临界预紧力

关键词：

临界预紧力（精选七篇）

临界预紧力篇1

大型液压机是一个国家大型装备制造能力、经济与国防实力的重要标志, 具有重要的战略意义[1,2]。大型液压机的横梁, 尤其是下横梁, 受铸造、加工和安装条件等的限制, 通常采用分体结构, 由几块铸造 (焊接) 梁体利用预紧螺栓组装而成。下横梁是液压机的主要承载部件之一, 必须保证其在承载状态下的整体性, 即各组合子梁间的接触状态良好, 各接触面无开缝现象[3,4,5]。

保持组合下梁整体性的关键措施是通过拉杆进行预紧。若预紧力不足, 承载时, 子梁结合面将会出现开缝现象, 在卸载时产生冲击, 容易导致结构早期破坏。若预紧力过大, 则必然导致结构过于庞大, 使制造成本上升[6]。因此, 如何确定合理的预紧力, 是组合结构下梁设计中的关键问题之一, 同时也是设计工作的难点。

目前有关液压机本体结构静动态分析与优化方面的研究已较为成熟[7], 在液压机机架整体性[8]与预紧技术[9]等方面也有一定的研究报道[10], 但是针对组合下横梁这种纵向承载及横向预紧的结构, 其整体性问题的相关研究尚鲜见报道。

临界预紧力是指在规定载荷下能保持结构整体性所需的最小预紧力, 是组合结构预紧设计中的关键参数。因此本文以数值模拟与实验相结合的方法, 针对组合下横梁的预紧问题, 深入探讨了临界预紧力的影响因素及变化规律, 给出了临界预紧力系数的估算方法, 以期加深人们对这一问题的认识, 为相关设计提供理论依据。

1 组合下横梁预紧计算模型

以某120MN大型自由锻造液压机 (图1) 为例, 其下横梁 (图2) 由两个子梁组合而成, 通过拉杆预紧为一个整体。本文以之为原型, 建立了如图3所示的箱体结构组合梁预紧计算模型。组合梁总长7200mm, 梁宽3000mm, 支座中心距为3600mm, 设4根拉杆。定义跨高比为支座中心距与梁高之比, 用α表示。计算中分别取梁高为4800mm、3600mm、2880mm、2400mm、2000mm、1800mm, 对应的跨高比分别为0.75、1、1.25、1.5、1.8、2。

液压机下横梁在工作中存在两种典型的受力状态, 一是以镦粗工况为代表的中心载荷状态 (简称中心工况, 如图4a所示) , 其受力状态如图5a所示, 另一种是以扩孔工况为代表的两侧承载状态 (简称扩孔工况, 如图4b所示) , 其受力状态如图5b所示。由两种工况的受力状态可知, 在中心工况下组合梁结合面下端易出现开缝现象, 而在扩孔工况下组合梁结合面上端易出现开缝现象。本文针对两种载荷工况分别建立了分析模型, 如图6所示。

计算中采用弹性接触理论, 各子梁及预紧元件按弹性体离散, 相互间按接触理论判断接触与分离, 计算模型依梁高不同, 跨高比0.75、1、1.25、1.5、1.8、2的梁分别划分六面体单元57 694、48 792、43 640、39 960、36 120、34 648个, 节点43 020、36 540、32 760、30 060、26 820、25 740个。

在临界预紧力下, 组合下梁在承受规定载荷时, 其易开缝处的接触压应力应恰好为零。由于这一条件较为苛刻, 在模拟计算及实验中较难准确测定, 因此在本文的研究中, 临界预紧力的判别依据为:在给定载荷下, 能够保证组合梁易开缝处的压应力为零, 且最大开缝宽度小于0.05mm时的预紧力定义为临界预紧力。

2 临界预紧力影响因素研究

2.1 工作载荷对临界预紧力的影响

模拟时, 中心工况下取载荷系数δL (即工作载荷与原压机的公称压力之比) 分别为1、0.75、0.5、0.25, 扩孔工况下取载荷系数分别为0.8、0.6、0.4、0.2。图7所示为计算所得跨高比分别为1和1.5情况下, 临界预紧力与载荷的关系曲线。

由图7中曲线可以看出, 无论是中心工况, 还是扩孔工况, 临界预紧力系数β (临界预紧力与载荷之比) 均随载荷的增大而略有增大, 且两者间存在较好的线性对应关系。同时应当注意到, 不同跨高比下计算所得的曲线相差较大。而同一跨高比下, 临界预紧力系数基本保持不变, 即临界预紧力与工作载荷间的比例关系基本不变。在现有计算模型下, 中心工况下跨高比为1时, 临界预紧力系数约为0.54, 跨高比为1.5时, 临界预紧力系数约为0.92;扩孔工况下跨高比为1时, 临界预紧力系数约为0.65, 跨高比为1.5时, 临界预紧力系数约为0.88。

2.2 跨高比对临界预紧力的影响

跨高比分别取为0.75、1、1.25、1.5、1.8、2。中心工况下载荷系数取为1、0.5, 扩孔工况下载荷系数取为0.8、0.4, 其他条件不变, 计算所得临界预紧力系数随跨高比的变化如图8所示。

由图8中曲线可以看出, 跨高比对临界预紧系数有着显著的影响, 随着跨高比的增大, 临界预紧力系数大幅增高, 两者间近似成线性正比关系。同时可以注意到, 从总体上看, 无论是中心工况, 或是扩孔工况, 不同载荷系数下计算所得的临界预紧力系数与跨高比的关系曲线基本一致。由此可得临界预紧力系数的估算公式如下:

中心工况下

扩孔工况下

2.3 组合梁宽度对临界预紧力的影响

模拟时取5组梁宽, 相对宽度系数δB (梁的宽度与跨高比为1时梁的高度之比) 分别为0.83、0.94、1.11、1.22、1.39;中心工况下载荷系数为1, 扩孔工况下载荷系数为0.8;跨高比分别取为1、1.5, 计算所得临界预紧力与梁宽的关系如图9所示。

由图9中曲线可知, 随着梁宽的增大, 临界预紧力呈小幅减小的趋势。在相对宽度系数增大66%的情况下, 中心工况下临界预紧力平均减小9.6%, 扩孔工况下平均减小10.2%, 可见梁宽对临界预紧力的影响不显著。

