史淑芬 包家漢 潘紫微 童靳于

(1：安徽工業(yè)大學(xué)工商學(xué)院 安徽馬鞍山 243002；2：安徽工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 安徽馬鞍山 243100)

1 前言

金屬鍛造是國(guó)民經(jīng)濟(jì)的基礎(chǔ)產(chǎn)業(yè)，在工業(yè)生產(chǎn)和國(guó)民經(jīng)濟(jì)中占有重要地位。大型鍛件的生產(chǎn)能力及水平對(duì)國(guó)家國(guó)防工業(yè)和民用工業(yè)的發(fā)展起著舉足輕重的作用。機(jī)架是鍛壓機(jī)的關(guān)鍵受力部件, 如何確定合理的機(jī)架結(jié)構(gòu)型式是一個(gè)極為重要的問題。重型裝備特別是冶金鋼鐵行業(yè)的四輥軋機(jī)、鍛壓行業(yè)的壓力機(jī)等大型受力機(jī)架，設(shè)計(jì)制造整體機(jī)架和預(yù)應(yīng)力機(jī)架都比較廣泛[1]。

某鋼廠于2004年投產(chǎn)的全自動(dòng)車輪軋制生產(chǎn)線由3臺(tái)油壓機(jī)和1臺(tái)軋機(jī)組成。90MN油壓機(jī)是其最大的油壓機(jī)，主要對(duì)車輪坯料進(jìn)行成形壓制。2016年12月19日，90MN油壓機(jī)4根拉桿中的一根發(fā)生斷裂現(xiàn)象，斷裂面位于拉桿與下部螺母擰緊處的上表面。此油壓機(jī)從2004年投產(chǎn)至2016年12月份，沖壓次數(shù)約為5×106次，從斷口照片可清晰的看到疲勞源區(qū)、疲勞裂紋擴(kuò)展區(qū)和斷裂區(qū)，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(shè)計(jì)，油壓機(jī)機(jī)架(包括拉缸)是長(zhǎng)期壽命，使用壽命應(yīng)在5×107次以上。因此，需對(duì)拉桿，特別是螺紋處的應(yīng)力情況進(jìn)行準(zhǔn)確計(jì)算，分析其在工作時(shí)的疲勞強(qiáng)度是否滿足設(shè)計(jì)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(jié)構(gòu)和載荷的對(duì)稱性，先建立油壓機(jī)1/4的模型。根據(jù)分析的目的，對(duì)主拉桿、特別是主拉桿的螺紋部分進(jìn)行準(zhǔn)確建模，由于螺紋部分結(jié)構(gòu)尺寸遠(yuǎn)小于主拉桿尺寸，同時(shí)嚙合的螺紋圈數(shù)為25圈，主拉桿的圈數(shù)為50圈以上，所以造成嚙合的螺紋部分的單元和節(jié)點(diǎn)數(shù)眾多。因此，對(duì)上下橫梁、側(cè)立柱進(jìn)行簡(jiǎn)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(dǎo)入時(shí)，容易產(chǎn)生導(dǎo)入無體和面破裂、亂面的現(xiàn)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(nèi)螺紋)截面的精確模型，將生產(chǎn)的面域?qū)階nsys中，劃分截面網(wǎng)格；再在Ansys中通過程序生成一圈螺紋的螺旋線上的點(diǎn)共37個(gè)，在柱坐標(biāo)系下聯(lián)接相鄰2點(diǎn)生成36條螺旋線，設(shè)置每條線2等份；采用Solid185單元，將劃分網(wǎng)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(nèi)螺紋，再?gòu)?fù)制得到螺母和主拉桿的螺旋部分(為了降低單元和節(jié)點(diǎn)數(shù)，主拉桿外螺紋只建立了33圈)，進(jìn)行元素的合并；清除螺母上下兩層體的網(wǎng)格，通過布爾操作，對(duì)螺母進(jìn)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(duì)上下2層體進(jìn)行網(wǎng)格劃分，得到6面體網(wǎng)格劃分完整的螺母；清除主拉桿外螺紋上下兩層體的網(wǎng)格，選擇螺紋的最上(或最下)表面，沿軸線方向拉伸一定長(zhǎng)度，再通過布爾操作，用對(duì)剛拉伸的體進(jìn)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(dòng)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(duì)主拉桿各部分進(jìn)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(wǎng)格

