郭永增

(寧波市海達(dá)塑料機(jī)械有限公司，浙江 寧波 315200)

注塑機(jī)機(jī)筒是注射機(jī)構(gòu)的重要塑化零件，機(jī)筒頭部需要連接機(jī)筒前體，又要承受注射壓力的沖擊，是機(jī)筒疲勞強(qiáng)度的薄弱環(huán)節(jié)，機(jī)筒頭部的裂紋是機(jī)筒失效的主要現(xiàn)象，故機(jī)筒外徑及其機(jī)筒前體的連接形式是機(jī)筒設(shè)計中的重點。

1 連接螺釘?shù)脑O(shè)計校核

所選機(jī)型相關(guān)參數(shù)如下：

系統(tǒng)壓力P系統(tǒng)=16 MPa，注射壓力P注射=137 MPa，注射推力F注射=270 kN，注射行程215 mm，螺桿直徑50 mm。

機(jī)筒、機(jī)筒前體材料：38CrMoAl

彈性模量：206 GPa

泊松比：μ=0.3

抗拉強(qiáng)度極限：σb=980 MPa

材料屈服極限：σS=835 MPa

機(jī)筒與機(jī)筒前體采用內(nèi)六角螺釘連接，由于注射力大，布置10個12.9級高強(qiáng)度螺釘，其拉伸強(qiáng)度為1 200 MPa，材料的屈服強(qiáng)度極限為σS=1 080 MPa，安全系數(shù)n取3.5[1]，則許用螺釘拉應(yīng)力：

單個螺釘?shù)墓ぷ骼椋?/p>

為保證螺釘連接的可靠性，對螺釘施加一定的預(yù)緊力，注射時取螺釘?shù)臍堄囝A(yù)緊力為：

取螺釘?shù)南鄬偠?.2，螺釘?shù)念A(yù)緊力為：

注射時單個螺釘?shù)目偫椋?/p>

則螺釘拉伸強(qiáng)度條件滿足公式[1]：

查機(jī)械設(shè)計手冊，選取內(nèi)六角螺釘M20×90，螺距2.5 mm，小徑為17.29 mm。

2 機(jī)筒的設(shè)計及強(qiáng)度校核

根據(jù)已選定的螺釘尺寸設(shè)計機(jī)筒與機(jī)筒前體得出以下兩種設(shè)計方案：

(1）方案一

機(jī)筒與機(jī)筒前體采用M20×90的內(nèi)六角螺釘連接，根據(jù)螺釘排布定外徑為140 mm的直筒型聯(lián)接式，其最容易發(fā)生徑向裂紋的位置在螺釘連接的螺釘孔底直徑截面，如圖1所示，疲勞強(qiáng)度截面外徑92.5 mm，內(nèi)徑50 mm。

圖1 直筒型機(jī)筒設(shè)計方案

注塑機(jī)機(jī)筒疲勞強(qiáng)度公式[2]：

式中：

K—疲勞強(qiáng)度截面的徑比K=92.5/50=1.85；

σS—材料屈服強(qiáng)度極限，取575 MPa[2]；

n—安全系數(shù)，取1.5～2；

[σ]— 許用應(yīng)力，[σ]=385 MPa。

可得：

(2）方案二

機(jī)筒與機(jī)筒前體同樣采用M20×90的內(nèi)六角螺釘連接，根據(jù)螺釘排布定大徑為165 mm，小徑為130 mm的階梯型聯(lián)接式，機(jī)筒總長度不變，其最容易發(fā)生疲勞破壞的截面為小徑截面，如圖2所示，疲勞強(qiáng)度截面外徑130 mm，內(nèi)徑50 mm，徑比K=2.6。

圖2 階梯型機(jī)筒設(shè)計方案

同理將方案二數(shù)據(jù)代入機(jī)筒疲勞公式，可得：σ=278 MPa＜385 MPa

從理論計算對比可以看出，兩種方案均能夠達(dá)到機(jī)筒的疲勞強(qiáng)度要求，單憑強(qiáng)度校核計算很難說明問題，為此通過ANSYS仿真分析進(jìn)行進(jìn)一步的對比驗證。

