劉志衛(wèi)，吳承偉，童明俊，朱守應(yīng)

（安徽理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，安徽 淮南 232001）

1954 年，美國GE 公司用Belt 兩面頂裝置首次成功合成金剛石[1]；1963 年，我國利用兩面頂裝置成功合成出金剛石[2]；1965 年，我國研制出六面頂壓機(jī)，但卻很難合成出高品質(zhì)金剛石[3-4]。鑒于兩面頂超高壓裝置在合成高品質(zhì)金剛石方面的明顯優(yōu)勢，進(jìn)一步提升其腔體容量將對人工合成新材料具有很大的推動作用[5-6]。然而，近年來兩面頂超高壓裝置大型化進(jìn)展卻比較緩慢，在很大程度上制約了超高壓技術(shù)的發(fā)展。為了解決年輪式兩面頂裝置的外層預(yù)應(yīng)力環(huán)經(jīng)常出現(xiàn)的斷裂問題，北京人工晶體研究所的姚裕成等[7-8]采用鋼絲纏繞方法取代模具外層受力比較大的幾個預(yù)應(yīng)力環(huán)；丹麥丹佛斯公司則采用鋼帶纏繞方法對內(nèi)部壓缸進(jìn)行預(yù)緊[9-10]；為了避免加工大質(zhì)量硬質(zhì)合金模具，吉林大學(xué)的李明哲等[11-13]提出了采用多層交錯剖分預(yù)緊式兩面頂結(jié)構(gòu)，使壓缸的承壓能力獲得了顯著提升。

本研究擬提出一種新型的鋼絲纏繞剖分式超高壓模具，即用鋼絲纏繞剖分后的壓缸，分析該模具在等張力纏繞情況下的受力模型，并對不同鋼絲直徑的纏繞模具進(jìn)行數(shù)值模擬。該超高壓模具不但易于實(shí)現(xiàn)大容量腔體，而且能夠避免使用大質(zhì)量硬質(zhì)合金，解決最外層大直徑支撐環(huán)斷裂問題，同時提升模具的承壓能力，提高腔體尺寸的穩(wěn)定性。

1 鋼絲纏繞模具結(jié)構(gòu)原理

1.1 模具結(jié)構(gòu)

由于大質(zhì)量硬質(zhì)合金的加工難度很大，因此目前兩面頂超高壓模具的壓缸腔體容積較小，年輪式兩面頂模具的預(yù)緊環(huán)層數(shù)多，不易安裝，且易斷裂。為此，本研究提出一種新型鋼絲纏繞剖分式超高壓裝置，如圖1 所示。該裝置由上下壓頭和鋼絲纏繞預(yù)應(yīng)力模具兩部分組成。

預(yù)應(yīng)力模具內(nèi)部為剖分式組合壓缸，外部為鋼絲纏繞層。為了便于纏繞，剖分式組合壓缸先由支撐環(huán)固定，外部采用預(yù)設(shè)鋼絲張力進(jìn)行纏繞，由上、下頂錘向壓缸腔體的傳壓介質(zhì)施加載荷來提供超高壓環(huán)境。由于內(nèi)部采用剖分式組合壓缸，避免了大質(zhì)量硬質(zhì)合金加工難題，易于實(shí)現(xiàn)超高壓模具大型化；外部采用鋼絲進(jìn)行纏繞，避免了因預(yù)應(yīng)力環(huán)加工精度不足而導(dǎo)致的裝配和使用過程中各層預(yù)應(yīng)力環(huán)受力不均勻造成斷裂問題。

圖1 超高壓裝置Fig. 1 Ultra-high pressure device

1.2 壓缸受力分析

剖分式壓缸的受力情況如圖2 所示，其中：σz、 σx和 σy分別為壓缸的軸向、徑向和切向應(yīng)力，r0、 r1、 r2分別為壓缸內(nèi)腔半徑、壓缸外半徑和支撐環(huán)外半徑， p0、 p1、 p2分別為壓缸腔體內(nèi)壁加載載荷、支撐環(huán)對壓缸的預(yù)緊力、鋼絲纏繞層對壓缸的預(yù)緊力。

