組合式大型壓力機橫梁強度剛度分析

王軍領，詹俊勇，仲太生，張春祥

（江蘇揚力集團 項目科，江蘇 揚州225127）

0 前言

壓力機采用的機身結構形式主要有開式和閉式兩大類，開式機身有較大喉深，可沖壓較大零件，但其剛度較低；閉式機身由于是封閉框架，所以剛度高。閉式壓力機機身又分為整體式、組合式。整體式機身加工裝配工作量少，但需要大型加工設備，運輸也較困難，所以只適合小噸位壓力機。組合式機身是由拉緊螺栓將橫梁、立柱、底座三部分牢固地聯(lián)接起來，構成一個完整機身，所以承載能力提高、結構緊湊、剛度大，制造容易，所以用途更廣，噸位更大。本文從組合式機身強度剛度出發(fā)，在以前實驗和經(jīng)驗的基礎上，對機身橫梁進行不同方法的優(yōu)化分析，加強機身承載能力，提高產(chǎn)品的精度及模具使用壽命[1]。

1 確定機身模型和參數(shù)

1.1 建立三維模型

一般壓力機組合機身由橫梁、左右立柱和工作臺及底座組成。橫梁、左右立柱和工作臺通過四根拉緊螺栓拉緊構成一個整體。本文所分析壓力機的三維模型和計算模型如圖1、2所示。

1.2 確定機身參數(shù)

機身各部分材料的密度、彈性模量、泊松比和屈服強度等如表1 所示。其中橫梁、左右立柱和底座材料為Q235-A，螺母材料為45 鋼，拉緊螺桿材料為40Cr，下模板材料為QT600-3。

圖1 機身整體模型圖

圖2 橫梁三維模型

表1 材料參數(shù)

2 在裝配體中對橫梁進行分析

在計算前首先確定整體機身的加載方式，首先將底座的四個地腳固定，且添加向下的重力加速度，定義機身之間的接觸參數(shù)[2]。為確保模擬的準確性，計算共分為兩步，第一步時間1s，只添加預緊力，向每個拉緊螺桿添加800t 共3200t 的預緊拉力；第二步時間1s，添加沖壓載荷，向四個曲軸支撐孔添加1600t 向上的沖壓載荷，向工作臺添加1600t 向下的沖壓載荷。加載方法通過本公司內(nèi)部測試對比驗證過，誤差可控制在5%以內(nèi)[3]。

2.1 加載預緊力時橫梁上位移和應力分布

圖3 預緊力下橫梁應力云圖

圖4 預緊力下橫梁位移云圖

壓力機在工作時，橫梁、底座和立柱之間不得產(chǎn)生間隙和錯移。為此必須通過預緊拉緊螺栓，使機身各零部件間有一定的預壓縮量。為防止壓力機工作時組合機身的結合面間出現(xiàn)間隙，安裝機身時必須給壓力機一定的預應力。由于預緊力是拉緊螺桿收縮的力，所以不能單純給拉桿壓力。以前有限元分析時，預緊力通過降溫法耦合方式加載[4]，而且還要計算材料隨溫度改變的變化量，這樣算出來不僅負載，由于各方誤差結果也不一定很準確。本文利用Ansys Workbench 中新推出的預緊力加載方式，大大提高了工作效率和準確性。壓力機公稱壓力為16000kN，預緊系數(shù)取為2，所以預緊力為32000kN[5]。

通過上面的計算和結果提取可以看出，橫梁上最大應力為171.9MPa，最大變形位移為1.407mm，且最大應力和最大變形位移都發(fā)生在預緊螺母與橫梁的接觸區(qū)域。此處計算和預期的一樣。

2.2 加載預緊力并滿負荷沖壓時橫梁上位移和應力分布

壓力機裝配完成裝模開始沖壓前，此時壓力機的預緊力是添加了的，所以要真實模擬沖壓的變形精度和機身的強度，必須對添加預緊力后的機身再次添加沖壓載荷進行分析。計算后橫梁的應力分布和位移分布云圖如圖5、6 所示。

