張江濤，徐海旭，鄭昱

(上海電力修造總廠有限公司，上海201316)

隨著電力機(jī)組容量的增大及核電的日益發(fā)展，設(shè)備對螺栓拉力的要求提高，單靠扭矩計算拉力已不能滿足精度要求。液壓螺栓拉伸器是一種專門用于螺栓緊固和扯卸的工具，運用液壓系統(tǒng)使被緊螺栓拉伸達(dá)到預(yù)定載荷，然后機(jī)械地鎖定在緊固件，從而達(dá)到預(yù)緊的目的。它的使用范圍越來越廣，載荷壓力的要求也越來越大，相應(yīng)螺栓拉伸器的材料選擇和強(qiáng)度變得非常重要。以有限元優(yōu)化及大量實驗作為基礎(chǔ)，某公司研制出具有先進(jìn)水平的超高壓超小空間使用的液壓螺栓拉伸系統(tǒng)，并成功地應(yīng)用于國產(chǎn)600 MW超臨界機(jī)組上，仿真分析和實驗結(jié)果得到很好的驗證，形成一套自行研發(fā)超高壓螺栓拉伸器的方法。

該公司研制的螺栓拉伸器結(jié)構(gòu)緊湊，操作方便，安全經(jīng)濟(jì);多個螺栓同步拉伸，使整圈螺栓受力均勻;緊固精度高，無摩擦，均勻地實現(xiàn)接合，裝配率得到提高，實踐證明它是非?？煽康?。作者主要利用ANSYS軟件對螺栓拉伸器的優(yōu)化方法進(jìn)行探討。

1 螺栓拉伸器的結(jié)構(gòu)及工作原理

螺栓拉伸器 (圖1)主要由液壓缸、座架6和過渡接頭1組成。其中，液壓缸包括缸體2、活塞5和密封組件3、4，加上人工需用的手棒7，就構(gòu)成了整個螺栓拉伸器的系統(tǒng)。液壓缸位于螺栓的中軸線位置，直接對螺栓施加軸向拉伸力，使其在彈性變形范圍內(nèi)被拉長，螺母就會變得易于松動。螺栓的延長量或拉伸量產(chǎn)生了螺栓緊固所需的夾緊力。螺栓受到拉伸時，螺母會與接觸面脫離開來，操作人員用手棒在拉伸器下端的開口處轉(zhuǎn)動螺母。卸掉拉伸器的油壓后，螺母再次和接觸面緊貼，從而使螺栓的軸向形變鎖住。具體操作為先往螺栓上旋上螺母，插上座架，然后套上螺栓拉伸器，通過過渡接頭往油缸里通油增壓，接著人工旋緊螺母，最后卸壓，取下工具，螺栓就被緊固，達(dá)到用戶的需求。

圖1 螺栓拉伸器的結(jié)構(gòu)示意圖

2 有限元模型的分析

通過力學(xué)理論分析可知，如果螺栓拉伸器在高壓作用下被破壞，那么危險處是油缸內(nèi)腔的拐角處。此地方的導(dǎo)角處易產(chǎn)生集中應(yīng)力，如果材料選用不當(dāng)，并且結(jié)構(gòu)設(shè)計不合理，螺栓拉伸器在超高壓的工況下，缸體拐角處極易遭到損壞，如圖2所示。接下來基于ANSYS軟件可單獨對設(shè)計的缸體模型進(jìn)行有限元分析。

圖2 螺栓拉伸器缸體的損壞

2．1 缸體模型的簡化

缸體的模型初步選定:活塞內(nèi)、外徑分別為90和150 mm;液壓面積為11 310 mm2;活塞行程為10 mm;最大工作壓力和最大實驗壓力分別為115和143 MPa;油缸材料為25Cr2MoVA。圖3為缸體的結(jié)構(gòu)示意圖，標(biāo)記a=16 mm，b=14 mm，c=34 mm，r=3 mm。

圖3 缸體的示意圖

當(dāng)活塞達(dá)到最大行程、缸體內(nèi)的工作壓力最大時，以這個臨界條件作為臨界靜力分析的基礎(chǔ)，校核危險處的強(qiáng)度。同時，罐油孔相對于模型的尺寸很小，可以忽略，模型簡化如圖4所示。

圖4 缸體三維模型的簡化

簡化后的模型易于劃分網(wǎng)格，并且關(guān)鍵處得到的結(jié)果基本上不變，工作人員能夠節(jié)省大量的時間，且對模型尺寸修改后的對比分析有一定的準(zhǔn)確性。