2.4 拉杆位置对临界预紧力的影响

图10为拉杆上下位置和前后位置示意图, 拉杆的上下位置由上下位置系数表示, 为拉杆距上下中心线的距离与梁的高度之比, 即h1/h;拉杆的前后位置由前后位置系数表示, 为拉杆距前后中心线的距离与梁的宽度之比, 即a/b。

模拟时, 上下和前后分别取5组拉杆位置, 位置系数分别为0.25、0.306、0.361、0.417、0.431和0.083、0.15、0.25、0.317、0.417;中心工况下载荷系数取1, 扩孔工况下载荷系数取为0.8;跨高比取1和1.5, 计算所得拉杆上下位置对临界预紧力的影响如图11所示, 图中曲线显示, 拉杆位置越靠近横梁中心, 则所需的临界预紧力越大, 反之越小。拉杆前后位置对临界预紧力的影响如图12所示, 与上下位置的影响相似, 拉杆前后位置越靠近横梁中心, 所需临界预紧力越大。但是值得注意的是, 尽管拉杆的位置对临界预紧力有影响, 但是影响不大, 当拉杆上下位置系数增大72%的情况下, 中心工况临界预紧力平均减小仅9%, 而扩孔工况平均减小仅7%;拉杆前后位置系数增大4.02倍的情况下, 中心工况临界预紧力平均增大4.7%, 扩孔工况平均增大6.3%。

3 实验验证

为对上述研究结果进行验证, 本文以计算模型为原型, 设计了一套1∶7.2 (实验模型与数值模拟模型的尺寸比) 的模拟实验装置 (图13) 。该装置由2个子梁和4根拉杆构成一个组合结构梁。为测试不同跨高比下的预紧参数, 共设计了5组不同高度的子梁, 跨高比分别为1、1.25、1.5、1.75、2。

拉杆及组合梁贴片如图14所示。拉杆采用液压预紧, 通过粘贴于拉杆中部的应变片测量预紧力 (图14a) 。利用实验室的YA-315单动液压机进行加载, 并通过安装于液压机动梁与组合梁间的压力传感器实测载荷大小。实验现场如图15所示。

分别在两子梁上下结合面的中部位置粘贴应变片, 如图14b和图14c所示, 以检测结合面处的应力状态。实验中, 承载后若结合面处的应变片测得值降为0, 且此时该结合面处采用0.05mm的塞尺不能塞入, 则认为该状态为临界状态。

分别对两个子梁施加235.2kN、254.8kN、274.4kN、294kN、313.6kN五组预紧力, 通过实验测得给定预紧力下结构达到临界状态时的工作载荷, 由此即可确定出工作载荷与临界预紧力间的对应关系。

图16所示为跨高比为1.5时, 两种载荷工况下临界预紧力与工作载荷的关系;图17所示为预紧力为313.6kN时, 两种载荷工况下临界预紧力与跨高比的关系曲线。

由图16可知, 实验得到两种工况下临界预紧力与工作载荷存在较好的线性对应关系, 直线基本保持为水平。中心工况下临界预紧力系数约为0.8;扩孔工况下临界预紧力系数约为0.82, 与数值模拟临界预紧力系数的误差分别为13%、6.8%, 结果基本一致。

由图17可知, 实验得到两种工况下临界预紧力与跨高比成线性正比关系, 两者间的关系可以通过下式表达:

中心工况

扩孔工况

与数值模拟结果相比, 两直线的斜率误差分别为10.8%、8.9%, 两者结果基本一致, 因此可按式 (1) 和式 (2) 进行临界预紧力的估算。

4 结论

(1) 工作载荷及跨高比是影响组合预紧下横梁临界预紧力大小的关键因素, 梁宽及拉杆位置对临界预紧力的影响相对较小。

(2) 临界预紧力系数随跨高比的增大, 呈线性增大的趋势, 当跨高比一定时, 临界预紧力系数基本为定值。

(3) 临界预紧力系数中心工况下可取为跨高比的0.72倍, 扩孔工况下可取为跨高比的0.61倍。

参考文献

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预紧力控制成治理泄漏关键技术篇2

为取消反作用力臂, 同时控制好螺栓的预紧力, 美国HYTORC公司作出了不懈努力和创新, 终于在1990年推出了一项无反作用力臂紧固螺栓的专利技术:用一个自带反作用力臂的CLAMP拉伸螺母代替常规螺母。通过螺母的外套筒, 巧妙地自平衡了反作用力, 首次取消了传统的反作用力臂。这一技术适合对火电、核电、水电的大直径螺栓进行冷紧、冷松施工, 不但能测得预紧力具体数值保证精度, 还可大幅加快施工速度并减轻了工人的劳动强度。

该技术的不足也很明显, 要用一个新的螺母代替原有的螺母, 代价较高, 除了对预紧力有严格要求的设备以外, 对普通企业而言, 全面推广有困难。因此, 该公司在2003年又推出一款新的专利产品:用一个特殊的DISC拉伸垫圈代替常规的平垫圈。用这种方法紧固的螺栓, 其预紧力的精度经德国实验室测试, 为±4%。这一技术解决了石化企业的法兰泄漏问题以及风电叶片和轮毂的连接问题。相比新型螺母而言, 一个拉伸垫圈的价格更容易使企业接受, 但大批量使用此种垫圈还是需要大的投入。

该公司为了进一步减低客户的负担, 在2014年又推出了一款Z-Washer“自反作用力垫圈”。该垫圈和常规的平垫圈具有相同的尺寸和材料, 只是周边带一圈外齿。该垫圈和螺母接触面光滑, 和法兰的接触面压有“滚花”以增加摩擦力。为了防止螺栓在紧固时发生螺栓跟转, 同时推出了“防跟转垫圈”, 该垫圈的尺寸和普通平垫圈一样, 只是两面为了增加摩擦力, 都压有“滚花”。机具转动螺母时, 反作用力就通过驱动器的外套筒, 传递到垫圈的外齿上, 自相平衡, 消除偏载, 螺栓就被垂直拉伸, 直接达到设定的预紧力。

