開式壓力機機身受力分析及優化

潘地磊，范如明，吉桂生

（揚力集團股份有限公司，江蘇 揚州 225000）

壓力機是機械電子、冶金化工、汽車制造、航空航天等重要工業領域不可缺少的制造裝備。隨著現代科學技術的飛速發展，機械產品正向高速化、精密化、多樣化方向快速發展，對高效率、高精度的壓力機的需求不斷增加[1]。

機身是壓力機中結構最為復雜、制造周期最長的部件，作為支撐部件，機身需要承受工作時的全部變形，所以機身結構的合理性，對提高機床的剛度與精度有著重要影響。以我公司最新研發的一款高精度開式固定臺壓力機為例，這款壓力機機身采用Q235-A鋼板拼焊方法進行制造。針對壓力機機身進行結構靜力分析，并通過優化分析得出機身工作臺面R弧處合理的結構參數。

1 機身有限元模型建立

利用三維制圖軟件Solidworks，采用“自下而上”的建模方法可以很直觀地建立現有機身模型。在建模時設置機身為焊接件，為方便有限元分析，對機身結構上的一些細節，如明顯不會影響機身強度、剛度的螺孔、銷孔、油槽等予以簡化處理，以提高求解精度，縮短求解時間。建好的機身三維模型如圖1所示。

圖1 機身體三維模型

2 機身靜力學分析

靜力學分析是目前機械結構分析中常用的一種分析類型，有限元軟件可以采用多種方式分析各種受力情況，適用范圍較廣。機身在恒定的載荷作用下的應變和應力等分布情況可以采用有限元軟件中的靜力學分析模塊來求解，其分析流程如圖2所示。

2.1 材料參數設置與網格劃分

在把機身三維模型導入軟件之后，首先需要設置機身材料的參數，由于機身為焊接件，材料Q235-A，通過查找標準設置其密度為7860Kg/m3，彈性模量為2.06E5MPa，泊松比0.3。

網格的質量對受力分析結果的精度有著至關重要的影響。根據壓力機的結構特點，本次分析采用了邊界擬合能力非常好的四面體Solid92單元。其網格模型如圖3所示。

圖2 Ansys分析流程

圖3 網格模型

2.2 機身邊界條件處理與求解

對壓力機結構的靜應力分析主要是計算結構的應力分布和變形，選擇滑塊位于下死點處滿載荷狀態進行綜合分析[3]。機身承受兩個方向相反、大小相等的載荷，一個是作用在曲軸支撐孔上，方向朝上；另一個作用在工作臺上，方向向下。

曲軸支撐孔上的作用力和工作臺上的載荷分別是以均布面載荷的形式作用于機身上。認為地基為剛性固定平面，壓力機機座通過地腳螺栓與地基相連的部分6自由度全約束，其他部分與地基間引入接觸約束。

設置重力方向沿機身向下；將1100kN豎直向上的公稱壓力施加在機身曲軸前后支撐處；同時將1100kN的公稱壓力均布施加到工作臺墊板上。在給支撐處加載時受力區域僅為支撐處的上半圓，利用公式P=F/A計算可得作用在曲軸前支撐孔單位面積所受的力為15.98MPa；曲軸后支撐孔單位面積所受的力為18.43MPa；工作臺墊板單位面積所受的力為3.4MPa。其加載后的模型如圖4所示。

圖4 機身加載模型

圖5 機身應力與應變圖

求解后的機身應力分布和變形如圖5所示，由圖可知，當機身滿載時，機身的最大應力發生在工作臺面R弧處，為77.9MPa，機身頂部前曲軸支撐孔變形量最大為0.83mm。這一分析結果和開式壓力機在實際使用中R弧處出現斷裂的情況是相符的。

3 機身局部結構參數優化

由分析結果可知機身的工作臺面R弧處應力過大，需要對此處局部結構進行優化，以減小其應力集中。如圖6所示為工作臺面R弧處的結構示意，常規機身尺寸A=40mm、B=C=15mm、D=80mm。通過經驗可知機身此處應力集中與此處尺寸有關，可以通過增大此處四個變量的尺寸進行分析，A、B、C、D取值如圖6所示，通過排列組合得到27組數據，分別對機身進行優化，并進行靜力分析，得到不同的分析結果。當A=60、B=C=20、D=100 時，如圖 7 所示，此處局部應力最小為60.9MPa，機身最大應變為0.83mm，機身受力情況得到了有效改善。

圖6 工作臺面R弧示意與取值

4 結論

根據有限元基本理論和方法，運用三維軟件建立模型并利用有限元軟件對壓力機機身進行靜力分析。根據分析結果對其局部結構進行優化，得到了合理的結構參數，為實際生產過程中機身體的結構優化提供了理論依據與支持。

圖7 優化后的結果

參考文獻：

[1] 秦為前，王栓虎，解德乾.壓力機曲軸動力學仿真研究[J].起重運輸與機械，2011，（12）：39-41.

[2] 趙蘭磊，何彥忠，等.基于ANSYS與COSMOSXpress對閉式壓力機機身的有限元分析優化[J].機械工程師，2011，（12）：75-78.