施勁宇

(福建工程學(xué)院機(jī)電工程實(shí)訓(xùn)中心，福建福州 350108)

0 引 言

全自動(dòng)陶瓷液壓壓磚機(jī)是陶瓷墻地磚生產(chǎn)中的關(guān)鍵設(shè)備。目前，大、中噸位的陶瓷壓磚機(jī)機(jī)架結(jié)構(gòu)多采用拉桿—套筒預(yù)緊梁柱組合結(jié)構(gòu)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(yù)緊力連接成為一個(gè)整體。壓制成形時(shí)，機(jī)架承受了全部載荷。陶瓷壓磚機(jī)的每分鐘壓制次數(shù)高達(dá)十幾次，加上它是全天候連續(xù)工作，因此，機(jī)架的整體力學(xué)性能對(duì)制品精度、模具壽命、壓機(jī)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(yù)緊機(jī)架在快鍛、模鍛、深拉等金屬壓力加工設(shè)備上得到廣泛的應(yīng)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(jī)架的整體性)，具有重要的意義。較多的結(jié)構(gòu)分析或是將機(jī)架簡(jiǎn)化成單一的連續(xù)體［1－2］，或是沒有考慮零部件之間的接觸摩擦和裝配關(guān)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(yù)緊的力學(xué)模型［4］，根據(jù)螺栓聯(lián)接疲勞理論分析機(jī)架疲勞壽命。這顯然無法正確了解機(jī)架整體力學(xué)性能。吳生富等［5－6］對(duì)150 MN鍛壓機(jī)組合結(jié)構(gòu)機(jī)架進(jìn)行整體分析，提出了考慮橫梁變形的“真預(yù)緊曲線”、臨界載荷、整體區(qū)和開縫區(qū)及分離區(qū)等概念。沙心勇等［7］研究了拉壓剛度比和不同載荷對(duì)組合機(jī)架整體性的影響規(guī)律，認(rèn)為拉壓剛度比越大，液壓機(jī)整體性越好。然而陶瓷壓磚機(jī)的工況與金屬壓機(jī)有著較大的區(qū)別，其沖擊載荷相對(duì)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(huán)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(yù)緊力單元法來模擬預(yù)緊力，得出了壓磚機(jī)機(jī)架在受到大小為公稱壓制力的中心載荷作用下的關(guān)鍵零件的強(qiáng)度及剛度，并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，但是沒有從疲勞特性方面進(jìn)行分析，研究也從未涉及到機(jī)架彈性變形而導(dǎo)致的能耗問題。

本研究利用接觸有限元方法對(duì)機(jī)架裝配體進(jìn)行分析，建立主要零部件之間的摩擦接觸關(guān)系，獲得機(jī)架裝配體在預(yù)緊狀態(tài)和工作狀態(tài)下的應(yīng)力、應(yīng)變特性，并從機(jī)架工作過程的彈性變形能變化來探討機(jī)架的能耗問題，為后繼的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

1 模型的建立

圖1 預(yù)緊組合機(jī)架液壓機(jī)

以某32 MN陶瓷壓磚機(jī)為例，本研究利用Solidworks建立的機(jī)架裝配圖如圖1所示。對(duì)于明顯不會(huì)影響機(jī)架整體強(qiáng)度、剛度的部位，如螺紋孔、銷孔等簡(jiǎn)化忽略;假定活動(dòng)橫梁和立柱之間沒有運(yùn)動(dòng)干涉，忽略活動(dòng)橫梁和活塞以及零部件重力的影響。由于機(jī)架結(jié)構(gòu)形狀、材料、載荷都具有對(duì)稱性，可只建立1/4模型，將其導(dǎo)入到Abaqus中。材料屬性如表1所示。對(duì)模型網(wǎng)格劃分時(shí)，須注意應(yīng)力集中部位的網(wǎng)格細(xì)化，以及零部件接觸設(shè)置對(duì)網(wǎng)格的要求。螺母、套筒、拉桿結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(jī)架變形過程中，各零部件表面需要利用接觸分析技術(shù)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(shù)設(shè)置為0.2，定義了6個(gè)接觸對(duì):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(lián)接，但是，大大降低了計(jì)算規(guī)模，且對(duì)機(jī)架整體力學(xué)性能分析的影響不大。