到目前为止, 这一无反作用力臂螺栓紧固技术已经在中国的石油、化工、钢铁、风电、火电、核电、水电、高铁、大型工程机械、造船业得到广泛应用。彻底消除了有关单位设备的法兰泄漏和螺栓松动事故, 大幅减少了宝贵资源的浪费和停工维修的时间。

汽车轮毂轴承预紧力影响因素分析篇3

原斯太尔轮毂轴承预紧力的调整是单螺母结构,装配时通过加减调整垫片来进行预紧力的调整,操作麻烦,并且经常由于垫片厚度尺寸的选配不能达到最佳,造成预紧力控制精度不高;后来为解决桥总成轴头螺母松退问题,将单螺母结构改为双螺母锁紧结构,但新结构预紧力调整过程中,出现第一道螺母拧紧后松退一定角度,再拧入第二道螺母时预紧力变化较大,无法精确保证工艺要求,造成多次调整,而且经常造成止退垫片损坏,直接影响装配效率和装配质量。我们通过对轮边轴头螺母两种结构装配过程进行分析,找出了两种结构预紧力的影响因素。

单螺母结构的装配过程分析:

装配过程(1)先将装好O型圈的隔圈安装到桥壳轴头外圆上,使用专用撞子轻推隔圈到位与轴头锥面相贴;(2)将30222轴承内圈加热到70℃-80℃(现场使用时间控制),装到轴头轴颈外圆,直接用手推到与隔圈相贴到位;(3)用吊具将轮毂总成(压好轴承外圈和油封)钩住保持一定高度推到30222轴承内圈上,然后套入齿圈支架带32222轴承内圈总成,使用专用撞子将其装配到位;(4)测量齿圈支架外端面到桥壳轴头端面之间的轴向距离,与理论尺寸计算得到的数据进行比较选取一定厚度尺寸的调整垫片,具体尺寸链计算为:

隔圈厚度+30222轴承宽度+轮毂内端面间距+32222轴承宽度+齿圈支架大端厚度+止推垫片厚度+止退垫片厚度+轴头螺纹深度-理论尺寸

单螺母结构装配示图(图1):

将计算所得的差值减小0.30mm(经验数值)选择调整垫片,将轴头螺母带调整垫片一起拧入,螺母拧紧力矩300 N.m~400N.m;(5)用手转动轮毂2-3圈,用弹簧秤沿轮胎螺栓孔切线方向拉轮胎螺栓,弹簧秤读数为70 N~90N(该数值考虑轮毂油封影响),来保证图纸要求轮毂轴承预紧力7 N.m~9 N.m,如果达不到要求,重新选调整垫片调整。

实际在该阶段我们要求装配工必须进行“假”间隙消除,在现场实测通过使用专用撞子(较大力量)撞击,重新用轴头螺母扳手拧紧到300 N.m~400N.m;扳手能再拧入16°,在轴向尺寸上约影响0.067mm,我们认为“假”间隙对预紧力调整精度影响非常大。

下面针对上述装配过程分析“假”间隙来源:

1. 隔圈装配中是否贴实和装配中的反弹

隔圈内孔与轴头外圆配合设计为间隙配合(隔圈内孔Φ110+0+0..036123 mm,轴头外圆Φ110+0+0..003025 mm),使用专用撞子或用手轻推可直接到位,由于隔圈内装有O型圈有一定过盈量反弹的可能性很小,从现场看此过程不存在间隙;

2.30222轴承内环装配

由于是加热装配,轴承内孔热胀变大,轴承很轻松地用手推入,在装时能够保证到位。但是由于是加热装配,轴承的宽度尺寸也有所变化,这里我们进行了试验具体数据如下:

轴承厂家:襄轴

将10个30222轴承内环宽度分别在室温下加热到55℃~60℃、放置自然冷却到室温状态,测得其宽度值数据(见表1):

由表1中数据可以看出,轴承在加热到55℃~60℃时其宽度变化量在0.03mm~0.07mm之间,车间温度约20℃,在冷却到室温后与热态尺寸相比变化0.015mm~0.065mm。

这种尺寸的变化从数据上看比较大,这在不加油磨合桥时预紧力的变化也反映出来,一般降低预紧力10N以上。为降低加热温度越高对尺寸变化量越大的影响,我们采取现场试验确定轴承的最佳加热温度,数据见表2:

最后确定最佳加热温度为60℃,放置温度不能低于40℃,即轴承加热器加热时间28秒(原工艺要求35秒)当然这可能由于环境温度对该参数有一定影响。这比原先工艺要求的70℃~80℃对轴向尺寸的影响会小一些。目前这种热装方式是否在装配步序中采用气冷工艺来消除还有待进一步探讨。从上述分析是一个间隙来源。

3.轮毂总成装配与齿圈支架带32222轴承内圈装配

从装配图反映的装配关系看:齿圈支架总成的轴向定位没有,完全靠预紧力的调整程度来定。由于齿圈支架内孔与轴头两段定位外圆以及花键均为间隙配合,其中Φ80 mm外圆最大间隙0.059mm,Φ91 mm外圆最大间隙0.129mm;同时形位公差同轴度为Φ0.06 mm,这些都造成齿圈支架定位的不确定性,再通过专用撞子撞击后改变了原有的定位状态,造成一定量的轴向移动,这里我们无法完全消除,但对装配工艺细化,规定装配工在最终调整预紧力时必须转动轮毂2圈~3圈,使用专用的撞子较大的力量撞击至少两次,来减少其影响。当然我们对相关件也应提出工艺方法的要求:例如轮毂内孔加工的“一刀下”,桥壳轴头外圆一次切入磨削完成所有外圆表面的加工,齿圈支架的同轴度保证,这在一定程度上可以减小影响。

4.弹簧秤的测量系统分析

现场使用的弹簧秤示值精度为2N,工艺要求70N~90N,符合量具的选择要求,对其进行线性、重复性分析,具体见下表:

甲乙丙丁四人分两组用弹簧秤测轮毂预紧力,甲乙测同一个轮毂的一个位置,连测三次,丙丁测同一个轮毂的一个位置,连测三次,测得数据见表3:

