基于機架剛度的大型壓機預(yù)緊力研究*

劉明勇

(湖北工業(yè)大學(xué)湖北省農(nóng)業(yè)機械工程研究設(shè)計院，湖北武漢 430068)

基于機架剛度的大型壓機預(yù)緊力研究*

劉明勇

(湖北工業(yè)大學(xué)湖北省農(nóng)業(yè)機械工程研究設(shè)計院，湖北武漢 430068)

螺栓預(yù)緊力對大型壓機的使用穩(wěn)定性具有決定性作用，針對某大型壓機使用過程中出現(xiàn)機架松動現(xiàn)象，建立大型壓機機架有限元模型，得到機架的垂直剛度與角剛度。根據(jù)預(yù)緊力壓縮變形量應(yīng)不少于偏心載荷的等效力與力矩產(chǎn)生的側(cè)隙量，計算出等效載荷系數(shù)，結(jié)合有限元預(yù)緊力接觸模型得到預(yù)緊力大小，進而確定預(yù)緊螺母旋進量，為指導(dǎo)設(shè)備設(shè)計及檢修提供理論依據(jù)。

大型壓機;強度;剛度;預(yù)緊力;有限元

1 引言

壓機作為鍛壓機械中常見設(shè)備，使用過程中由于循環(huán)作業(yè)導(dǎo)致機架松動現(xiàn)象，對生產(chǎn)帶來危害，需定期檢修設(shè)備。目前大型自由模鍛壓機主要分為半預(yù)緊和全預(yù)緊兩種方式［1］。半預(yù)緊結(jié)構(gòu)采用立柱直接穿過上、下橫梁，通過預(yù)緊螺母施加預(yù)緊力;全預(yù)緊結(jié)構(gòu)采用拉桿將上、下橫梁與機架緊固。壓機在使用過程中容易產(chǎn)生偏載，施加預(yù)緊力時均考慮預(yù)緊系數(shù)，通常壓力機預(yù)緊力系數(shù)取為1.2～1.5。

大型模鍛設(shè)備預(yù)緊力研究方面國內(nèi)外學(xué)者均作了大量工作［2－11］。德國Stuttgart大學(xué)［12］研制的高內(nèi)壓成形液壓機預(yù)緊系數(shù)為2.2，閉式結(jié)構(gòu)預(yù)緊系數(shù)可到4.75;Ludma［13］對法蘭螺栓連接件預(yù)緊力分析，根據(jù)螺栓應(yīng)力分析得到最佳裝配預(yù)緊力;周杰［14］等研究了閉式組合機身拉桿預(yù)緊力對壓機模鍛精度的規(guī)律，表明預(yù)緊力對橫向彎曲變形及橫向錯切影響較大;吳生富等研究了立柱剛度、拉桿剛度及拉桿偏置量對機架整體性能的影響，表明立柱與拉桿剛度比對整體性能影響十分明顯;何敏［15］等基于接觸理論對高速精密壓力機預(yù)緊力進行研究，得到與實驗測試吻合較好的結(jié)果。

某大型壓機存在機架松動，因此需停機檢修，對螺栓預(yù)緊力進行理論分析，目的為實際生產(chǎn)提供理論依據(jù)。

2 大型壓機機架剛度分析

實際生產(chǎn)過程中，壓機在承受載荷時機架受力主要表現(xiàn)為機體彎曲變形、垂直方向拉升。通常鍛壓零件在工作臺上存在位移偏差，壓機整體機架受偏載作用，導(dǎo)致機架彎曲變形四個立柱受力不均，橫梁傾斜一定角度，使得局部立柱預(yù)緊螺母松動現(xiàn)象。因此，壓機螺栓預(yù)緊力主要取決于整機垂直剛度與角剛度。

圖1 垂直方向機身對稱受力圖

2.1 壓機的垂直剛度

壓機的垂直剛度是指對稱垂直載荷作用下產(chǎn)生單位垂直位移所需的載荷大小，可用字母Ka表示。

由圖1可知，在載荷Fn作用下產(chǎn)生垂向Δh位移，則:

式中:Fn壓機工程力;Δh垂直方向位移量。

2.2 壓機的角剛度

壓機的角剛度是指機身在偏心載荷作用下，壓機橫梁相對于工作臺平面產(chǎn)生單位角變形所需的扭矩，可用Kg表示。

如圖2所示，機架在偏心載荷Fn作用下橫梁由實線移動到虛線位置，產(chǎn)生垂直方向位移Δh與角度轉(zhuǎn)動θ。根據(jù)等效原理，可將偏心載荷等效為中心對稱載荷Fn'與轉(zhuǎn)矩Mn，中心載荷Fn'產(chǎn)生垂直位移Δh，轉(zhuǎn)矩Mn使得橫梁產(chǎn)生轉(zhuǎn)角θ。即:

