船舶軸系用液壓緊配螺栓連接結構的有限元分析

1 引 言

由于液壓緊配螺栓連接具有安裝、拆卸簡便和省時等優點，在造船和電站開始得到廣泛應用[1]。液壓緊配螺栓屬于一種新型高強度螺栓，不僅具備普通螺栓連接件的作用，更具有高強度螺栓的抗剪能力。但是目前液壓緊配螺栓尚未作為標準件來選用，使用時多為單件設計或者直接引進國內外成品。在實際應用中，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的應力有較大影響，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、過盈和滑動等邊界條件,本文全部采用面—面接觸模擬接觸狀態[2]。在使用ANSYS軟件模擬液壓緊配螺栓實際應力和變形情況時，通常考慮3個方面的工況：一是安裝完成狀態，船舶軸系法蘭用螺栓通常為鉸制孔螺栓，預緊應力通常只有屈服強度的10%～20%，這對液壓緊配螺栓顯然是不夠的，完全沒有發揮其高強度的作用，所以預緊力施加是一個非常關鍵的問題；二是工作狀態，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力很大，是一個危險工況，所以需要分析整體結構受載后的應力和變形情況；三是拆卸狀態，由于液壓緊配螺栓在拆卸時需要高于安裝時的油壓10%左右，所以此時錐套的應力狀態也非常危險，故需對錐套應力和變形進行模擬考察，以確保拆卸后液壓緊配螺栓和錐套的正常使用。針對實際問題，本文應用有限元軟件ANSYS對液壓緊配螺栓進行三維實體模擬，研究其3種不同工況下，螺栓桿、錐套和法蘭轂的應力情況，為實際應用提供一種理論參考。

2 簡化有限元模型

船舶軸系法蘭系統比較復雜，必須對三維實體模型進行簡化處理,簡化如下：

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

2) 由于需要模擬法蘭傳扭的工作狀態，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狀態[3]，如圖2所示。

3) 過盈聯接是在孔和桿配合尺寸發生干涉的情況下實現的，由于液壓緊配螺栓結構特殊，錐套內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，這就導致了在建模時不能正確地反應兩表面的過盈量，為了模擬實際裝配的效果，彼此擠壓后產生理想的變形情況，可設置接觸表面平移使之產生相應的過盈量和間隙量，然后可以開始求解[4]。

圖1 液壓緊配螺栓聯接系統實體模型

圖2 液壓緊配螺栓有限元模型

4) 由于液壓緊配螺栓結構的特殊性，施加預緊力單元的位置非常關鍵，不能以常規方法施加，本文將預緊力單元施加于退刀槽處，如圖3所示。

圖3 預緊力單元位置圖

建模過程中，根據各部件需求精度不同分別采用8節點SOLID185單元和20節點SOLID95單元進行。尤其在螺栓和螺母螺紋配合處，采用了ANSYS中的裝配技術[5，6]，保證了兩個螺紋能很好地嚙合。模型總共包含138 891個節點，194 887個單元。

3 材料特性

液壓緊配螺栓和錐套材料均經過表面強化處理，材料特性見表1。

表1 材料性能

4 邊界和載荷工況

本文重點研究液壓緊配螺栓在3種工況下的應力和應變，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緊力作用。當模擬非工作狀態時，法蘭的內部由于連接著傳動軸故可全約束，另外由于軸對稱特性在兩側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。根據力學知識[7]可知，這樣對中間錐套總體應力影響不大，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，必須保證物體正好接觸，否則會出現錯誤，將無法模擬安裝好后的狀態；當模擬工作狀態時，由于有扭矩的作用，必須放開對稱約束，在連接主動軸上的法蘭內半徑處節點上施加X軸約束和相應的扭矩，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果

5.1 安裝后液壓緊配螺栓應力云圖分布

通過有限元模擬螺栓安裝狀態結果分析可知：

1) 由于螺栓、法蘭系統是一個對稱系統，由圖4可以看出對稱部件綜合應力分布較為均勻，最大綜合應力出現在螺紋牙配合處，最大綜合應力達到629.435 MPa。

圖4 整體綜合應力分布

圖5 中間錐套綜合應力分布

2) 從圖5中可以看出，最大綜合應力發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，當施加預緊力時，錐套隨著液壓緊配螺栓一起運動，與實際情況一致；二是由于在錐套外表面開設了按孔，使錐套端面應力分布得到一定的改善，故錐套上最大綜合應力245.327 MPa產生在靠近錐套小端處。

此外由表3可知，模擬數值接近理論值[9]，誤差在允許的范圍內。

表3 有限元模擬值與理論值對比

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

4) 螺栓螺紋和螺母螺紋應力分布如圖6和圖7所示，配合螺紋牙之間應力分布符合實際情況，由圖中看出在受預緊力的作用下，最大綜合應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力分布如圖8所示，由于是對稱結構，故對稱部分螺母和法蘭應力相近。如圖7所示，螺母開設旋轉孔處厚度較小，拐角處存在應力集中，故需對孔進行工藝處理來降低應力，或者提高螺母自身材料強度來滿足規范要求。

圖6 螺母螺紋綜合應力分布

圖7 法蘭綜合應力分布

圖8 液壓緊配螺栓綜合應力分布

圖9 預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結果分析可知：

1) 整個系統在傳遞扭矩的狀態下，應力分布如圖10所示，傳遞扭矩時螺栓螺母螺紋系統應力重新分布，最大應力還是出現在螺紋牙處,達到682.238 MPa。

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

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

圖10 傳遞扭矩時系統綜合應力分布

圖11 傳遞扭矩時錐套綜合應力分布

圖12 傳遞扭矩時螺栓綜合應力分布

圖13 左端法蘭X-Y剪應力分布

圖14 右端法蘭X-Y剪應力分布

圖15 錐套受剪變形(放大20倍)

5.3 拆卸狀態液壓緊配螺栓應力分布

通過有限元模擬螺栓安裝狀態結果分析可知：

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

2) 液壓緊配螺栓桿應力分布如圖17所示，在螺栓桿體平滑部分處綜合應力值約為48.799 MPa，但在導油溝與進油口的交界處和螺旋油溝內表面出現了應力集中現象，綜合應力達到219.591 MPa，這是由于結構本身的尖角引起的，所以在工藝加工時這些部分必須進行加工處理。

圖16 拆卸時錐套綜合應力分布

圖17 拆卸時液壓緊配螺栓綜合應力分布

6 結束語

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行三維實體仿真，得出各部件應力和應變情況，其結果對于確定合理的過盈量及改進加工工藝具有參考意義。由于拆卸過程是一個快速過程，所以僅在拆卸過程應力超過了0.7σs，而其它工況未超過要求時，對錐套的材料性能影響是很小的，故此時的安裝參數也是允許使用的。此外，本文還對錐套裝配方向進行互換研究，即錐套大端分別安裝在主動和被動法蘭孔內時的應力分布。研究結果表明：在承受大扭矩的情況下，錐套小端安裝在齒輪箱法蘭上時，應力在錐套上分布較好。在液壓緊配螺栓工作狀態時，最大綜合應力產生在螺紋牙處，所以螺栓螺紋牙必須經過特殊處理，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果可知，有限元模型及分析方法準確、可靠，可用于工程實踐。

參考文獻:

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