伺服機械壓力機機身結構優化設計分析

王俊，劉祥，龐秋，胡志力

應用技術

伺服機械壓力機機身結構優化設計分析

王俊1a,1b，劉祥2，龐秋3，胡志力1a,1b

（1.武漢理工大學 a.現代汽車零部件技術湖北省重點實驗室；b.材料綠色精密成形技術與裝備湖北省工程中心，武漢 430070；2.東風（武漢）實業有限公司，武漢 430040；3.武漢科技大學 機械自動化學院，武漢 430081）

針對當前伺服機械壓力機機身質量與結構分配不合理、剛度不足的問題，以6 000 kN閉式伺服機械壓力機機身為研究對象，對該閉式伺服機械壓力機機身進行重新設計，以實現提高機身剛度和輕量化的目的。首先進行機身靜力學分析，確定拓撲優化空間，獲得壓力機機身優化分析邊界條件；然后采用變密度法對壓力機機身進行拓撲優化分析，選擇合適的密度閾值，獲得機身的拓撲優化結構。為了便于加工制造，減少制造成本，基于該優化結構并考慮可制造性重新設計機身結構。最后，通過有限元仿真分析和機身剛度測試試驗，對比優化前后機身的剛度。優化后的伺服機械壓力機機身質量減輕了10.9%，一階模態頻率提高了3.74%，機身剛度提高了約28%。通過對伺服機械壓力機機身結構進行優化設計，解決了高剛度機身設計的工程問題，為伺服機械壓力機生產制造提供了一定的理論和技術支撐。

伺服機械壓力機；機身；結構優化設計；OptiStruct

隨著機械制造業的快速發展，作為金屬成形設備的鍛壓設備也得到了越來越廣泛的應用，其中伺服機械壓力機是目前金屬成形加工領域中最先進的設備。伺服機械壓力機不僅機身整體結構復雜、使用的加工材料多，還具有高昂的制造成本，因此機身部件的整體質量和材料分布對整個伺服機械壓力機的工作性能有重要的影響[1]。伺服機械壓力機在工作時，產生的大部分力會由機身承載，因此機身會產生一定的變形，機身的變形不僅會影響零件的加工質量和生產效率，還會影響模具的使用壽命和整個壓力機的使用安全性[2]。對壓力機機身進行優化設計，不僅可以降低制造成本，實現輕量化，還可以提高機身的剛度和安全性能。為了保證使用性能，采用傳統方法設計的壓力機機身往往過于笨重，存在結構設計不合理和大量的材料浪費等問題[3]。

伺服機械壓力機機身整體性能與其結構設計和機身材料分布有著很大的關系[4]。傳統機身設計方法設計的機身存在結構不合理和質量過大等問題，因此需要在保證機身使用性能的前提下對機身進行結構優化設計，提高機身的整體性能[5]。為了對機身進行結構優化、提高機身的整體性能，許多高校學者對機身的優化設計進行了大量研究。劉運璽[6]通過尺寸優化的方法，以壓力機機身質量最小為目標函數，使機身質量減少了5.5%。錢抗抗[7]通過優化改變機身的板厚尺寸，以壓力機機身體積最小為目標函數，對機身進行尺寸優化，使機身的質量大大降低。上述學者對機身的優化設計主要還停留在尺寸設計方面，這雖然可以在一定程度上實現提高機身剛度和輕量化的目的，但機身整體的減重效果受到限制。

拓撲優化是通過給定模型在實際工況下的外部載荷和邊界條件，在一定的設計區域內尋找一種最優化的模型結構，以此來達到所設定的最大變形量等約束條件，使模型結構能夠達到一種或多種最優性能的設計方法[8-10]。王蘇號等[11]運用改進的優化算法，以位移、應力和頻率為約束條件對壓力機機身進行拓撲優化，實現了機身質量的減輕。饒柳生等[12]采用多目標拓撲優化，根據優化后的機身模型密度分布對機身進行優化設計，達到了機身動態和靜態特性提高的目的。

文中通過2種方案對壓力機機身進行拓撲優化，以機身有限元單元的密度為設計變量，通過采用不同的約束條件，以機身的質量最小和剛度最大為目標函數，得到了機身材料的最優分布，實現了提高機身剛度和輕量化的目的。

1 壓力機機身有限元建模及分析

1.1 原壓力機機身結構

文中的研究對象是某公司生產的6 000 kN伺服機械壓力機機身。伺服機械壓力機在工作時，整個機身承受來自傳動系統和工作臺的壓力，整個壓力機采用八面導向機構，具有良好的抗偏載性能和優異的導向性能。該伺服機械壓力機機身由底座、工作臺、立柱、橫梁等組成，主要由鋼板焊接而成，整個機身通過螺栓與地面連接。機身的三維模型是后續進行網格劃分的關鍵，網格劃分的好壞對后續的分析極為重要，良好的網格劃分可以提高運算的速度和精度，文中采用三維建模軟件SolidWorks，以機身實際結構尺寸為參考，建立機身的三維模型。為了提高網格劃分的質量、降低計算工作量，需要對機身進行一些合理的簡化，將底座、工作臺、立柱、橫梁視為一個整體，忽略一些機身倒角和小孔等微小細節以簡化形狀[13-14]。圖1為建立的原壓力機機身結構。