式中:χ為載荷偏心距離。

圖2 偏心載荷機架受力

2.3 壓機機架剛度分析

某壓機壓力為6 000 T，為半預(yù)緊結(jié)構(gòu)，采用立柱直接穿過上、下橫梁，利用螺母預(yù)緊形成整個機架。采用三缸線性排布，其間距為1 600 mm;四立柱間距長2B=4 000 mm、寬2 600 mm;滿負荷為6×107N。整機三維有限元模型如圖3所示。

圖3 壓機剛度分析有限元模型

根據(jù)壓機缸體額定壓力為32 MPa、三缸連同作業(yè)，換算出每缸垂直方向載荷力為2×107N。在有限元模型中施加對稱載荷，計算出整機應(yīng)力及變形云圖如圖4所示。其中立柱材料為35號鋼，上下橫梁材料為鑄鋼。

圖4 壓機額定對稱載荷下應(yīng)力與位移云圖

根據(jù)分析結(jié)果在額定對稱載荷下整機綜合應(yīng)力在100 MPa以內(nèi)，綜合變形最大值為3.802 mm，結(jié)合整機材料均滿足強度與剛度要求。選取額定載荷的50%、80%、100%、125%、150%與200%分別計算整機變形，根據(jù)式(2)計算壓機垂直剛度，如圖5所示。

圖5 對稱載荷時垂直剛度與位移變化曲線

由圖5可知，隨著載荷增加整機垂直方向位移Δh成線性變化，由垂直剛度曲線可知，載荷在50%至200%變化時整機垂直剛度基本保持不變，均值為Ka=1.89×1010N/m。這是由于載荷變化過程中，在垂直方向機架變形仍處于彈性變形。

根據(jù)實際壓機工況，選取偏心載荷為額定載荷6 ×107N，偏心距為工作缸間距χ=1 600 mm，分別選取載荷在50%～200%間變化，根據(jù)式(2)得到壓機的角剛度，結(jié)果如圖6所示。

圖6 額定偏心載荷下受力及位移云圖

根據(jù)有限元分析結(jié)果，選取偏心載荷為額定載荷時整機大部分綜合應(yīng)力值均在170 MPa以內(nèi)，最大綜合位移為11.4 mm。由位移云圖可知，偏載情況下單側(cè)立柱與螺母出現(xiàn)較大縫隙，在使用過程中容易出現(xiàn)偏載導(dǎo)致機架松動現(xiàn)象。選取不同偏心載荷可計算出整機角剛度，如圖7所示。

由分析結(jié)果知，隨著偏心載荷的增大，偏轉(zhuǎn)角度呈現(xiàn)線性增加，而角剛度值不斷下降且趨勢減緩，說明角度剛度隨偏心載荷的增加趨于平緩，在考慮角剛度對預(yù)緊力影響時，可采用曲線后段曲線值計算。

3 大型壓機預(yù)緊力研究

根據(jù)前面的分析可知，壓機承受偏心載荷可等效為中心載荷與扭矩作用，如圖2所示。由于等效中心載荷與扭矩作用，使得右端立柱的上橫梁螺母最先松動。根據(jù)壓機能力，考慮通過增大油壓提供預(yù)緊力方式進行機架預(yù)緊方案。根據(jù)強度校核，各零件均滿足強度要求。由于檢修施加預(yù)緊力屬于短時作業(yè)，在工程中可以采用。

3.1 壓機預(yù)緊力接觸模型

半預(yù)緊結(jié)構(gòu)壓機在上、下橫梁與螺母之間存在接觸區(qū)域。預(yù)緊力接觸模型如圖8所示，上橫梁與螺母、下橫梁與螺母間設(shè)定接觸約束，采用庫倫摩擦;螺母采用六面體單元，上、下橫梁采用四面體單元;在螺母上設(shè)定預(yù)緊力。

圖8 壓機預(yù)緊力分析有限元接觸模型

壓機各截面的的接觸狀態(tài)可分為兩種:工作載荷及短時沖擊下預(yù)緊力可保證接觸面無滑移或分離，即粘結(jié);預(yù)緊力過小，接觸面分離產(chǎn)生間隙或錯移現(xiàn)象。接觸條件需滿足以下條件。

(1)接觸對象滿足無穿透約束，即法向接觸條件。數(shù)學(xué)公式表示如下:

(2)接觸面的摩擦模型，即切向接觸條件。數(shù)學(xué)公式表示如下。

無摩擦模型，理想接觸狀態(tài)，接觸面絕對光滑。

由于接觸條件均為不等式約束，屬于單邊約束，通常采用增量方法求解。根據(jù)t時刻值求解t+Δt時刻的值，可將上述接觸條件改寫如下。

(1)法向接觸條件

(2)切向接觸條件

當接觸面粘結(jié)無切向相對滑動時，即

分別選取螺母預(yù)緊力為額定載荷的50%、100%及200%，可計算出機架垂直變形與立柱變形量關(guān)系。根據(jù)變形協(xié)調(diào)原理，工作載荷下被連接件的壓縮變形減少量等于立柱變形增加量，保證不出現(xiàn)預(yù)緊間隙。由預(yù)緊力接觸模型計算可得預(yù)緊力、變形量與載荷關(guān)系，如圖9所示。

圖9 預(yù)緊力與載荷圖

3.2 立柱螺栓預(yù)緊量計算

由圖2可知，施加預(yù)緊力為對稱中心載荷，故需將偏心載荷按間隙量相等原理計算出相應(yīng)對稱中心載荷。偏心載荷間隙量Δy可由等效載荷Fn'與Mn產(chǎn)生的間隙量ΔF與ΔM，即:

設(shè)等效系數(shù)為n，偏心距為χ，考慮滿載工況Fn，結(jié)合整機的垂直剛度Ka與角剛度Kg，則:

可得:

由前分析可知:B=2 000 mm，選取最大偏心量χ =1 600 mm，可得等效系數(shù)n=1.38Ka=1.91×1010N/ m，Kg=1.6×1011N·m/rad。此時三個工作缸垂直方向等效載荷力為F1=F2=F3=2.76×107N。根據(jù)等效對稱載荷Fn'=8.28×107N，由圖9可知，選取預(yù)緊系數(shù)z=1.25，所需預(yù)緊力為Fy=7.3×107N。

根據(jù)壓機自身能力，滿足強度條件下最大載荷力為F=8.4×107N，按上述分析結(jié)果可以考慮采用自身載荷提供預(yù)緊力，此時為對稱中心載荷。由預(yù)緊力載荷分析可得上、下橫梁預(yù)緊螺母間隙量如圖10所示。根據(jù)有限元分析結(jié)果，可得上、下橫梁與螺母間隙量為:

圖10 施加預(yù)緊力時立柱間隙圖

實際施加預(yù)緊力過程中，可選取兩種方式定量預(yù)緊力大小，即度量螺母旋進量角度與塞墊片方式。壓機螺母為單頭，螺距為p=24 mm，則施加預(yù)緊力時螺母旋轉(zhuǎn)角度為:

根據(jù)結(jié)果可知，上、下橫梁預(yù)緊螺母旋進量有所差異，主要是由于上，下橫梁螺母間立柱長度不同，即有效預(yù)緊長度不同。在實際工程中可以考慮螺母旋進量統(tǒng)一，均采用較大值。

4 結(jié)論

通過對大型壓機機架剛度分析研究螺栓預(yù)緊力大小，得到以下結(jié)論:

(1)對某壓機的垂直剛度與角剛度分析可知，垂直剛度在一定載荷范圍內(nèi)變化不大，可以認為是定值，這是由于整體機架在垂直方向處于彈性變形;角剛度隨著偏心載荷增加而減少，其變化幅度趨于平緩。

(2)將偏心載荷等效為對稱載荷與扭矩對機架的作用，機架螺母松動間隙量為等效對稱載荷與扭矩組合作用間隙量，從而計算出等效載荷系數(shù)。通過機架預(yù)緊力接觸有限元模型，得到預(yù)緊力、載荷及變形量關(guān)系，從而確定最終整機預(yù)緊力大小。

(3)根據(jù)分析計算出壓機上、下橫梁預(yù)緊力間隙量，從而得到了施加預(yù)緊力時螺母的旋進角度，為工程實際提供理論依據(jù)。

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Research on Pre－Loads of Hydraulic Press with Frame Stiffness

LIU Ming－yong
(Hubei Agricultural Machinery Engineering Research and Design Institute，Hubei University of Technology，Wuhan Hubei430068 China)

Bolt preloaded force has played important stability role in the operation stability of a large pressure machine，with a large loose frame phenomenon appeared in the process of pressure machine，the finite element model is established and the vertical stiffness and frame angle stiffness are got.According to the preloaded force compression deformation should be not less than the lateral clearance quantity produced by efficacy and torque of eccentric loading，the equivalent load coefficient is calculated，based on the finite element preloaded force contact model，the preloaded force size is got，the quantity rotated into the nut is determined，the theory basis is provided for the equipment design guidance and maintenance.

forging press;strength;stiffness;pre－tightening force;FEM

TH132

A

1007－4414(2013)05－0012－04

2013－07－23

國家自然科學(xué)基金資助項目(51235005)

劉明勇(1985－)，男，江西九江人，講師，博士，主要從事齒輪動力學(xué)及機械結(jié)構(gòu)分析方面的研究工作。