在三維CAD軟件中建立油壓機(jī)機(jī)架其它部分的零件，并進(jìn)行裝配，裝配中注意坐標(biāo)系的原點(diǎn)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(dǎo)入Ansys。在Ansys中，對(duì)接觸部位、加載部分進(jìn)行面分割后，再采用Solid185單元進(jìn)行自由網(wǎng)格劃分[4-5]。

2.3 材料及力學(xué)性能

在網(wǎng)格劃分時(shí)，各零件材料及力學(xué)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(qiáng)度極限；σ-1為材料的對(duì)稱循環(huán)疲勞強(qiáng)度極限；σ0為材料的脈動(dòng)循環(huán)疲勞強(qiáng)度極限；

2.4 接觸對(duì)

網(wǎng)格劃分后，設(shè)置了7對(duì)接觸對(duì)(表2)，各接觸對(duì)摩擦因數(shù)為0.1。

表1 零件材料及力學(xué)性能

注：σ-1=0.27(σs+σb)；σ0=1.4σs

表2 接觸對(duì)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(duì)稱面上施加對(duì)稱約束；

2)在1/4模型Y方向的對(duì)稱面上施加對(duì)稱約束；

3)在下橫梁安裝螺栓的底座平面局部節(jié)點(diǎn)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(shè)置預(yù)緊截面；

2)設(shè)置預(yù)緊力為21.3MN；

3)施加重力加速度9800mm/s2；

4)上下橫梁相應(yīng)位置施加工作載荷22.5MN。

1/4計(jì)算的有限元模型，模型共包括節(jié)點(diǎn)483371個(gè)，單元448531個(gè)，其中Solid185單元416036個(gè)，targe170單元17025個(gè)，cont173單元14966個(gè)，prets179單元504個(gè)。

3 計(jì)算結(jié)果分析

3.1 米塞斯等效應(yīng)力

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

圖3下螺母米塞斯等效應(yīng)力及其位置

圖4去除下螺母外模型的米塞斯等效應(yīng)力及其位置

圖5 拉桿上螺紋處米塞斯等效應(yīng)力

3.2 第一主應(yīng)力

拉桿在拉應(yīng)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(fā)生的疲勞斷裂，因此觀察零件的第一主應(yīng)力及應(yīng)力變化的幅值具有更重要的意義。

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

對(duì)比表1拉桿和螺母的材料，拉桿最大第一主應(yīng)力648.7MPa，大于拉桿材料的脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限強(qiáng)度503MPa，螺母最大第一主應(yīng)力546.0MPa，大于螺母材料的脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限強(qiáng)度439MPa，在有限壽命的拉應(yīng)力作用下，拉桿和下螺母均可能產(chǎn)生疲勞失效。

圖6 拉桿下螺紋最大第一主應(yīng)力及位置

圖7 拉桿上螺紋最大第一主應(yīng)力及位置

圖8 下螺母最大第一主應(yīng)力及位置

4 結(jié)論

本文針對(duì)某鋼廠90MN油壓機(jī)4根拉桿中的一根發(fā)生斷裂的現(xiàn)象，通過有限元法對(duì)其進(jìn)行仿真分析，得出以下結(jié)論：

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

2)通過對(duì)拉桿及螺母的第一主應(yīng)力計(jì)算可知，對(duì)比表1拉桿和螺母的材料，拉桿最大第一主應(yīng)力648.7MPa，大于拉桿材料的脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限強(qiáng)度503MPa，螺母最大第一主應(yīng)力546.0MPa，大于螺母材料的脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限強(qiáng)度439MPa，在有限壽命的拉應(yīng)力作用下，拉桿和下螺母均可能產(chǎn)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(yīng)力分布情況，有限元分析結(jié)論驗(yàn)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(jù)。