通过表3中数据可以看出:问题出在装配工测量方法上,由于工艺要求使用弹簧秤钩住轮胎螺栓头部,沿分布圆切线方向拉弹簧秤读数,每个人拉弹簧秤的角度不完全一致,造成数据的再现性差,最大差值18N,平均值在7.4N,占到公差的37﹪,测量系统判定为不合格需改进。这就必须在量具的使用方法上采取措施,设计专用量具辅具保证拉弹簧秤的方向为切线;对弹簧秤要求拉钩为抗圆环形,且与轮胎螺栓头部尺寸设计为间隙合理的直径,解决拉钩位置变化的问题。

双螺母结构装配过程分析:它的装配过程在(1)~(3)步骤与单螺母装配过程相同:(4)拧入第一道轴头螺母,拧紧力矩300 N.m~400N.m,转动轮毂2圈~3圈,松退螺母60°;(5)装入止退垫片;(6)拧入第二道轴头螺母,拧紧力矩400 N.m±30N.m。

在调整过程出现以下问题:第二道螺母对预紧力影响非常大。

我们针对螺母压紧过程进行原因分析:

1. 第一道螺母在拧紧后松退螺母60°,相当于轴向尺寸变化1.5/6=0.25mm,变化很大,在现场检查螺母有的直接就能用手拧动,这个轴承预紧力相当于接近没有,必须重调;第一道螺母如果没有完全松退,它将受到来自齿圈支架的反作用力,从其牙型受力图上看(见图2、图3):由于存在松退后产生0.25mm的轴向移动,如果第一道螺母松退,那么第二道螺母拧入后对第一道螺母原先的受力状态进行了破坏,影响预紧力;如果没有完全松退,第二道螺母的拧紧对第一道螺母受力的影响很小,轴向产生移动是由于假间隙的存在,从而对预紧力进行影响。

2.我们知道螺纹的拧紧力矩需克服螺母与被联接件之间的摩擦力矩约占50%和螺纹副的摩擦力矩约占40﹪,以及由于螺纹斜面受力而产生的反拧力矩约占10﹪,如果由于非正常原因造成摩擦副力矩上升,那么对轴承预紧的变化影响就大。

从分析结果,造成第二道螺母引起的预紧力变化大主要原因为假间隙未完全消除;第一道螺母如果松退过多,则螺纹加工精度对其也有一定影响,因为M80×1.5-6H/6g(配合间隙为0.032mm~0.456mm,引起的轴向尺寸变化0.018 mm~0.263mm,实际用百分表测螺纹间隙约在0.12 mm左右),可从控制螺母松退角度来解决。

解决措施:

通过上述分析我们采取以下措施解决双螺母结构预紧力调整问题:

1.改原先的调整方法为在第一道螺母拧紧松退螺母后,必须使用弹簧秤拉预紧力,根据预紧力来调整螺母松退的程度;

2. 要求装配前,必须对桥壳M80×1.5螺纹100﹪用过螺纹工具通过,并去除铣键槽毛刺和外圆倒角毛刺,减小摩擦副的摩擦力矩;

3. 进行部分产品的改进,对轴头螺母、止退垫片表面处理由原来的镀锌改为磷化涂油,减小各摩擦副的摩擦系数,采取该措施后轴头螺母的拧紧力矩的分散度大大降低,更易保证拧紧力矩的准确性;

4. 为改善第一道螺母的调整精度,我们将原设计止退垫片的齿数增加,原止退垫片齿数为6齿,我们可以将其改为25齿,这样调整精度由原来0.25mm减小为1.5/25=0.06mm;见图4:

5. 通过以上第3、4项措施,同时还解决了双螺母在预紧力调整过程中,当第二道螺母拧紧时将止退垫片扭变形而无法使用的问题,该项改进后,后续装配中无一例损坏;

6. 改进弹簧秤的拉钩,减小来自测量系统的误差,提高精确度;

7. 除此之外油封质量对目前预紧力的调整有一定影响,装配工艺中对油封装配刃口必须涂润滑脂,但润滑脂在冬季和夏季应分别制定预紧力要求;不同的油封厂家由于油封抱轴力的不同也应分别制定预紧力要求;如何减小轴承加热对间隙的影响也是后续的一个课题。

结论:

1.通过优化工艺参数(例如轴承加热温度的最佳化)、细化工艺(例如桥壳螺纹的100%螺纹工具通过、键槽毛刺的修理)、轴承假间隙消除、以及对装配工的动作规范,来减小装配过程的变差;

2.通过分析并对部分产品设计结构进行改进,从结构上实现调整环节的精度,减小预紧力的分散度

螺栓联接精度对压机预紧力影响篇4

研究中对60MN液压机的拉杆螺纹部分进行了分析计算, 比较真实的反映了螺纹联接部分的受力情况, 并对螺纹精度等级和残余预紧力之间的关系进行了阐述, 以便充分发挥拉杆的工作潜力, 提高整机的工作寿命。

1 拉杆螺栓联接部分有限元模型的建立

为了对液压机架进行精确的有限元分析, 从而得到液压机机架准确的整体应力分布, 必须对液压机工作状况、性能以及可能出现的危险部位做到详细的了解。机架拉杆螺纹联接的求解属于典型的弹性接触问题, 我们可以用有限元分析法对其进行计算[5]。

拉杆螺纹部分的几何形状比较复杂, 它与螺母的接触面是一个空间螺旋面。但是由于螺纹的升角较小, 在模型中可以忽略螺纹升角的影响, 利用一系列标准螺牙来代替连续螺纹, 同时把螺母简化为具有相同刚度的圆柱形。由于拉杆螺纹部分的载荷、约束条件都是轴对称的, 这样就把拉杆螺纹联接简化为平面轴对称问题, 使分析过程大大简化。

60MN拉杆螺牙基本参数如图1所示。

有限元分析的最终目的是还原一个实际工程系统的数学行为特征。一般它有两种生成方式:实体建模和直接生成。由于本文是采用比较简单的平面模型, 所以可以直接进入前处理直接生成模型。在分析过程中, 不必对机架的每个细微结构都考虑到, 因为这样不仅增加了建模的难度, 而且还增加了计算工作量, 计算结果不一定可靠[6,7]。同时由于考虑到螺牙形状的不规则, 立柱和螺栓全部采用三角形6节点单元 (solid185) , 立柱共分为8752个单元, 19120个节点。螺母分为8423个单元, 17881节点, 基本模型网格图如图2所示。