表1 機(jī)架零部件的材料屬性表

本研究將下梁底部地腳螺栓聯(lián)接部分Z向位移限制為零。在機(jī)架對(duì)稱面上分別設(shè)置X、Y軸對(duì)稱。該計(jì)算分3個(gè)步驟:①建立零部件的接觸關(guān)系;先施加一個(gè)很小的螺栓預(yù)緊力，同時(shí)將上梁、套筒用臨時(shí)固定邊界約束。目的是建立零件間的接觸關(guān)系，避免計(jì)算收斂困難。②預(yù)緊工況的計(jì)算;改變螺栓預(yù)緊載荷，施加預(yù)定的預(yù)緊載荷，同時(shí)去除臨時(shí)邊界約束。③工作工況的計(jì)算;固定螺栓長度，在上梁和下梁相應(yīng)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(jié)果分析

預(yù)應(yīng)力組合機(jī)架的主要失效首先表現(xiàn)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(jī)架零件的應(yīng)力場(chǎng)對(duì)零件的疲勞失效和設(shè)計(jì)很重要。根據(jù)計(jì)算的應(yīng)力場(chǎng)分布狀況，可以了解各處的應(yīng)力梯度及高應(yīng)力區(qū)的影響范圍，確定易產(chǎn)生疲勞破壞的薄弱區(qū)域或危險(xiǎn)點(diǎn)。根據(jù)疲勞相關(guān)理論，疲勞裂紋是在最大切應(yīng)力幅作用下萌生，在最大主應(yīng)力幅下擴(kuò)展［10］。按照第四強(qiáng)度理論計(jì)算出的當(dāng)量應(yīng)力反映了單元體上切應(yīng)力的均方根平均值。但是當(dāng)量應(yīng)力最大的地方不一定是疲勞破壞的危險(xiǎn)區(qū)。因此，同時(shí)做出當(dāng)量應(yīng)力場(chǎng)和最大主應(yīng)力場(chǎng)，有助于正確確定疲勞破壞危險(xiǎn)區(qū)域。

2.1 機(jī)架的強(qiáng)度

1.15倍公稱壓力預(yù)緊載荷下組合機(jī)架的Von Mi－ses應(yīng)力和最大主應(yīng)力σ1分布情況如圖2所示。預(yù)緊狀態(tài)下，零部件的應(yīng)力都遠(yuǎn)小于對(duì)應(yīng)材料的屈服強(qiáng)度。由于機(jī)架零部件(除了拉桿外)處于受壓狀態(tài)，最大主應(yīng)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(xiàn)出一定的拉應(yīng)力。

圖2 機(jī)架在預(yù)緊狀態(tài)下的應(yīng)力云圖

預(yù)緊后的機(jī)架在工作壓力作用下，Mises應(yīng)力和最大主應(yīng)力σ1分布如圖3所示。上梁和下梁大部分區(qū)域處較低應(yīng)力區(qū)域，強(qiáng)度上還有較大的優(yōu)化空間。從如圖3(a)所示的VonMises應(yīng)力分布來看，少數(shù)區(qū)域如:圓螺母與上、下橫梁的接觸面，下梁裙墻的聯(lián)接部位，地腳螺栓安裝處，以及各個(gè)過渡圓弧處、細(xì)部結(jié)構(gòu)變化處等是高應(yīng)力集中區(qū)。這些部位的最大應(yīng)力值也都沒有超過相應(yīng)材料的屈服強(qiáng)度。結(jié)合機(jī)架最大主應(yīng)力分布圖(如圖3(b)所示)可知，零件結(jié)合接觸面等處的高應(yīng)力部位是壓應(yīng)力狀態(tài)，不會(huì)引起疲勞破壞。容易引起疲勞破壞的區(qū)域是:上梁螺母臺(tái)階與肩膀3個(gè)過渡圓弧面相交處、下梁裙墻的聯(lián)接部位和主油缸底板安裝面的過渡圓弧處，需對(duì)這些部位進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì);特別是下梁裙墻的聯(lián)接部位以及地腳螺栓的安裝處，其最大主應(yīng)力已經(jīng)接近或超出了許可應(yīng)力值，應(yīng)該結(jié)合安裝地基對(duì)這一部分結(jié)構(gòu)重新進(jìn)行設(shè)計(jì)。

