閉式雙點壓力機橫梁有限元分析及優化

黃 慧，魏鳳凱，于光耀

（1.山東科技大學 機械電子工程系，山東 青島 266590；2.山東高密高鍛機械有限公司 技術科，山東 高密 261500）

0 引言

機械壓力機是利用曲柄滑塊機構將電動機的旋轉運動轉變為滑塊的直線往復運動從而對坯料進行成形加工的壓力加工設備，可進行各種沖壓工藝直接生成半成品或成品。在所有的鍛壓設備中，機械壓力機所占比例達到80%以上[1]。本文所研究的JG36-400C 型壓力機機身屬于組合閉式機身，由上橫梁、立柱、拉緊螺栓和底座組成，如圖1 所示。其中上橫梁安裝在立柱上面，其體內安裝有齒輪、軸、偏心套、連桿、導柱等壓力機主要傳動部件，它是閉式雙點壓力機機身的重要組成部分，所以橫梁的優化設計是壓力機機身優化設計中的重要環節。

有限元分析和結構優化等CAE 技術的應用，對于縮短產品開發周期，提高產品質量，降低制造成本，增強企業競爭力具有重要意義。本文應用ANSYS Workbench 有限元分析軟件，準確計算出了壓力機橫梁的應力和變形，給出了減小橫梁焊接件厚度的方案。應用有限單元法，將所建立的力學模型劃分單元，并確定邊界條件，應用計算軟件進行分析計算，得到節點位移及應力，從而可以了解整個結構在外力作用下各處的應力分布及變形情況；如果應力分布不合理或變形太大，則需要修改結構，再次進行計算，反復幾次就可以求得結構合理、自重輕、有較好剛度和強度的構件[2]。

1 橫梁的結構及主要參數

本文討論的JG36-400C 型壓力機橫梁結構如圖2 所示。

JG36-400C 型壓力機最大公稱力為4000kN，主要由Q235-A 鋼板焊接而成，Q235-A 材料屬性如表1 所示。

表1 Q235-A 材料屬性

2 橫梁的有限元分析

2.1 三維模型的建立

橫梁焊接結構復雜，為了便于劃分網格、更好地進行有限元分析，必須合理建立有限元模型。對于不會明顯影響其強度、剛度的部位，如螺孔、輸氣輸油孔、凸臺、圓角等予以簡化。簡化后橫梁的三維模型如圖3 所示。

2.2 橫梁約束條件的確定

JG36-400C 閉式雙點壓力機橫梁在工作時的載荷是通過兩個心軸傳遞的，橫梁受到的是公稱力的反力，它作用于心軸與橫梁軸套處，在每個孔的上半圓柱面處施加最大公稱力的一半2000kN 向上的均布力；橫梁與立柱接觸底面、拉緊螺栓孔及橫梁上面蓋板頂面添加無摩擦約束，拉緊螺栓孔處添加圓柱約束。

2.3 網格的劃分

本文使用的ANSYS Workbench 提供了自動網格劃分技術，根據不同的分析類型進行網格的自動劃分，對于精度要求高的區域會自動調整網格的密度，從而提高網格的質量[3]。劃分時設置網格大小為60mm，選擇Generate Mesh 進行網格劃分。劃分結果如圖4 所示。

3 分析結果及改進

3.1 有限元結果分析

改進前橫梁體的應力分布如圖5 所示。最小應力出現在上面蓋板，所以上蓋板材料強度有一定的富余；應力集中主要在橫梁外板和心軸軸套接觸處的內側，最大應力為σmax=96.622MPa。另外心軸軸套處也出現局部高應力區。由表1 可知Q235 材料的屈服極限為σs=235MPa，由文獻[4]可知，對于塑形材料，許用應力為

σmax≤[σ]（根據設計經驗，并為動載情況留出富余量，ns取2），所以機身整體強度有富余，應力分布出現局部不平衡。

如圖6 所示，橫梁的最大變形發生在橫梁外側心軸軸套上部，為0.14516mm，其他地方的變形較小，橫梁整體的撓度符合壓力機設計標準[5]。

3.2 改進和優化設計方案

不改變底板和蓋板的厚度，將外板、內板、側板的厚度各減小5mm，對橫梁模型進行有限元靜態和模態分析。

3.2.1 靜態分析

打開橫梁的Pro/Engineer 模型，直接通過Pro/Engineer 軟件和ANSYS 軟件的接口進入ANSYS Workbench 界面，這種方法無須考慮轉化格式后失真的問題[3]。

①材料設定。選擇Material 欄下的Assignment選項中的Structural Steel。②網格劃分。設定網格大小為60mm，選擇Generate Mesh，劃分有限元模型。③添加約束。對橫梁模型的底板下的兩墊板，蓋板及四個拉緊螺栓孔內壁添加無摩擦約束；對拉緊螺栓內壁添加圓柱約束，對底板下的墊板添加固定約束。④施加載荷。對心軸軸套上半圓柱施加20MPa 的均布載荷。⑤選擇求解。選擇等效應力，總變形選項，求解出結果。

讀取到應力云圖如圖7 所示，總變形如圖8 所示。

由圖7 可知最大應力σmax=103.23MPa，發生在外板內側與軸套連接部位，最大危險區位于外板內側與軸套連接部位，符合許用應力要求。由圖8 可知最大變形為0.17053mm，符合壓力機撓度的設計要求[5]。

3.2.2 模態分析

機械壓力機在裝配好投入使用時，不少設備會產生較強的振動并引起強烈的噪聲，不但影響工人的正常生產，降低設備中的部件壽命甚至導致部件的損壞，還會影響模具合模和分模的力學平穩性，使加工的產品質量下降。對已經優化的橫梁體模型進行模態分析，驗證其固有頻率是否遠大于工作頻率，可以有效避免振動[6]。由于JG36-400C 型壓力機的工作時滑塊行程次數為16min-1，所以頻率為

在ANSYS Workbench 中選擇模態分析，設定需要求得的四階模態分析，求解到固有頻率為：一階，46.609Hz；二階，55.915Hz；三階，87.444Hz；四階，91.368Hz。其中一階頻率最小，遠大于壓力機工作頻率，所以不會產生共振。一至四階振型圖如圖9 所示。

繼續減小5mm 板厚，求解有限元靜態和模態分析，若結果符合壓力機設計要求，則繼續減小厚度；若結果不符合壓力機設計要求則減小4mm，再進行分析。重復上述過程，直到求解出最優解。

4 結論

本文利用有限元分析軟件對壓力機橫梁體進行靜態和模態分析，由分析結果知，保持蓋板和底板厚度不變，壓力機橫梁的內板、外板和側板厚度減小6mm，既能夠滿足壓力機設計強度和剛度要求，又減輕了床身的重量，為結構設計改進優化提供了理論依據。經計算，當橫梁內板、外板和側板厚度減小6mm 時，可節約鋼材約1.52t，大大降低了壓力機的生產成本。

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[6]魯緒閣，范云霄，等.機械壓力機的振動故障診斷和防振研究[D].山東科技大學，2008.

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