由文獻(xiàn)[14]可以計(jì)算出p1

圖2 剖分式壓缸受力分析Fig. 2 Force analysis of split pressure die

式中：c 為鋼絲纏繞層半徑，F(xiàn) 為加載載荷。

由Lame 公式可得

由式（3）～式（6）可得：壓缸加載前后 σx、 σy、 σz沿壓缸半徑方向的分布規(guī)律相似；壓缸徑向應(yīng)力和切向應(yīng)力沿壓缸半徑方向呈非均勻分布，軸向應(yīng)力介于兩者之間呈均勻分布；壓缸腔體內(nèi)壁的徑向應(yīng)力和切向應(yīng)力遠(yuǎn)大于壓缸外壁，所以壓缸腔體內(nèi)壁表面是危險(xiǎn)面，在數(shù)值模擬中應(yīng)重點(diǎn)分析壓缸腔體內(nèi)壁。

2 鋼絲纏繞模具有限元模型

為了研究鋼絲層軸向應(yīng)力與鋼絲直徑及纏繞層數(shù)的關(guān)系、壓缸腔體尺寸穩(wěn)定性以及壓缸應(yīng)力，采用ANSYS APDL 建立鋼絲纏繞剖分式超高壓模具有限元模型?？紤]到模具具有中心軸對稱性，為了減少計(jì)算量，僅對模具的1/10 進(jìn)行建模，如圖3 所示。壓缸、支撐環(huán)和擋環(huán)定義為Solid185實(shí)體單元，鋼絲纏繞層定義為Beam189 梁單元，網(wǎng)格劃分采用六面體網(wǎng)格。鋼絲采用等張力150 MPa預(yù)緊，壓缸內(nèi)腔預(yù)設(shè)加載載荷為1.5 GPa。壓缸、固定環(huán)以及鋼絲纏繞層的材料分別選擇YG8、45CrNiMoVA 和65Mn，材料的主要性能參數(shù)列于表1。

圖3 鋼絲纏繞模具有限元模型Fig. 3 Finite element model of steel wire winding die

表1 材料的主要性能參數(shù)[16]Table 1 Main parameters of materials[16]

針對研究目標(biāo)，設(shè)計(jì)如下鋼絲纏繞方式：鋼絲直徑d 為2、3 和4 mm，鋼絲纏繞層數(shù)n 分別設(shè)定為5、10、15、20、25 和30。經(jīng)過數(shù)值模擬后，提取壓缸和鋼絲的應(yīng)力進(jìn)行對比分析。

3 結(jié)果分析與討論

3.1 鋼絲軸向應(yīng)力分析

對壓缸預(yù)緊的鋼絲受到鋼絲纏繞層之間的壓力和壓缸腔體載荷的作用，每層鋼絲的軸向應(yīng)力都會出現(xiàn)相應(yīng)的改變。為研究鋼絲纏繞層軸向應(yīng)力的變化規(guī)律，提取纏繞層數(shù)為20 時不同直徑鋼絲的軸向應(yīng)力，將該模擬結(jié)果與文獻(xiàn)[17]的理論計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對比，如圖4 所示。從圖4 中可以看出：當(dāng)鋼絲直徑d 為2 mm 時，數(shù)值模擬結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果比較接近；隨著鋼絲直徑的增大，數(shù)值模擬結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果的偏差較大。這是因?yàn)槔碚撚?jì)算以實(shí)體厚壁圓筒為研究對象，并假設(shè)鋼絲纏繞層的應(yīng)力和應(yīng)變沿壓缸徑向分布是連續(xù)的。鋼絲直徑越小，鋼絲之間的間隙就越小，鋼絲纏繞層越接近連續(xù)實(shí)體，與理論假設(shè)越接近，數(shù)值模擬結(jié)果就越接近理論計(jì)算結(jié)果。鋼絲直徑增大導(dǎo)致鋼絲之間的間隙增大，鋼絲纏繞層由近似連續(xù)實(shí)體轉(zhuǎn)變?yōu)殡x散實(shí)體，數(shù)值模擬結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果的偏差較大。從數(shù)值模擬和理論計(jì)算結(jié)果可以看出，當(dāng)纏繞層數(shù)相同時，鋼絲直徑越大，鋼絲軸向應(yīng)力越小。其原因在于當(dāng)纏繞層數(shù)相同時，鋼絲直徑越大，鋼絲纏繞層半徑越大，壓缸腔體載荷傳遞到最外層時減弱，鋼絲軸向應(yīng)力相對減小。在鋼絲直徑相同的條件下，隨著纏繞層數(shù)的增加，內(nèi)層鋼絲的軸向應(yīng)力在外部鋼絲的擠壓下減小。