圖5 壓力機機身整體模型圖

圖6 橫梁三維模型

計算可知橫梁最大應力為171.3MPa，位移為1.22mm，最大應力和最大位移還是發(fā)生在預緊螺母與橫梁的基礎區(qū)域。所以此接觸區(qū)域結構強度和接觸強度必須加強處理，以防接觸的磨損、壓潰和其他損傷，進而保證壓力機在工作時，預緊力的可靠性和穩(wěn)定性，保證沖壓的高精度和高穩(wěn)定性[6]。

2.3 曲軸支撐孔沖壓前后變形分析

為了精確得到機身沖壓精度，必須了解曲軸支撐孔的具體變形，圖7、8 即為在預緊力下和在沖壓綜合作用下橫梁上內(nèi)側曲軸支撐孔的變形位移分布圖。

圖9、10 為沖壓前后橫梁上外側曲軸支撐孔的變形位移分布圖。

圖7 預緊力下變形位移

圖8 沖壓綜合作用下變形位移

圖9 預緊力下變形位移

圖10 沖壓綜合作用下變形位移

根據(jù)式（1）可得沖壓時的真實變形位移δ外2：

為便于理解和對比，特將上面數(shù)據(jù)匯總如表2所示。

表2 動平衡前曲線和平衡后的曲線對比

3 單獨分析

在具體分析中，為了提高分析效率和速度，不可能每次都將機身的全部零件裝配到一起進行分析，所以有必要找到一種方法，直接對零件進行分析優(yōu)化，同時也為了驗證整體裝配的正確性，下面對加載預緊力時橫梁上應力和位移分布進行單獨分析。

通過對橫梁的分析，提取應力和位移結果云圖，如圖11、12 所示。

圖11 預緊力下應力云圖

圖12 預緊力下位移云圖

橫梁最大應力為248MPa，最大變形位移為0.7755mm，最大應力和最大變形位移都發(fā)生在預緊螺母與橫梁的接觸區(qū)域。此處的應力比整體裝配大，是因為整個預緊力全有橫梁自身的變形抵消造成的。

圖13 預緊力并滿負載下應力云圖

圖14 預緊力并滿負載下位移云圖

橫梁最大應力為249MPa，位移為0.7471mm，最大應力發(fā)生預緊螺母與橫梁的區(qū)域。同理此處的應力比整體裝配大，是因為整個預緊力全有橫梁自身的變形抵消造成的。

橫梁上曲軸內(nèi)側支撐孔變形位移，在預緊力下和沖壓下的分布圖如圖15、16 所示。

圖15 預緊力下變形位移

圖16 沖壓綜合作用下變形位移

橫梁上曲軸外側支撐孔變形位移，在預緊力下和在沖壓綜合作用下的分布圖，如圖17、18 所示。

圖17 預緊力下變形位移

圖18 沖壓綜合作用下變形位移

根據(jù)式（1）可得沖壓時的真實變形位移δ外4外：

為便于理解和對比，特將上面數(shù)據(jù)匯總如表3：

表3 動平衡前曲線和平衡后的曲線對比

可以說明兩者分析結果在誤差范圍內(nèi)是一樣的。所以遇到類似結構可以不用整體裝配計算，直接單個計算作為參考就行。如果要分析偏載下壓力機橫梁的變形，也可以根據(jù)上面的思路進行分析優(yōu)化[8]，另外如果要進行模態(tài)計算也可進行如上分析[9]。

4 結論

通過本文的分析討論，解決如下難題：

（1）對于大型組合式壓力機，在排除其他零件強度和剛度變形影響的干擾下，分析優(yōu)化其中某個零部件的強度和硬度，提供了思路和方法。

（2）對于帶拉緊螺桿預緊的壓力機，在考慮預緊力的情況下，為如何確定壓力機橫梁的真實變形，校核橫梁強度和剛度，找出零部件具體的薄弱點，做了示范。

（3）通過分析計算壓力機機身的變形，確定了曲軸與機身的運動間隙，以及立柱上導軌與滑塊的間隙，為間隙的設計提供了依據(jù)。

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[2]王軍領 鄭 翔，姚菁琳.高速壓力機機身減振的研究[J].制造技術與機床，2013，（9）：72-76.

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[8]詹俊勇，仲太生，王軍領，等.雙點壓力機抗偏載能力研究[J].鍛壓裝備與制造技術，2013，48（2）：30-32.

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