1 引 言

由于液壓緊配螺栓連接具有安裝、拆卸簡便和省時(shí)等優(yōu)點(diǎn)，在造船和電站開始得到廣泛應(yīng)用[1]。液壓緊配螺栓屬于一種新型高強(qiáng)度螺栓，不僅具備普通螺栓連接件的作用，更具有高強(qiáng)度螺栓的抗剪能力。但是目前液壓緊配螺栓尚未作為標(biāo)準(zhǔn)件來選用，使用時(shí)多為單件設(shè)計(jì)或者直接引進(jìn)國內(nèi)外成品。在實(shí)際應(yīng)用中，液壓緊配螺栓安裝和拆卸主要靠高壓泵油來完成，裝拆的情況對液壓緊配螺栓系統(tǒng)的應(yīng)力有較大影響，如工作過程的抗疲勞、抗剪能力等。

ANSYS軟件有著非常強(qiáng)大的接觸功能，可以通過接觸單元來模擬物體之間的接觸、過盈和滑動(dòng)等邊界條件,本文全部采用面—面接觸模擬接觸狀態(tài)[2]。在使用ANSYS軟件模擬液壓緊配螺栓實(shí)際應(yīng)力和變形情況時(shí)，通?？紤]3個(gè)方面的工況：一是安裝完成狀態(tài)，船舶軸系法蘭用螺栓通常為鉸制孔螺栓，預(yù)緊應(yīng)力通常只有屈服強(qiáng)度的10%～20%，這對液壓緊配螺栓顯然是不夠的，完全沒有發(fā)揮其高強(qiáng)度的作用，所以預(yù)緊力施加是一個(gè)非常關(guān)鍵的問題；二是工作狀態(tài)，在此工況下液壓緊配螺栓要承受較大的扭矩，這使錐套在法蘭連接面處承受的剪切應(yīng)力很大，是一個(gè)危險(xiǎn)工況，所以需要分析整體結(jié)構(gòu)受載后的應(yīng)力和變形情況；三是拆卸狀態(tài)，由于液壓緊配螺栓在拆卸時(shí)需要高于安裝時(shí)的油壓10%左右，所以此時(shí)錐套的應(yīng)力狀態(tài)也非常危險(xiǎn)，故需對錐套應(yīng)力和變形進(jìn)行模擬考察，以確保拆卸后液壓緊配螺栓和錐套的正常使用。針對實(shí)際問題，本文應(yīng)用有限元軟件ANSYS對液壓緊配螺栓進(jìn)行三維實(shí)體模擬，研究其3種不同工況下，螺栓桿、錐套和法蘭轂的應(yīng)力情況，為實(shí)際應(yīng)用提供一種理論參考。

2 簡化有限元模型

船舶軸系法蘭系統(tǒng)比較復(fù)雜，必須對三維實(shí)體模型進(jìn)行簡化處理,簡化如下：

1) 由于法蘭盤是一個(gè)軸對稱圖形，且傳動(dòng)軸上傳遞的扭矩可以簡化到法蘭盤上模擬計(jì)算，所以可以忽略軸系的影響,僅取1/10模型計(jì)算即可，如圖1所示。

2) 由于需要模擬法蘭傳扭的工作狀態(tài)，故必須做出完整的液壓緊配螺栓，而對于螺紋部分則可簡化成直圈型螺紋，此方法最接近于真實(shí)狀態(tài)[3]，如圖2所示。

3) 過盈聯(lián)接是在孔和桿配合尺寸發(fā)生干涉的情況下實(shí)現(xiàn)的，由于液壓緊配螺栓結(jié)構(gòu)特殊，錐套內(nèi)表面和螺栓桿之間帶有錐度過盈，外表面和法蘭孔還需要有間隙配合，這就導(dǎo)致了在建模時(shí)不能正確地反應(yīng)兩表面的過盈量，為了模擬實(shí)際裝配的效果，彼此擠壓后產(chǎn)生理想的變形情況，可設(shè)置接觸表面平移使之產(chǎn)生相應(yīng)的過盈量和間隙量，然后可以開始求解[4]。

圖1 液壓緊配螺栓聯(lián)接系統(tǒng)實(shí)體模型

圖2 液壓緊配螺栓有限元模型

4) 由于液壓緊配螺栓結(jié)構(gòu)的特殊性，施加預(yù)緊力單元的位置非常關(guān)鍵，不能以常規(guī)方法施加，本文將預(yù)緊力單元施加于退刀槽處，如圖3所示。