外層鋼絲在內(nèi)部鋼絲擠壓和壓缸腔體載荷的作用下，軸向應(yīng)力增大，且最外層軸向應(yīng)力最大，當(dāng)超過鋼絲的抗拉強(qiáng)度時易發(fā)生斷裂，形成安全隱患。如圖5 所示，由鋼絲直徑與纏繞層數(shù)對最外層鋼絲軸向應(yīng)力的影響可知，壓缸腔體加載前后最外層鋼絲的軸向應(yīng)力隨著鋼絲纏繞層數(shù)的增多而減小，最后趨于穩(wěn)定，但始終小于加載后最外層鋼絲的軸向應(yīng)力。這是因?yàn)閴焊浊惑w加載后，在壓缸剖分塊徑向應(yīng)力的作用下鋼絲纏繞層之間的擠壓力增大，使得最外層鋼絲的軸向應(yīng)力大于未加載時最外層鋼絲的軸向應(yīng)力。由此可見，增大鋼絲直徑和纏繞層數(shù)能夠有效增加超高壓模具工作安全性。

圖4 鋼絲軸向應(yīng)力分布Fig. 4 Axial stress distribution of steel wire

圖5 最外層鋼絲的軸向應(yīng)力分布Fig. 5 Axial stress distribution of outermost steel wire

3.2 腔體尺寸穩(wěn)定性分析

壓缸腔體加載后，每個壓缸剖分塊都會在原有受力的基礎(chǔ)上再受到沿壓缸徑向向外的壓力，在此壓力的作用下，壓缸剖分塊會向外形成微小位移。這種微小位移主要由兩個因素造成：一是壓缸的徑向應(yīng)變，二是支撐環(huán)的周向應(yīng)變使壓缸整體徑向移動。關(guān)于腔體尺寸穩(wěn)定性問題，首先選擇鋼絲直徑為3 mm、鋼絲纏繞層數(shù)為15 的有限元模型，然后提取數(shù)值模擬中壓缸腔體加載后剖分塊腔體內(nèi)壁和支撐環(huán)內(nèi)壁徑向位移在周向上的分布數(shù)據(jù)，得到腔體尺寸穩(wěn)定性周向變化，如圖6 所示。對于壓缸腔體內(nèi)壁，徑向位移在周向上呈現(xiàn)出靠近剖分面較小、遠(yuǎn)離剖分面較大的規(guī)律；對于支撐環(huán)內(nèi)壁，徑向位移在周向上呈波動狀態(tài)，但是最大值處于遠(yuǎn)離壓缸剖分面的中間位置。之所以壓缸腔體內(nèi)壁和支撐環(huán)內(nèi)壁遠(yuǎn)離剖分面的中間位置徑向位移最大，是因?yàn)樵趬焊浊惑w加載后，遠(yuǎn)離剖分面的位置發(fā)生了彎曲變形，并且位于壓缸剖分面接合處的支撐環(huán)內(nèi)壁由于出現(xiàn)了應(yīng)力集中，徑向位移也有所增大。除了這兩方面的影響，還有一個原因是壓缸徑向壓應(yīng)力使壓缸內(nèi)壁和支撐環(huán)內(nèi)壁發(fā)生了形變。提取壓缸徑向壓應(yīng)力，已知其為負(fù)值，為了方便與圖6 進(jìn)行比較，取壓應(yīng)力值的相反數(shù)，得到壓缸腔體內(nèi)壁和外壁的徑向壓應(yīng)力分布，如圖7 所示。從圖7 中可以看出，徑向應(yīng)力的分布規(guī)律與位移分布規(guī)律相似，說明壓缸內(nèi)外壁的徑向壓應(yīng)力是影響壓缸腔體尺寸穩(wěn)定性的一個因素。

