组合框架式机身拉紧螺栓预紧ANSYS模拟分析

闻开斌，杨洋，任东杰，潘龙飞，周根

（扬州锻压机床股份有限公司，江苏扬州225128）

组合框架式机身拉紧螺栓预紧ANSYS模拟分析

闻开斌，杨洋，任东杰，潘龙飞，周根

（扬州锻压机床股份有限公司，江苏扬州225128）

本文介绍了组合框架式机身ANSYS有限元分析中常用的拉紧螺栓预紧方法；采用等效应变法对某系列的5500 kN压力机机身进行预紧分析，结果表明该方法能够很好地模拟实际预紧力。

压力机；机身；ANSYS；组合框架式；预紧；螺栓

大型锻压装备多采用组合框架式结构，通过大型螺栓将机身连接为一体。为增强联接刚性、紧密性和传递能量，安装螺栓时需施加合适的预紧力。ANSYSWorkbench有限元分析中，常用模拟螺栓预紧方法，包括直接加载法、等效应力法、等效应变法等。

其中，直接加载法、等效应力法不能很好地模拟实际预紧状况。这是因为拉紧螺栓在从预紧状态到冲裁满载荷状态时，依然会进一步伸长，从而导致拉紧螺栓所产生的预紧力进一步增大。然而“直接加载法”与“等效应力法”所产生的预紧力是恒定不变的，因此无法真实模拟出实际的预紧情况。

等效应变法通过预先对拉紧螺栓施加一个应变变形，使拉紧螺栓在初始状态下产生一个预紧力的效果，在冲裁过程中，螺栓会进一步拉长，从而使螺栓产生的预紧力随拉长而增大，因此该种方法能够很好地模拟出实际的预紧状况。

本文以公司某5500kN压力机为分析对象，分析拉紧螺栓的工作原理，分别采用等效应变法以及默认整体联接法对其进行仿分析真，并对两种分析方法进行对比和评价。

1 螺栓预紧理论说明

压力机在工作时，横梁、底座和立柱之间靠拉紧螺栓以预紧，使机身受压，有一定的预压缩量；拉紧螺栓相应受拉，有一定伸长量。在工作时，机身的预压缩量减少，螺栓进一步伸长。通常因横梁和底座的截面很大而高度较小，相对于立柱而言，其压缩量可忽略不计。故对机身变形只是考虑立柱的变形。

如图1所示为拉紧螺栓和立柱的变形情况简图。

图1 螺栓和立柱变形示意图

图中，λ1——预紧后拉紧螺栓伸长量；

λ2——预紧后立柱压缩量；

λ′1——工作时拉紧螺栓伸长量；

λ′2——工作时立柱残余压缩量。

所以，拉紧螺栓在工作状态比预紧状态所增加的伸长量为：

立柱在工作状态比预紧状态所减少的压缩量为：

在弹性范围内，螺栓以及立柱的受力和变形基本是线性的，采用软件计算方法可知也是按照线性变化的。如图2所示。

图2 螺栓与立柱的力-变形图

机身受到公称压力Pg作用时，拉紧螺栓除承受立柱给它的反作用力（即立柱残余预紧力Pyt′）以外，又多加了一公称力Pg。即拉紧螺栓从Py增加为Pyt，而立柱由Py′变为Pyt′。由图2c得：

根据胡克定律，拉紧螺栓所产生的力

立柱所产生的力

可见，整机在公称力Pg作用过程中，对整机变形Δλ相关的因素为K1与K2，因此可得对分体式机身预紧螺栓的分析可由两种方法进行选择：一种是定义好各部分接触关系，对螺栓采用等效应变法分析整机变形；另一种是默认整机各部分为一个整体，连接方式为Bond联接，直接进行分析。现分别用两种方法对机床进行分析，对比其优缺点。

2 模型分析

压力机由上横梁、立柱、底座、拉紧螺栓组成，属于组合框架式机架。鉴于压力机对复杂模型建模比较困难，本次分析采用NX建模后倒入ANSYS Workbench软件，压力机机身结构的前后左右均对称，取其1/4模型进行有限元分析，模型如图3所示。

压力机机身材料Q235-A，弹性模量206GPa，泊松比0.3；拉杆材料45钢，抗拉强度600MPa，屈服强度355MPa，弹性模量210GPa，泊松比0.3。

图3 压力机模型与1/4分析模型

3 预紧力说明

在压力机工作过程中，预紧力大小会影响横梁与立柱以及底座与立柱的接触情况。根据工程经验，取预紧力为1.5倍公称力，所以单根拉紧螺栓的预紧力大小为2062.5kN。

4 等效应变法分析过程

本次分析中，由于螺栓在预紧力大小为2062.5kN时的应变不能预先知道，因此可先添加一个2mm应变变形，查看此时螺栓所产生的预紧力，从而推出合适的应变变形。

约束施加在横梁上端螺栓表面的X、Y、Z方向自由度，拉杆、横梁、立柱、底座之间采用面-面结合组，其中立柱与横梁以及立柱与底座的接触面采用粗糙接触，摩擦系数0.3,其余接触为绑定接触。具体过程如下。

