拉桿外螺紋部分，再通過拉伸得到主拉桿除外螺紋部分的其它各段，對主拉桿各部分進行元素合并，完成主拉桿的模型，保存模型文件[2-3]。

圖1 下部螺母模型

圖2 主拉桿外螺紋模型

2.2 其它部分模型與網格

在三維CAD軟件中建立油壓機機架其它部分的零件，并進行裝配，裝配中注意坐標系的原點和方向與前面建成的主拉桿位置要相符，再保存為*.sat文件剛導入Ansys。在Ansys中，對接觸部位、加載部分進行面分割后，再采用Solid185單元進行自由網格劃分[4-5]。

2.3 材料及力學性能

在網格劃分時，各零件材料及力學性能如表1所示。

表中E為材料的彈性模量；μ為材料的泊松比；ρ為材料的密度；σs為材料的屈服極限；σb為材料的抗拉強度極限；σ-1為材料的對稱循環疲勞強度極限；σ0為材料的脈動循環疲勞強度極限；

2.4 接觸對

網格劃分后，設置了7對接觸對(表2)，各接觸對摩擦因數為0.1。

表1 零件材料及力學性能

注：σ-1=0.27(σs+σb)；σ0=1.4σs

表2 接觸對分布與特性

2.5 邊界條件

在模型施加以下的邊界條件：

1)在1/4模型X方向的對稱面上施加對稱約束；

2)在1/4模型Y方向的對稱面上施加對稱約束；

3)在下橫梁安裝螺栓的底座平面局部節點施加Z向(垂直方向)的約束。

施加載荷情況如下：

1)主拉桿正中部位設置預緊截面；

2)設置預緊力為21.3MN；

3)施加重力加速度9800mm/s2；

4)上下橫梁相應位置施加工作載荷22.5MN。

1/4計算的有限元模型，模型共包括節點483371個，單元448531個，其中Solid185單元416036個，targe170單元17025個，cont173單元14966個，prets179單元504個。

3 計算結果分析

3.1 米塞斯等效應力

計算得到的1/4模型最大米塞斯等效應力643.7MPa，出現在下螺母參與嚙合的螺紋的最上部位的外側(圖3)；去除下螺母外，最大米塞斯等效應力603.4MPa，出現在拉桿下部螺紋參與嚙合的螺紋牙根部位，位于外側(圖4)，這也是拉桿的最大米塞斯等效應力(圖5)，拉桿上螺紋處的最大米塞斯等效應力567.3MPa(圖5)；上螺母最大米塞斯等效應力584.8MPa，出現在上螺母參與嚙合的螺紋的最下部位的內側。

圖3下螺母米塞斯等效應力及其位置

圖4去除下螺母外模型的米塞斯等效應力及其位置

圖5 拉桿上螺紋處米塞斯等效應力

3.2 第一主應力

拉桿在拉應力情況下更容易斷裂，且拉桿螺紋部位的斷裂是在沖壓約5×106次情況下，受拉發生的疲勞斷裂，因此觀察零件的第一主應力及應力變化的幅值具有更重要的意義。

1/4模型計算得到的最大第一主應力648.7MPa，出現在拉桿下螺紋與螺母嚙合的第一圈螺紋處的外側(圖6)；去除拉桿下螺紋后，最大第一主應力618.1MPa，出現在拉桿上部螺紋與螺母嚙合的第一圈螺紋處，位于外側(圖7)；去除拉桿上下螺紋后，最大第一主應力出現在下螺母的第一圈螺紋根部，最大第一主應力546.0MPa(圖8)，其次，最大第一主應力為上螺母第一圈螺紋根部的518.2MPa。

對比表1拉桿和螺母的材料，拉桿最大第一主應力648.7MPa，大于拉桿材料的脈動循環疲勞極限強度503MPa，螺母最大第一主應力546.0MPa，大于螺母材料的脈動循環疲勞極限強度439MPa，在有限壽命的拉應力作用下，拉桿和下螺母均可能產生疲勞失效。

圖6 拉桿下螺紋最大第一主應力及位置

圖7 拉桿上螺紋最大第一主應力及位置

圖8 下螺母最大第一主應力及位置

4 結論

本文針對某鋼廠90MN油壓機4根拉桿中的一根發生斷裂的現象，通過有限元法對其進行仿真分析，得出以下結論：

1)通過對拉桿及螺母的米塞斯等效應力計算可知，對比表1拉桿和螺母的材料，螺母最大米塞斯等效應力643.7MPa，小于螺母材料的抗拉強度極限750MPa；拉桿最大米塞斯等效應力603.4MPa，小于拉桿材料的抗拉強度極限820MPa，因此，材料靜強度滿足要求，不會出現立即失效的現象。但拉桿和螺母的最大應力均大于材料的屈服強度，有一定的塑性變形傾向存在；

2)通過對拉桿及螺母的第一主應力計算可知，對比表1拉桿和螺母的材料，拉桿最大第一主應力648.7MPa，大于拉桿材料的脈動循環疲勞極限強度503MPa，螺母最大第一主應力546.0MPa，大于螺母材料的脈動循環疲勞極限強度439MPa，在有限壽命的拉應力作用下，拉桿和下螺母均可能產生疲勞失效；

3)本文通過分析拉桿疲勞斷口并利用有限元法分析拉桿及螺母的應力分布情況，有限元分析結論驗證了拉桿斷裂是疲勞斷裂所致，為拉桿能否使用提供了理論依據。