圖6 腔體尺寸穩(wěn)定性的周向變化Fig. 6 Circumferential variation of cavity size stability

圖7 壓缸和支撐環(huán)的徑向壓應(yīng)力沿周向的分布Fig. 7 Distribution of radial compressive stress of pressure die and support ring along circumferential direction

由腔體尺寸穩(wěn)定性分析可知，腔體內(nèi)壁圓弧面中間位置的位移最大，為此提取不同鋼絲直徑和不同纏繞層數(shù)下的壓缸剖分塊最大徑向位移數(shù)據(jù)，得到壓缸徑向位移與鋼絲直徑及鋼絲纏繞層數(shù)之間的關(guān)系，如圖8 所示。

從圖8 中可以看出：鋼絲直徑越大，鋼絲纏繞層數(shù)越多，則壓缸徑向位移越小，腔體尺寸的穩(wěn)定性越好；在纏繞層數(shù)相同的情況下，鋼絲直徑越大，鋼絲纏繞層的外半徑越大；在鋼絲直徑相同的情況下，纏繞層數(shù)越多，鋼絲纏繞層外半徑也越大。根據(jù)Lame 公式，鋼絲纏繞層的半徑越大，其對壓缸的徑向壓應(yīng)力越大，使得壓缸在承受腔體載荷時徑向位移越小，壓缸穩(wěn)定性越好。當(dāng)纏繞層數(shù)達(dá)到一定程度時，鋼絲直徑對壓缸穩(wěn)定性的影響較小，主要原因是鋼絲纏繞層對壓缸的壓應(yīng)力與壓缸腔體內(nèi)壁的載荷趨于平衡狀態(tài)，此時再增加纏繞層數(shù)和鋼絲直徑也不會打破這種平衡狀態(tài)，壓缸保持穩(wěn)定。

圖8 壓缸徑向位移變化Fig. 8 Radial displacement change of pressure die

4 結(jié) 論

（1）提出了一種新型鋼絲纏繞剖分式超高壓模具，這種超高壓模具不僅腔體大，而且可以避免使用大質(zhì)量硬質(zhì)合金與最外層大直徑支撐環(huán)，降低了加工難度。

（2）建立了鋼絲纏繞超高壓模具有限元模型，模擬結(jié)果表明：當(dāng)鋼絲等張力纏繞直徑相同時，隨著纏繞層數(shù)的增多，內(nèi)層鋼絲軸向應(yīng)力在外部鋼絲的擠壓下減小；當(dāng)纏繞層數(shù)相同時，鋼絲直徑越大，鋼絲的軸向應(yīng)力越小。

（3）壓缸剖分塊腔體內(nèi)壁中間位置的尺寸變化最大，并且鋼絲直徑越大，鋼絲纏繞層數(shù)越多，則壓缸徑向位移越小，腔體尺寸的穩(wěn)定性越好；當(dāng)纏繞層數(shù)達(dá)到一定程度時，鋼絲直徑對壓缸穩(wěn)定性的影響較小。