2．2 有限元前處理

根據(jù)《機(jī)械工程材料性能數(shù)據(jù)手冊》可知:25Cr2MoVA材料在室溫下的彈性模量為E=211 GPa，泊松比 ν=0．3。在 ANSYS中選取單元:brick8node45。在缸體拐角處劃分網(wǎng)格要密，有利于分析的準(zhǔn)確度。進(jìn)行計算時，活塞的下端和缸體的右端連接處按照實際的尺寸采用全約束固定方法，在活塞的行程最大處加載相對應(yīng)的載荷。對模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖5所示。

圖5 缸體的有限元前處理模型

2．3 有限元后處理

利用ANSYS對模型求解得應(yīng)變應(yīng)力云圖，如圖6所示。

通過圖6不難發(fā)現(xiàn)缸體內(nèi)部接近螺栓一端的拐角處有局部應(yīng)力，此處有最大的應(yīng)力值，其值為1 203 MPa，大于材料的屈服極限，甚至遠(yuǎn)大于材料的強(qiáng)度極限，是最易破壞處;并且缸體的外端有最大的變形，其值為0．187 mm。接下來在保證液壓面積基本不變的情況下，對活塞的內(nèi)外徑、缸體上端厚度以及內(nèi)腔導(dǎo)角進(jìn)行優(yōu)化分析，主要尺寸為a，b，c，r。

圖6 缸體的應(yīng)變和應(yīng)力云圖

2．4 缸體的有限元結(jié)構(gòu)優(yōu)化

缸體的設(shè)計最優(yōu)狀態(tài)是使該結(jié)構(gòu)拐角處的集中應(yīng)力系數(shù)最小，因此針對此問題，選擇設(shè)計變量為:［x1，x2，x3，x4］T= ［a，b，c，r］T，其中 6 mm≤a≤20 mm;10 mm≤b≤30 mm;30 mm≤c≤65 mm;2 mm≤r≤6 mm。狀態(tài)變量 s=(l-a)2-(m+b)2，保持其面積值不變，其中m為螺栓的半徑，l為缸體總長度。由于優(yōu)化任務(wù)是使缸體的應(yīng)力集中系數(shù)最小，所以建立目標(biāo)函數(shù)如下:min K=Smax/S，其中K為應(yīng)力集中系數(shù)，Smax為缸體拐角處的最大當(dāng)量應(yīng)力(按第四強(qiáng)度理論)，S為缸體的當(dāng)量應(yīng)力。通過有限元優(yōu)化分析，得到的優(yōu)化尺寸a，b，c，r分別改為9，25，60，5．5 mm，如圖7所示。

優(yōu)化求解得到應(yīng)變和應(yīng)力云圖，見圖8。由圖可知:最大應(yīng)力還是發(fā)生在缸體內(nèi)腔拐角處，但是最大應(yīng)力由1 203 MPa變?yōu)?87．5 MPa，遠(yuǎn)小于材料的屈服極限，并且安全系數(shù)為1．34。應(yīng)變也有了很大的改變，最大位移在缸體外端，為0．092 5 mm。

圖7 油缸尺寸修改后的模型

圖8 優(yōu)化缸體的應(yīng)變和應(yīng)力云圖

以上分析模擬的是實際運用中的壓力荷載 (115 MPa)，但出廠前需要做一些耐壓試驗。按照ASME KT-311章規(guī)定試驗壓力143 MPa，將拉伸器設(shè)備整體在油壓下試驗，保壓10 s。運用軟件校核得到的應(yīng)變和應(yīng)力云圖如圖9所示。

圖9 試驗缸體的應(yīng)變和應(yīng)力云圖

做油壓試驗時，缸體的最大集中應(yīng)力為715．2 MPa，小于材料25Cr2MoVA的許用應(yīng)力。同時，按照J(rèn)B/T 6390-2007中試驗方法的檢驗規(guī)則，螺栓拉伸器外徑允許的變形量 (缸體外端的最大位移)為0．113 mm，在標(biāo)準(zhǔn)控制的范圍內(nèi)。對以上缸體的有限元分析結(jié)果做小結(jié)，如表1所示。

表1 ANSYS求解的數(shù)據(jù)對比

通過采用ANSYS對缸體進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，以及對密封圈和座架的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改造，整體螺栓拉伸器的結(jié)構(gòu)可修正為圖10所示，即為螺栓拉伸器的最終示意圖。

圖11為加工出的優(yōu)化后缸體。根據(jù)優(yōu)化后結(jié)構(gòu)，公司投入生產(chǎn)，然后做一定試驗來驗證結(jié)構(gòu)的合理性，試驗如圖12所示。