4.1 螺栓应变载荷为2mm

如图4所示为2mm应变载荷下立柱所受压力。

由于在预紧状态下，立柱所受压力即为螺栓预紧力，因此此时的螺栓预紧力为1557.3kN,而目标预紧载荷为2062.5kN,所以应施加的应变载荷为：

图4 2mm应变载荷下立柱所受压力

4.2 螺栓应变载荷为2.6488mm

图5所示为2.6488mm应变载荷下立柱所受压力。

图5 2.6488mm应变载荷下立柱所受压力

此时可看出立柱所受压力为2062.5kN，刚好为目标预紧载荷。因此该状态即为机床的预紧初始状态。

探测出此时拉紧螺栓的拉应力为72.2MPa。而螺栓在受到2062.5kN拉力状态时，其所产生的理论拉应力为，其中拉紧螺栓r＝95mm，由此可算出[σ]=72.7MPa，与72.2MPa的分析应力极其接近。从而看出上述方法施加的预紧状态符合分析要求。如图6所示拉紧螺栓应力图。

记录此状态下底座与横梁的竖直变形，并将此变形记为基准变形。其数据如图7所示。

横梁竖直变形Δ1=0.106mm

底座竖直变形Δ2=0.481mm

4.3 在预紧力的基础上加载荷（图8）

图6 拉紧螺栓应力图

图7 横梁、底座以及整机竖直位移云图

图8 冲裁工况下立柱所受压力

图9 冲裁工况下拉紧螺栓拉应力

由图9可知，拉紧螺栓在冲裁状态下拉应力进一步增大，变为79.2MPa，则可以算出此时拉杆所产生的预紧力大小为Pyt′=79.2×π·r2=2246kN，符合实际螺栓变化情况。观察图9可知，此时立柱残余压力为Pyt=887.5kN，则可得出Pyt′-Pyt=1358.5kN≈0.25·Pg(1375kN)，与前述提到的螺栓预紧理论趋势一致。

记录冲裁工况下底座与横梁的竖直变形，将此变形记为基准变形。数据如图10所示。

图10 冲裁工况下横梁、底座及整机竖直位移云图

横梁竖直变形为：

底座竖直变形为：

综合上述数据，该组合机身在等效应变方法下所计算出的整机变形为：

5 默认整体直接分析法

本次分析中，将整机各部分之间的连接定义为Bond联接，依然约束施加在横梁上端螺栓表面的X、Y、Z方向自由度。如图11所示，具体分析如下。

横梁竖直变形为：

底座竖直变形为：

因此可见，该方法计算出的整机变形为：

图11 默认整体分析法下横梁、底座竖直位移云图

6 结论

5500kN机械压力机组合式框架机身，通过ANSYSWorkbench的两种方法计算出的整机变形结果分别为：预紧螺栓等效应变法Δ=0.587mm；默认整体不加预紧力方法C=0.555mm。

可见，两种方法计算出的整机变形相差很小，误差仅为0.032mm。但第一种方法计算耗时远远大于第二种方法，因此在设计初期可通过第二种方法较准确地计算出产品的变形情况。当产品最终定型后，可以用第一种方法对产品的变形进行较准确得分析。从而有效提高设计周期，并保证分析的准确性。

[1]何德誉.曲柄压力机[M].北京：机械工业出版社，1981.

[2]沈春根，王贵成，王树林，等.UG NX7.0有限元分析入门与实例精讲[M].北京：机械工业出版社，2010.

[3]郑文纬，吴克坚.机械原理[M].北京：高等教育出版社，1997.

[4]王勖成.有限单元法[M].北京：清华大学出版社，2003.

ANSYS simulation analysis of pre-tightening by tension bolt for composite frame body

WEN Kaibin，YANG Yang，REN Dongjie，PAN Longfei,ZHOU Gen
（Yangzhou Metalforming Machine Group Co.,Ltd.,Yangzhou 225128,Jiangsu China）

The pre-tightening method by tension bolt for composite frame body has been introduced in the text,which is commonly used in the ANSYS finite element analysis.The pre-tightening analysis has been conducted to some series of 5500kN press body by use of equivalent strain method.The analysis result shows that this method can well simulate the actual pre-tightening force.

ANSYS;Pre-tightening;Bolt;Analysis

TG315.5

A

10.16316/j.issn.1672-0121.2016.05.003

1672-0121（2016）05-0015-04

2016-05-25；

2016-07-16

闻开斌（1977-），男，工程师，从事锻压设备设计与制造。E-mail：beijing2008chenc@163.com