2 初始条件和约束的添加

拉杆的预紧已经在前言中进行了阐述, 而预紧力的大小要保证压机工作时上横梁和立柱之间的接触面不分离。

我们已知:

拉杆的预紧载荷F=8558kN

横截面积:A=πR2=3.14×0.122=0.045216m2

杨氏模量:E=2.1×1011N/m2

泊松比:γ=0.3

拉杆初始应力:

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约束处理:约束处理恰当与否直接影响到结果的精确程度, 因此, 约束的施加要尽可能的接近实际[8]。由于拉杆为轴对称模型, 因此在其轴线方向上应该有自由度限制。对于螺母来说, 由于存在加工误差, 当其与拉杆啮合时, 这些误差会使它产生微位移, 可以将其近似等于公差, 所以在螺母的端部施加位移约束, 以限制其在垂直方向的位移。

当螺栓为六级精度时, 加工误差为0.355mm, 则施加约束限制其在垂直方向上最多可移动0.355mm, 同样, 当螺栓精度为七级时, 加工误差为0.6mm, 则限制其在垂直方向上最多可移动0.6mm。

3 计算结果

图3是当螺栓为六级精度时拉杆的Von Mises应力云图, 可以看出螺牙部分局部应力最大。由计算可知, 拉杆残余预紧力为1.75×108N/m2, 相比原始应力下降了undefined。

图4是当螺栓为七级精度时拉杆的Von Mises应力云图, 由计算可知, 拉杆残余预紧力为1.52×108N/m2, 相比原始应力下降了undefined。

4 结论

1) 螺栓精度与压机拉杆残余预紧力之间存在着对应关系。通过分析计算可知, 随着螺栓精度的降低, 加工误差也随之变大, 从而直接导致立柱剩余预紧力的降低, 而且下降趋势特别明显。

2) 如果拉杆螺纹联接部分的加工误差不一, 在装配时, 虽然施加的预紧力是一样的, 但拉力千斤顶卸载后, 每根立柱所受的预紧力是不一致的, 如果误差过大, 则无法保证整个机架的刚性, 以致影响压机正常工作。

3) 由于螺母和拉杆螺牙部位应力复杂, 所受应力为最大, 容易发生疲劳, 甚至发生塑性变形和断裂。今后可以通过有限元方法对其进行合理的优化分析, 使其各部位应力尽量分布均匀、合理, 这对提高立柱的寿命, 避免断柱有一定的指导意义。

参考文献

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双螺母滚珠丝杠副预紧力的研究篇5

滚珠丝杠是一种可将旋转运动和直线运动相互转化的机械装置,具有高传动效率、高精度、高刚度、磨损小等特点[1]。滚珠丝杠副通常采用预紧使滚珠与滚道圆弧面的接触产生一定的预变形,提高其刚度、传动精度,减小振动噪声,运转平稳。双螺母预紧是最常用的预紧力施加方式,通过改变两螺母之间的轴向间距,从而实现对滚珠的预紧作用。常用的双螺母预紧方式有垫片式、螺纹式、齿差式及弹簧式四种,其中齿差式预紧能精确调整预紧量[2]。预紧力大小对其性能有很大影响,必须合理施加预紧力。本文针对双螺母滚珠丝杠副预紧力进行研究,分析预紧力大小与预紧量之间的关系,为预紧力的施加提供理论依据。

1滚珠丝杠副接触变形分析

滚珠丝杠副中滚珠与丝杠、螺母之间接触为点接触,在预紧力作用下,其产生的变形为弹性变形,可采用赫兹理论对其接触变形进行分析[3]。图1为点接触示意图,两接触体分别为V1、V2,两主平面分别为1、2。

接触点处的主曲率和为:

主曲率函数:

式中,ρ11、ρ12分别为接触体V1在主平面1、2中的曲率;ρ21、ρ22分别为接触体V2在主平面1、2中的曲率。

根据赫兹理论,两弹性体接触时的弹性变形量为:

式中,μ1、μ2为泊松比;E1、E2为材料弹性模量; P为法向载荷;K(e)为第一类完全椭圆积分,ma为与椭圆偏心率有关的系数,2K(e)/πma可根据曲率函数F(ρ) 查得。

滚珠丝杠副中滚珠与丝杠和螺母滚道面接触点的曲率[4]如表1所示。

表1中,db为滚珠直径;d0为滚珠丝杠公称直径;α 为接触角;t为滚道曲率半径与滚珠半径之比。

将曲率代入式(1)~式(3),则可得滚珠丝杠副中滚珠与丝杠和螺母滚道面接触处的弹性变形量。

滚珠与丝杠滚道面接触处的弹性变形量δS为:

式中,μ1、μ2分别为丝杠与滚珠的泊松比;E1、E2分别为丝杠与滚珠的材料弹性模量;ΣρS丝杠滚道接触处的主曲率和;P为滚珠受的法向载荷。

滚珠与螺母滚道面接触处的弹性变形量δN为:

式中,μ3为螺母的泊松比;E3为螺母材料弹性模量;ΣρN螺母滚道接触处的主曲率和。

2滚珠丝杠副预紧力求解

如图2所示为滚珠丝杠副双螺母预紧示意图,通过调整两螺母之间的轴向间距,从而达到预紧的效果。L为预紧前两螺母之间距离,虚线为预紧后螺母的位置, 螺母的相对轴向位移为2△S。

则双螺母滚珠丝杠副中螺母相对于丝杠有一弹性变形量的轴向分量为△S,根据位移量的几何关系可得:

式中,λ为螺旋升角,δn为总变形量,δa为变形轴向分量,δS为滚珠与丝杠滚道面接触处的弹性变形量,δN为滚珠与螺母滚道面接触处的弹性变形量。

如图3所示为滚珠与丝杠接触点受力分解图, Fn为合力,Fa为轴向力分量,Fr为径向力分量,Ft为圆周力分量。

则:

将式(6)、式(7)代入式(4)、式(5)得预紧力F与△S的关系为:

式中,n为单个螺母中滚珠的总个数。

根据所求得的预紧力F的计算公式,取丝杠公称直径d0=16mm,滚珠直径db=3.175mm,导程L=4mm,滚道曲率半径和滚珠半径之比t=1.04,接触角为α=45°, 单个螺母中滚珠的总个数n=26,材料参数取E1= E2= E3=2.07×1011Pa,μ1=μ2=μ3=0.29。对此滚珠丝杠副进行预紧力的计算,并用MATLAB软件绘出预紧力F与预紧量△S的关系曲线,如图4所示。

从图4可以看出,预紧力大小F随预紧量△S的增加而增大,且增加越来越快。

3预紧力影响因素分析

由公式(8)可以看出,预紧力大小F不仅与预紧量 △S有关,还与滚珠丝杠副的螺旋升角λ、接触角α有关。取预紧量△S=0.025mm,其他参数如上,由于曲率函数值随接触角α变化很小,此处2K(e)/πma值视为不变,得到预紧力大小F与螺旋升角λ、接触角α之间的变化关系,如图5所示。

3.1螺旋升角对预紧力的影响

如图6所示为接触角α=45°时,预紧力F随螺旋升角 λ变化的曲线。预紧力大小随螺旋升角的增加而增加, 但其值增加很小,因此螺旋升角对预紧力的影响不大。

3.2螺旋升角对预紧力的影响

如图7所示为螺旋升角λ=5°时,预紧力F随接触角α 变化的曲线。预紧力大小随接触角的增加而增大,且变化范围较大,其相对于螺旋升角对预紧力的影响较大。

4结论

1)利用赫兹理论对滚珠丝杠副中滚珠与丝杠、螺母的弹性变形进行分析。在此基础上,对双螺母滚珠丝杠副的预紧力进行求解,得出预紧力与预紧量之间的关系。预紧力随预紧量的增加而增大,且增加越来越快。

2)预紧力大小不仅与预紧量有关,还与滚珠丝杠副的螺旋升角和接触角有关。预紧力随螺旋升角和接触角的增大而增大,且接触角对预紧力的影响比螺旋升角大。

摘要：利用赫兹理论对双螺母滚珠丝杠副中滚珠与丝杠、螺母的弹性接触变形进行分析;在此基础上,对双螺母滚珠丝杠副的预紧力进行求解,得出预紧力与预紧量之间的关系,预紧力随预紧量的增加而增大;分析了预紧力的影响因素,预紧力大小与滚珠丝杠副的螺旋升角和接触角有关,预紧力随螺旋升角和接触角的增大而增大,且接触角对预紧力的影响比螺旋升角大。

螺栓联接的预紧力与疲劳强度的讨论篇6

轴向拉力作用下螺栓联接的失效多数为疲劳失效。统计表明百分之九十以上螺栓失效都与应力集中作用产生的疲劳失效有关。由于螺栓联接是一个多接触面的弹塑性接触问题, 在重复加载作用下的应力应变关系十分复杂, 并且影响疲劳强度的参素众多, 因此, 直接通过对螺纹的应力应变分析来计算螺栓联接的疲劳强度的实用意义不大。通常的做法是先计算出外力与预紧力作用下螺栓中的平均应力与变化应力, 然后对应力集中, 尺寸效应等影响疲劳强度的参数进行综合考虑, 再应用古德曼法则来计算螺栓联接的疲劳强度。

一般情况下联接件的有效刚度远大于螺栓刚度。螺栓预紧力的存在, 除了使零件之间产生紧密联接, 增强联接的刚性之外, 还会大幅度降低在拉伸载荷作用下螺杆应力的变化幅度, 由此提高了螺栓联接的疲劳强度。如果预紧力不够大, 拉伸载荷有可能超过螺栓联接的预紧力, 造成联接件分离, 这会使螺栓联接的刚度大幅下降, 同时也使应力变化幅度大幅增大而迅速降低螺栓联接的疲劳强度。增大螺栓联接的预紧力, 不但能降低联接件在载荷作用下产生分离的风险, 还能提高螺栓联接的防松能力, 防止预紧力在重复外力作用下变小。以下分析从疲劳强度计算的角度来讨论螺栓联接预紧力对螺栓联接疲劳强度安全系数的影响。

1 螺栓联接疲劳强度安全系数计算

螺栓联接的疲劳强度可通过古德曼准则作近似计算。在周期循环应力作用下, 根据古德曼准则, 金属零件的持久极限疲劳强度曲线可由下式决定:

其中, Sa, Sm为古德曼持久极限疲劳强度线上任一点上对应的交变应力与平均应力, Su为材料的抗拉强度, Se为零件的综合疲劳极限强度。

零件的持久极限疲劳强度安全系数的计算与应力的加载路径有关。对比例加载, 零件持久极限疲劳强度设计的安全系数可用持久极限疲劳强度曲线上的应力幅度Sa与实际应力幅度σa的比值来定义[1]。

在外力作用为零时, 螺栓联接中存在一个预紧力Fi作用。预紧力在螺杆中产生的平均预应力可通过σi=Fi/At计算, 其中Fi为螺栓联接的预紧力, At为螺杆的有效受力面积。而在外力P作用下, 螺杆中对应的拉应力可由以下公式计算:

其中, kb为螺杆的有效拉伸刚度, km为联接件的有效压缩刚度。联接件有效压缩刚度可通过试验来确定, 或通过对一个有效压缩圆锥体来进行简单有效的近似计算[1,2]。更精确的结果则可通过有限元分析来计算。

当一个螺栓联接受到一个循环外力作用时, 如果外力作用P与预紧力Fi都为已知, 则可求出在外力P作用下螺栓中的交变应力幅度σa与平均应力σm。螺栓内的交变应力幅值可由以下公式计算:

而平均应力则可通过公式 (4) 计算:

如果认为螺栓联接中螺杆的有效刚度与联接件的有效刚度在加载过程中都是常数, 对一个给定的拉伸力作用, 外力在σa-σm图上产生的变化为一直线变化关系。螺栓联接的疲劳强度安全系数由nf=Sa/σa定义, 可通过下公式来计算:

此时如果能确定对应螺杆的综合疲劳强度Se, 就可通过公式 (5) 求出在给定预紧力与外力作用下螺栓联接的疲劳极限强度及对应的疲劳极限强度安全系数。在以上的计算中, 没有考虑螺杆中的扭矩作用, 这是因为在循环应力作用下, 螺杆内的扭矩会很快被减低到对疲劳强度的影响可以忽略不计的程度。如果在整个循环加载过程中预紧力与零件综合疲劳强度Se都是常数, 则疲劳极限强度安全系数也是一个确定的常数。

由于螺纹在根部有很大的应力集中, 在重复应力作用下螺纹根部疲劳断裂是螺栓联结疲劳失效的主要原因之一。在外力与预紧力作用下螺纹的受力呈不均匀分布, 其中螺杆上受力螺纹的第一牙承受了最大份额的载荷。因此, 受力螺纹的第一牙根部的应力集中应是产生疲劳裂纹的主要原因之一。由于螺栓及螺纹几何形状的标准化, 螺栓联接疲劳计算的有效应力集中系数可通过分析或试验得出。螺栓综合疲劳极限强度可由以下简化公式确定:

其中S′e为螺栓材料标准试件的疲劳极限强度应力, kb为零件的尺寸效应系数, Kf则是一个包括了几何形状产生的应力集中作用及与材料强度相关的表面作用的疲劳强度降低系数, Kf与螺纹的设计形状有关, 也与螺帽的几何形状有关。实验表明, 通过滚压加工产生的螺纹, 其应力集中系数Kf小于通过切削加工产生的螺纹, 有更高的疲劳强度[1]。

2 预紧力对螺栓联接疲劳强度的影响

如果拉伸外力小于预紧力, 且无偏心作用, 则交变应力不随预紧力变化而改变。预紧力变大, 交变应力不会改变, 但平均应力会变大。因此, 根据公式 (5) 计算得出的螺栓联接的疲劳强度安全系数就会变小。由此会得出增加预紧力可能会使螺栓联接的疲劳强度安全系数降低的结论。是否可以因此认为在不发生螺栓联接预紧接触面分离的前提下, 螺栓联接的最大疲劳强度安全系数可通过一个最小的预紧力来实现呢?

对这个问题的回答, 可从三个方面来讨论。首先, 由于外载荷的不确定性, 总是存在超载的可能, 而超载后则可能使螺栓联接产生分离。需要考虑的是, 增大预紧力所带来的疲劳强度的降低与可能的超载作用下产生螺栓联接分离后疲劳强度降低相比, 那一个更具有更大的风险?其次, 在循环外力作用下, 预紧力可能逐渐降低, 这对螺栓联接疲劳强度影响如何?再就是增大预紧力可能会在螺纹根部产生塑性变形, 从而产生残余应力, 这对螺栓联接疲劳强度有如何影响?

在拉伸外力作用下, 联接件上的压力Fm可由下式求得:

联接件上的压力随外力增大而减少。由于联接件之间不能承受拉力, 联接件产生分离的临界外力为:

利用螺栓联接的古德曼法则公式 (5) 来计算给定外力作用下螺栓联接的疲劳强度安全系数时, 外力作用不能大于使螺栓联接产生联接分离的作用力Psep。在外力使螺栓联接产生分离的条件下, 螺栓联接的疲劳强度可能会大幅降低。

如果外力使螺栓联接产生分离, 螺栓联接的疲劳强度安全系数nf1可以通过Ps/P来定义, 其中P是外力作用幅值, Ps是加载曲线σa-σm与疲劳强度曲线Sa-Sm的交点对应的外力作用。很容易证明, 此时的疲劳强度安全系数nf1可通过下面公式来计算:

其中At为螺杆的有效受力面积。以上公式可以证明, 由于预紧力过低产生螺栓联接分离对疲劳强度的降低, 远大于预紧力适度增加时对疲劳强度的影响。

根据公式 (9) , 预紧力为零时, 螺栓联接的持久极限疲劳强度安全系数为最小。当外力作用使螺栓联接产生分离时, 预紧力的增大能提高螺栓联接的疲劳强度。螺栓联接的疲劳强度安全系数随预紧力增加而变大。而如果外力作用下在整个疲劳加载过程中都不会使螺栓联接产生分离, 由公式 (5) 得到的结果则是预紧力越大, 螺栓联接的疲劳强度就变得越小。而且, 如果预紧力可以很大, 计算得到的螺栓联接疲劳强度可以变得非常小。

以上的分析似乎也表明, 一个适当的预紧力对螺栓联接持久极限疲劳强度的最大化非常重要。但是, 通过对下面两个因素的讨论, 实际结论却是在正常条件下, 预紧力越大, 螺栓联接的有效疲劳强度也越大。

我们可以设计一个螺栓联接, 使得在任何可以预测的外力作用下, 螺栓联接都不会产生分离, 则螺栓联接的疲劳强度安全系数可以用公式 (5) 来计算。但是, 在周期载荷作用下, 特别是在振动与脉动冲击力作用下螺栓联接可能产生振动松弛, 这会使螺栓联接失去相当一部分预紧力。由此会导致使螺栓联接产生分离的临界拉伸力变小, 最后在外力作用下可能产生联接分离, 使得螺栓联接抵抗疲劳失效的能力大幅降低。这时螺栓联接的疲劳强度安全系数只能用公式 (9) 来计算。而增大螺栓联接的预紧力, 能大幅提高螺栓联接抵抗振动松弛的能力, 从而提高了螺栓联接的抵抗疲劳失效的能力。螺栓联接一旦产生分离, 往往同时还伴有动态冲击力作用, 使螺栓联接抵抗疲劳失效的能力进一步降低, 增大了疲劳破坏的风险。

普通螺栓联接的螺杆拉力主要被最前面的三牙受力螺纹承受, 当初始预紧力足够大时, 会使部分螺纹根部局部进入塑性变形, 同时在这些螺纹根部产生残余应力。螺纹根部产生的残余压应力, 能提高螺纹的疲劳强度。同时, 塑性变形后的螺纹还能改善螺纹受力分布, 使螺纹牙上的接触压力变小, 由此也提高了螺纹的疲劳强度。如此的改变, 还可能会使螺栓联接中强度最弱的部位被转移到那些强度相对更大的部位上去了。另外, 在材料的屈服之后, 螺栓联接的预紧力的进一步增加也会受到限制。因此, 在不产生静力破坏失效的前提下, 基本上是预紧力越大, 螺栓联接的实际有效疲劳强度也越大。