圖10 優(yōu)化后的整體結(jié)構(gòu)

圖11 加工出優(yōu)化的缸體

圖12 優(yōu)化后螺栓拉伸器的試驗

此次試驗共試做了4套拉伸器，試驗前和耐壓試驗后，缸體外端直徑值均無塑性變形，無泄漏，檢查缸體和活塞作相對運動部分無表面劃傷，密封圈無撕裂現(xiàn)象。缸體按JB/T 4730．5-2005滲透檢測，質(zhì)量等級為I級。得到的結(jié)果是非常理想的，為設(shè)備安全生產(chǎn)提供了依據(jù)。

3 優(yōu)化后缸體的疲勞分析

ANSYS的疲勞分析工具采用廣泛使用的應(yīng)力—壽命方法，綜合考慮平均應(yīng)力、載荷條件與疲勞強(qiáng)度系數(shù)等疲勞影響因素并按線性累積損傷理論進(jìn)行疲勞計算。

應(yīng)力水平下的疲勞壽命根據(jù)相應(yīng)材料的S-N曲線得到。S-N曲線描述的是應(yīng)力幅Sa和該應(yīng)力幅下開始破壞的循環(huán)數(shù)N的關(guān)系，它能較準(zhǔn)確地描述材料的疲勞循環(huán)破壞特性。

表2 S-N曲線

將ESDU(英:工程科學(xué)數(shù)據(jù)組織)-G41400中Cr-Mo合金鋼的S-N曲線 (圖13)，近似作為該合金材料的S-N曲線。

圖13 Cr-Mo合金鋼的S-N曲線

選取圖13中數(shù)據(jù) (如表2)作為輸入的疲勞數(shù)據(jù)。模型中集中應(yīng)力最大處即節(jié)點1 680的疲勞分析為事件1，由于節(jié)點應(yīng)力不能直接在結(jié)果文件中輸出，所以手工輸入節(jié)點載荷步的應(yīng)力。將載荷循環(huán)次數(shù)設(shè)為1×106，運算求解得到缸體的循環(huán)壽命如表3。

表3 缸體循環(huán)壽命

通過ANSYS求得的循環(huán)次數(shù)已經(jīng)滿足螺栓拉伸器生產(chǎn)作業(yè)中的需求，用戶可以安全地使用該結(jié)構(gòu)的產(chǎn)品。

4 結(jié)論

(1)利用ANSYS軟件對缸體進(jìn)行強(qiáng)度校核，發(fā)現(xiàn)危險截面處的集中應(yīng)力大于材料的強(qiáng)度極限。通過優(yōu)化結(jié)構(gòu)尺寸使得最大應(yīng)力值在超高壓下小于許用應(yīng)力，并且最大位移控制在標(biāo)準(zhǔn)范圍內(nèi)。

(2)該公司研制的螺栓拉伸器需做大量的型式試驗和出廠試驗。作者在ASME規(guī)定的試驗壓力工況下，對缸體進(jìn)行有限元校核，得到的后處理也符合強(qiáng)度要求。

(3)螺栓拉伸器的工作環(huán)境比較惡劣，如果長期工作在超高壓工況下，容易產(chǎn)生疲勞破壞，并且會給整套設(shè)備帶來嚴(yán)重的后果。通過有限元疲勞分析，可得到其使用壽命為158 500次，為用戶安全使用該產(chǎn)品提供了依據(jù)。

【1】全國液壓與氣動標(biāo)準(zhǔn)化技術(shù)委員會．JB/T 10205-2000液壓缸技術(shù)條件［S］．北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2000．

【2】ASME鍋爐及壓力容器委員會．ASMEI-2007 ASME鍋爐及壓力容器規(guī)范:I:動力鍋爐建造規(guī)則［S］．北京:中國石化出版社，2011．

【3】吳鳳和．液壓拉伸裝置設(shè)計［J］．機(jī)床與液壓，2002(1):112．

【4】徐為，羅富春，胡蘊成，等 汽輪發(fā)電機(jī)組聯(lián)軸器液壓拉伸螺栓的開發(fā)應(yīng)用［J］．熱力發(fā)電，2003(12):43-45．

【5】邵立武，姜毅，傅德彬，等．基于有限狀態(tài)機(jī)的多級液壓缸仿真分析［J］．機(jī)床與液壓，2012，40(1):121-123．

【6】周小鵬，朱新才，馮威，等．液壓缸測試臺的設(shè)計［J］．液壓與氣動，2012(1):62-63．