3 ANSYS軟件仿真分析

3.1 方案一仿真分析

在Solidworks中繪制機(jī)筒和機(jī)筒前體，并將其組裝為裝配體導(dǎo)入Ansys workbench中。選擇Static Structural靜力分析，在EngineeringData中自定義材料屬性，將機(jī)筒和前機(jī)筒的材料設(shè)為38CrMoAl，即設(shè)其彈性模量為206 GPa，泊松比為0.3。采用三角表面劃分法將模型進(jìn)行劃分，最小邊長12 mm，對前機(jī)筒分配10 922個單元，節(jié)點數(shù)為19 453；機(jī)筒分配63 960個單元，節(jié)點數(shù)為108 660；前機(jī)筒與機(jī)筒共使用的總單元數(shù)為74 882，總節(jié)點數(shù)為128 113，適于對機(jī)筒和機(jī)筒前體的快速有限元分析與優(yōu)化。

添加載荷與約束條件，機(jī)筒右端用機(jī)筒緊母固定在注射座上，添加一個固定約束，額定注射壓力產(chǎn)生在額定注射行程段，在機(jī)筒前段添加均布載荷137 MPa，此載荷的軸向長度取注射行程長度215 mm。

在Solution中，運(yùn)行Solve求解，輸出結(jié)果如圖所示。最大變形發(fā)生在機(jī)筒和機(jī)筒前體連接的螺釘口處，如圖3所示。最大變形量0.10 mm；機(jī)筒的最大等效彈性應(yīng)變1.537×10-3，如圖4所示。最大等效應(yīng)力314.12 MPa，如圖5所示。結(jié)果顯示最大位移處與最大等效應(yīng)力位置與實際工況中容易發(fā)生疲勞破壞的位置一致。

圖3 方案一最大變形量

圖4 方案一最大等效應(yīng)變

圖5 方案一最大等效應(yīng)力

3.2 方案二仿真分析

將階梯式的機(jī)筒前體與機(jī)筒裝配后導(dǎo)入Ansys workbench中。采用三角表面劃分法將模型進(jìn)行劃分，對機(jī)筒前體分配10 901個單元，節(jié)點數(shù)為19 395；機(jī)筒分配65 939個單元，節(jié)點數(shù)為112 328；機(jī)筒前體與機(jī)筒共使用的總單元數(shù)為76 840，總節(jié)點數(shù)為131 723，約束條件和施加載荷不變，運(yùn)行Solve求解，輸出結(jié)果如圖6所示，最大形變處位置一致，最大變形量0.11 mm；機(jī)筒的最大等效彈性應(yīng)變1.395×10-3，如圖7所示；最大等效應(yīng)力286.10 MPa，如圖8所示。結(jié)果顯示與實際工況一致。

圖6 方案二最大變形量

圖7 方案二最大等效應(yīng)變

圖8 方案二最大等效應(yīng)力

4 結(jié)果對比分析

應(yīng)用Ansys仿真分析所得的結(jié)果與機(jī)筒在生產(chǎn)作業(yè)中容易發(fā)生疲勞破壞的位置一致，說明本文的建立的有限元基本模型、約束施加、輸出結(jié)果基本符合實際的工況，具有借鑒意義。

通過Ansys仿真分析的對比驗證，如表1所示。確定采用方案二的階梯式機(jī)筒和機(jī)筒前體設(shè)計，兩種方案的最大形變處一致，最大形變量基本相同，且在實際使用中，注射壓力小于設(shè)計壓力，最大變形量對應(yīng)也小，方案二的最大等效應(yīng)變和應(yīng)力較小，安全系數(shù)較大，整體質(zhì)量小，此外，本文涉及的機(jī)筒用于高速機(jī)，注射壓力不高但注射速度快，在高速注射的過程中對機(jī)筒前體的沖擊力較大，故采用階梯式的設(shè)計方案，適當(dāng)增加機(jī)筒前端壁厚，增大其疲勞強(qiáng)度截面積，減小其發(fā)生疲勞破壞的可能性。

表1 ANSYS運(yùn)行結(jié)果對比

參考文獻(xiàn)：

[1]聞邦椿.機(jī)械設(shè)計手冊.第2卷（第5版）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2010，1.

[2]塑料機(jī)械設(shè)計[M].北京化工大學(xué)，華南理工大學(xué)編.北京：中國輕工業(yè)出版社，1995，335.