如果螺栓联接的疲劳强度安全系数能满足预先的设计要求, 此时应该是预紧力越大, 螺栓联接抵抗联接分离的能力越大, 抵抗预紧力松弛的能力越强, 同时螺栓联接的实际有效疲劳强度也越大。因此, 增大螺栓联接的预紧力, 总体来说有利于提高螺栓联接抵抗循环外载作用下疲劳失效的能力, 使螺栓联接在振动冲击力与有限超载作用下产生疲劳失效的风险变得更小。

3 结束语

在螺栓联接中产生与保持足够大的预紧力, 是保证螺栓联接疲劳强度的重要手段之一。综合本文以上分析讨论结果, 对钢制标准螺栓, 在不超过螺栓联接的螺杆, 螺纹与联接件的静强度的前提之下, 对一个给定的螺栓联接设计, 可以认为是预紧力越大, 其有效疲劳强度也就越大。如果不需要考虑撤卸后螺栓的重复使用, 则在螺栓联接中产生的预紧力可以接近甚至达到螺杆的屈服应力。

摘要：本文通过用古德曼疲劳准则分析计算螺栓联接的疲劳强度安全系数来讨论预紧力对螺栓联接疲劳强度的影响, 推导了在螺栓联接产生分离条件下疲劳强度安全系数的计算公式, 同时也讨论了预紧力振动松弛与螺纹根部局部屈服对螺栓联接疲劳强度的影响。

关键词：疲劳强度,螺栓联接,预紧力,振动松弛

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临界预紧力篇7

目前控制螺纹预紧力的方法有四种, 即螺栓伸长法, 扭矩法, 扭矩—转角法和屈服点法。螺栓伸长法、屈服点法这二种方法因为其工程实用性差, 控制成本高, 现在只在实验室研究中应用;扭矩-转角法则因其设备昂贵, 并且应用起来不方便, 主要应用于发动机缸盖联接等重要特殊部位。扭矩法在工程中应用最方便、最广泛, 经济性最好, 但控制精度需要提高。目前, 通过力矩控制法来控制预紧力是经济型最高的控制方法, 并且大范围的应用, 但是在通过预紧力与预紧扭矩的关系, 求取扭矩系数K值的时候, 螺纹连接采用的是简化模型, 认为整个螺旋副上的受力均等, 这个模型有很大的局限性, 因为实际情况, 每圈螺纹的受力情况都是不同的, 从而求得的K值不准确, 从而预紧后得到预紧力的离散度大, 使得扭矩控制法的精度受到影响。往往在实际操作中, 有很多螺纹没有达到预紧目的, 对设备运行的可靠性影响很大。

本文通过有限元分析得到螺旋副上的受力变化曲线, 通过积分得到螺旋副间的摩擦力矩, 力求使得整个计算更加的精准, 使得扭矩控制法的控制精度得以提高。

1 螺纹连接预紧力有限元分析

(1) 螺纹连接的力学有限元模型的建立:根据螺纹连接的尺寸及特点, 利用A N S Y S软件, 建立螺纹连接的有限元模型, 得到螺纹连接各部分的真实受力情况, 并与传统的计算方法进行比较分析。

(2) 在螺纹连接的三维几何模型上按实际情况进行加载, 得到螺栓和螺母各部分的应力、应变如图1, 2所示。

(3) 螺栓的扭矩系数的理论求解与分析:传统的计算方法中, 把螺旋副中螺纹牙的受力等效到中径上, 且将各圈螺牙的受力简化为相等, 本项目则改进上述不足, 结合有限元模型中螺栓连接时的实际应力分布情况进行深入分析, 使螺栓预紧扭矩系数得到精确处理。对螺纹副上的摩擦扭矩T1和螺母环形端面与被连接件摩擦扭矩T2的求解, 进而得到K的数值解析解:

式中:T为扭矩, N·m;d2为螺纹中径, mm;d为螺纹公称直径, mm;

f为螺纹副的摩擦系数;ϕv为螺纹副摩擦角

α为螺纹升角, (°) ;β为牙型半角, 普通螺纹为30°;f1为螺母与垫圈之间的摩擦系数;D为螺母支撑面直径, mm;dk为垫圈孔直径, m m。

2 螺纹连接预紧力系数的实验研究

本课题采用扭矩控制法, 将理论分析与实验研究相结合。通过扭矩系数测量装置测量并采集实验数据, 用线性拟合的方法进行数据处理, 求出扭矩系数。将实验与理想模型所得的实验数据进行对比分析, 得到比较精确预紧扭矩系数K。

2.1 螺纹预紧扭矩系数测量装置的研制

本测试装置在对不同型号的螺栓进行预紧的过程中, 通过传感器采集预紧力和预紧扭矩值, 应用数据处理模块即可得到相应的扭矩系数。本装置可以快速的测试不同直径、不同长度的螺栓的扭矩系数, 并实时采集施加的预紧扭矩值和预紧力值, 与传统测量方法相比, 具有测量精度高, 操作方便、安全、稳定, 自动化程度较高的特点, 具有广泛的推广应用前景。

2.2 扭矩系数测量的实验操作与数据采集分析

本试验台的数据处理方法为:当用扳手施加扭矩后, 产生预紧力和扭矩, 通过拉力传感器和扭矩传感器采集数据, 采集的数据通过A/D转换器转换后输入到单片机进行处理, 通过编程, 单片机利用公式K=T/ (dF0) 运算得到扭矩系数, 并显示在微机显示器上。

2.3 建立螺栓连接的预紧力—扭矩关系数据库

根据所求的实验数据建立相应的数据表格, 应用于工程实际, 为不同型号的螺栓预紧提供准确可靠的查询数据库。

3 结语

(1) 应用ANSYS分析的螺旋副各圈螺纹的受力状况比各圈螺纹受力均匀模型计算结果更符合实际、精度更高。

(2) 根据有限元分析结果, 确定了反映螺纹连接预紧力—扭矩关系的扭矩系数。

(3) 实验结果表明, 由有限元计算结果得出的扭矩系数比传统模型所得值精度更高。

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