圖3 預(yù)緊機(jī)架工作狀態(tài)下的應(yīng)力云圖

2.2 機(jī)架的剛度

工作狀態(tài)下的機(jī)架變形直接影響到設(shè)備性能、相關(guān)零部件的工作壽命以及壓制精度。工作狀態(tài)下機(jī)架的Z，Y，X方向上的變形分別如圖4(a～c)所示。仿真時(shí)將地腳螺栓處Z軸方向位移固定，工作狀態(tài)下，上梁Z軸方向變形都是負(fù)值(如圖4(a)所示)，說明預(yù)緊后的機(jī)架在工作狀態(tài)下也處于被壓縮狀態(tài)。整個(gè)機(jī)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(jù)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)［11］，量取套筒上、下相應(yīng)部位，其X向最大相對(duì)位移為(－0.019)－0.062=0.081 mm，Y向最大相對(duì)位移為(－0.111)－(－0.296)=0.185 mm，可以將套筒作為導(dǎo)向，其變形符合導(dǎo)向精度要求。在上、下橫梁取相應(yīng)測(cè)量點(diǎn)，可知，工作狀態(tài)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(biāo)準(zhǔn)要求。

圖4 工作狀態(tài)下機(jī)架的變形云圖

2.3 機(jī)架的整體性

機(jī)架整體性要求必須保證機(jī)架工作時(shí)，各構(gòu)件的接合面間不會(huì)出現(xiàn)開縫現(xiàn)象，這是機(jī)架本體設(shè)計(jì)中的關(guān)鍵性問題。套筒與上梁及下梁結(jié)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(tài)下，套筒與上、下梁之間接合面表面還存在著足夠的殘余預(yù)緊壓力，組合機(jī)架未發(fā)生開縫現(xiàn)象，1.15倍公稱壓力的預(yù)緊系數(shù)取值比較適當(dāng)。

圖5 工作狀態(tài)下的套筒結(jié)合面接觸壓力分布云圖

2.4 機(jī)架變形能

由于陶瓷壓機(jī)的工作頻次很高，研究壓機(jī)機(jī)架在外力作用時(shí)的彈性變形所引起的能量損耗是很有必要的。根據(jù)有限元結(jié)果，整個(gè)機(jī)架在預(yù)緊狀態(tài)下的彈性變形能為7.44×104kJ，在工作狀態(tài)下為9.88×104kJ，如果忽略材料內(nèi)部阻尼的作用，則單次壓制，因機(jī)架彈性變形而消耗的能量為2.44×104kJ。如果簡(jiǎn)單地以拉桿伸長量(工作狀態(tài)下比預(yù)緊狀態(tài)下的拉長了0.75 mm)和公稱壓制力來計(jì)算機(jī)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%?？梢?，上、下梁彎曲彈性變形能所導(dǎo)致的能耗也是機(jī)架所消耗能量的主要部分。因此，預(yù)應(yīng)力組合機(jī)架的能耗水平不會(huì)比普通梁柱結(jié)構(gòu)機(jī)架優(yōu)越很多。

3 結(jié)束語

接觸有限元方法能夠用于滿足預(yù)緊組合機(jī)架裝配體的力學(xué)分析要求，實(shí)現(xiàn)對(duì)機(jī)架的預(yù)緊以及預(yù)緊后機(jī)架工作狀態(tài)的模擬仿真。根據(jù)計(jì)算結(jié)果，本研究獲得了機(jī)架在預(yù)緊狀態(tài)下以及工作狀態(tài)下的當(dāng)量應(yīng)力場(chǎng)和最大主應(yīng)力場(chǎng)，其能夠幫助設(shè)計(jì)人員合理確定機(jī)架預(yù)緊系數(shù)，并正確判斷疲勞破壞的危險(xiǎn)區(qū)域。

經(jīng)分析認(rèn)為，拉桿與下圓螺母的頭幾圈螺紋結(jié)合部、上梁螺母臺(tái)階與肩膀3個(gè)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(lián)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(huán)節(jié)。施加1.15倍公稱壓力的預(yù)緊力能夠保持組合機(jī)架的整體性。經(jīng)過對(duì)機(jī)架整體的變形能計(jì)算，發(fā)現(xiàn)上、下橫梁的彎曲彈性變形能是機(jī)架能耗的主要組成部分，僅從拉桿的彈性變形能計(jì)算機(jī)架能耗會(huì)導(dǎo)致很大的誤差。

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