圖3 預(yù)緊力單元位置圖

建模過程中，根據(jù)各部件需求精度不同分別采用8節(jié)點(diǎn)SOLID185單元和20節(jié)點(diǎn)SOLID95單元進(jìn)行。尤其在螺栓和螺母螺紋配合處，采用了ANSYS中的裝配技術(shù)[5，6]，保證了兩個(gè)螺紋能很好地嚙合。模型總共包含138 891個(gè)節(jié)點(diǎn)，194 887個(gè)單元。

3 材料特性

液壓緊配螺栓和錐套材料均經(jīng)過表面強(qiáng)化處理，材料特性見表1。

表1 材料性能

4 邊界和載荷工況

本文重點(diǎn)研究液壓緊配螺栓在3種工況下的應(yīng)力和應(yīng)變，通過過盈量來模擬油壓安裝的情況，通過PRE179單元來直接模擬螺栓的預(yù)緊力作用。當(dāng)模擬非工作狀態(tài)時(shí)，法蘭的內(nèi)部由于連接著傳動(dòng)軸故可全約束，另外由于軸對稱特性在兩側(cè)面需要加上軸對稱約束，在中間錐套需要在一端加上Z方向約束，另一端自由，否則不收斂。根據(jù)力學(xué)知識(shí)[7]可知，這樣對中間錐套總體應(yīng)力影響不大，其原因是在使用ANSYS軟件模擬的過程中，如果僅僅靠接觸來施加約束時(shí)，必須保證物體正好接觸，否則會(huì)出現(xiàn)錯(cuò)誤，將無法模擬安裝好后的狀態(tài)；當(dāng)模擬工作狀態(tài)時(shí)，由于有扭矩的作用，必須放開對稱約束，在連接主動(dòng)軸上的法蘭內(nèi)半徑處節(jié)點(diǎn)上施加X軸約束和相應(yīng)的扭矩，錐套處由于有扭矩直接作用其上，故不需要約束[8]。3種工況邊界載荷和約束見表2。

表2 模擬邊界條件

5 液壓緊配螺栓有限元仿真結(jié)果

5.1 安裝后液壓緊配螺栓應(yīng)力云圖分布

通過有限元模擬螺栓安裝狀態(tài)結(jié)果分析可知：

1) 由于螺栓、法蘭系統(tǒng)是一個(gè)對稱系統(tǒng)，由圖4可以看出對稱部件綜合應(yīng)力分布較為均勻，最大綜合應(yīng)力出現(xiàn)在螺紋牙配合處，最大綜合應(yīng)力達(dá)到629.435 MPa。

圖4 整體綜合應(yīng)力分布

圖5 中間錐套綜合應(yīng)力分布

2) 從圖5中可以看出，最大綜合應(yīng)力發(fā)生在錐套的小端面處，不在邊緣端面處。分析其主要原因有：一是由于錐度的影響，當(dāng)施加預(yù)緊力時(shí)，錐套隨著液壓緊配螺栓一起運(yùn)動(dòng)，與實(shí)際情況一致；二是由于在錐套外表面開設(shè)了按孔，使錐套端面應(yīng)力分布得到一定的改善，故錐套上最大綜合應(yīng)力245.327 MPa產(chǎn)生在靠近錐套小端處。

此外由表3可知，模擬數(shù)值接近理論值[9]，誤差在允許的范圍內(nèi)。

表3 有限元模擬值與理論值對比

3) 液壓緊配螺栓桿應(yīng)力分布和位移變形如圖6和圖9所示。由圖可以看出應(yīng)力分布呈小端向大端逐漸減小。由于錐度的影響，此時(shí)應(yīng)力趨勢變化過程在理論計(jì)算中是無法得出的。由于螺栓桿開設(shè)油溝形成局部尖角，故應(yīng)力集中的情況不可避免。液壓緊配螺栓在預(yù)緊力作用下，產(chǎn)生一定的伸長量，但由于液壓緊配螺栓預(yù)緊單元位置的特殊性，使得模擬位移量時(shí)受到結(jié)構(gòu)的影響，分析結(jié)果產(chǎn)生一定的誤差，但是此誤差在允許范圍內(nèi)。

4) 螺栓螺紋和螺母螺紋應(yīng)力分布如圖6和圖7所示，配合螺紋牙之間應(yīng)力分布符合實(shí)際情況，由圖中看出在受預(yù)緊力的作用下，最大綜合應(yīng)力分布在第一圈和第二圈螺紋牙根部，故螺紋模擬正確。

5) 螺母和法蘭貼合表面應(yīng)力分布如圖8所示，由于是對稱結(jié)構(gòu)，故對稱部分螺母和法蘭應(yīng)力相近。如圖7所示，螺母開設(shè)旋轉(zhuǎn)孔處厚度較小，拐角處存在應(yīng)力集中，故需對孔進(jìn)行工藝處理來降低應(yīng)力，或者提高螺母自身材料強(qiáng)度來滿足規(guī)范要求。

圖6 螺母螺紋綜合應(yīng)力分布

圖7 法蘭綜合應(yīng)力分布

圖8 液壓緊配螺栓綜合應(yīng)力分布

圖9 預(yù)緊力作用方向位移圖

5.2 液壓緊配螺栓受剪有限元分析

通過有限元模擬螺栓工作狀態(tài)結(jié)果分析可知：

1) 整個(gè)系統(tǒng)在傳遞扭矩的狀態(tài)下，應(yīng)力分布如圖10所示，傳遞扭矩時(shí)螺栓螺母螺紋系統(tǒng)應(yīng)力重新分布，最大應(yīng)力還是出現(xiàn)在螺紋牙處,達(dá)到682.238 MPa。

2) 液壓緊配螺栓和錐套在受剪后應(yīng)力分布如圖11和圖12所示，傳遞扭矩時(shí)錐套最大應(yīng)力389.08 MPa出現(xiàn)在錐套中部(兩法蘭貼合處)，在錐套上其余部分表現(xiàn)為擠壓。受剪變形如圖15所示，在中部法蘭貼合面，錐套產(chǎn)生明顯的剪切變形。

兩法蘭在受扭矩作用時(shí)，剪應(yīng)力分布如圖13和圖14所示。最大剪應(yīng)力均出現(xiàn)在法蘭孔45°方向，齒輪箱輸出法蘭最大剪應(yīng)力為245.718 MPa，經(jīng)過接觸面后傳遞到中間軸法蘭最大剪應(yīng)力為238.445 MPa，這是由于摩擦力作用，導(dǎo)致剪應(yīng)力減小。

圖10 傳遞扭矩時(shí)系統(tǒng)綜合應(yīng)力分布

圖11 傳遞扭矩時(shí)錐套綜合應(yīng)力分布

圖12 傳遞扭矩時(shí)螺栓綜合應(yīng)力分布

圖13 左端法蘭X-Y剪應(yīng)力分布

圖14 右端法蘭X-Y剪應(yīng)力分布

圖15 錐套受剪變形(放大20倍)

5.3 拆卸狀態(tài)液壓緊配螺栓應(yīng)力分布

通過有限元模擬螺栓安裝狀態(tài)結(jié)果分析可知：

1) 錐套受內(nèi)壓變形如圖16所示，綜合應(yīng)力沿軸向從小錐端向大錐端逐漸遞減，此時(shí)錐套最大綜合應(yīng)力為334.259 MPa，未超過0.7倍的材料屈服強(qiáng)度。

2) 液壓緊配螺栓桿應(yīng)力分布如圖17所示，在螺栓桿體平滑部分處綜合應(yīng)力值約為48.799 MPa，但在導(dǎo)油溝與進(jìn)油口的交界處和螺旋油溝內(nèi)表面出現(xiàn)了應(yīng)力集中現(xiàn)象，綜合應(yīng)力達(dá)到219.591 MPa，這是由于結(jié)構(gòu)本身的尖角引起的，所以在工藝加工時(shí)這些部分必須進(jìn)行加工處理。

圖16 拆卸時(shí)錐套綜合應(yīng)力分布

圖17 拆卸時(shí)液壓緊配螺栓綜合應(yīng)力分布

6 結(jié)束語

本文利用有限元軟件ANSYS對安裝、工作、拆卸3種工況下液壓緊配螺栓進(jìn)行三維實(shí)體仿真，得出各部件應(yīng)力和應(yīng)變情況，其結(jié)果對于確定合理的過盈量及改進(jìn)加工工藝具有參考意義。由于拆卸過程是一個(gè)快速過程，所以僅在拆卸過程應(yīng)力超過了0.7σs，而其它工況未超過要求時(shí)，對錐套的材料性能影響是很小的，故此時(shí)的安裝參數(shù)也是允許使用的。此外，本文還對錐套裝配方向進(jìn)行互換研究，即錐套大端分別安裝在主動(dòng)和被動(dòng)法蘭孔內(nèi)時(shí)的應(yīng)力分布。研究結(jié)果表明：在承受大扭矩的情況下，錐套小端安裝在齒輪箱法蘭上時(shí)，應(yīng)力在錐套上分布較好。在液壓緊配螺栓工作狀態(tài)時(shí)，最大綜合應(yīng)力產(chǎn)生在螺紋牙處，所以螺栓螺紋牙必須經(jīng)過特殊處理，以滿足液壓緊配螺栓的性能要求。通過有限元模擬與理論值對比結(jié)果可知，有限元模型及分析方法準(zhǔn)確、可靠，可用于工程實(shí)踐。

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