為保證伺服機械壓力機的工作精度，其機身應該滿足基本的工作要求，例如：具有良好的結構強度，機身工作時最大工作應力應在許用應力范圍內；具有符合使用要求的整體剛度，通常用額定載荷下的柔度大小來衡量，即柔度越小，整體剛度越好；具有較好的局部剛度，即機身受力部位的局部變形要在合理范圍內；具有良好的動態特性，機身的一階固有頻率應遠離伺服機械壓力機其他部件的頻率，以避免產生共振，一般要求低階固有頻率越高越好[15-16]。

圖1 原壓力機機身結構

1.2 壓力機機身有限元模型建立

首先通過三維建模軟件SolidWorks建立機身的三維模型，導出為通用的.IGS格式[17-18]，然后將建立的簡化機身三維模型導入到HyperMesh中，建立機身結構優化分析的有限元模型，最后對建立的有限元分析模型進行分析優化。其中有限元建模主要包含以下幾個方面：（1）節點和單元，采用實體單元建模，共建立189 256個節點和826 882個四面體單元，將軸孔受力面的點耦合在一個節點，方便后面施加載荷；（2）載荷施加，在2個軸孔耦合點處分別施加集中載荷，大小都為3 000 kN，對工作臺面施加均布力，每個節點的力為2.3 kN；（3）材料屬性，材料采用Q235鋼，其屈服強度為235 MPa；（4）約束定義，實際工作時機身通過螺栓固定在地面上，因此要通過對機身模型底座設置全約束來限制機身底座各個方向的自由度。

建立有限元分析模型時還要注意網格的質量和數量，劃分網格的質量和數量對分析的結果非常重要[19-20]。在劃分網格時，要充分考慮機身的關鍵部位，應保證關鍵部位的網格劃分質量良好。圖2為建立的壓力機機身有限元分析模型。

圖2 壓力機機身有限元分析模型

1.3 壓力機機身有限元結果分析

通過求解器OptiStruct求解計算在HyperMesh中建立的有限元分析模型，并在HyperView中查看計算的結果，經過后處理得到機身的應變云圖和應力云圖，分別如圖3和圖4所示。提取壓力機機身有限元分析的最大應力max、體積和各階固有頻率。

計算結果顯示，機身最大變形量出現在工作臺處和上部橫梁處，為0.33 mm，機身的底座未出現明顯變形，最大應力值為119.5 MPa。通過分析結果可知，該機身能夠滿足使用要求，但整體質量過大，橫梁和立柱部分仍有較大的優化空間。因此，可以對機身進行結構優化，實現提高壓力機機身剛度和輕量化的目的。

圖3 壓力機機身應變分布

圖4 壓力機機身應力分布

2 壓力機機身結構拓撲優化

2.1 壓力機機身拓撲優化三維模型

根據現有壓力機機身的結構和尺寸大小，在三維建模軟件中對壓力機機身進行填充設計，建立壓力機機身拓撲優化的三維模型[21]。這一過程主要是對原壓力機機身底座區域和上橫梁區域進行填充，因為這些地方存在較大的設計潛力，通過填充設計建立機身拓撲優化的三維模型，圖5為建立的壓力機機身填充三維模型。

圖5 壓力機機身填充三維模型

2.2 壓力機機身拓撲優化有限元分析模型

對填充后的壓力機機身模型進行網格劃分，建立有限元分析模型，其約束和載荷的定義與1.2節壓力機機身分析模型中的保持一致，然后進行拓撲優化分析。

文中主要采用了2種拓撲優化方案對機身進行結構優化。第1種方案的優化目標為機身模型質量最小，約束條件為機身的最大變形量小于0.3 mm、一階頻率不小于29.12 Hz，設計變量為機身模型的單元密度。第2種方案的優化目標為機身模型剛度最大，約束條件為機身的最大變形量小于0.3 mm、一階頻率不小于29.12 Hz，設計變量為機身模型的單元密度。

2.3 壓力機機身拓撲優化結果分析

對壓力機機身有限元模型進行優化求解分析，通過HyperView查看優化結果，并將有限元網格單元的相對密度閾值設置為0.35，只顯示相對密度閾值大于0.35的單元。圖6為方案1的優化結果，圖7為方案2的優化結果。

圖6 方案1優化結果

圖7 方案2優化結果

對比優化后的結果發現，2種優化結果所去除材料的區域基本相似，機身頂端橫梁和立柱外側有部分單元消失，下端橫梁部分有大面積的單元消失。根據拓撲優化后的結果并考慮可制造性，對壓力機機身進行重新設計，圖8為重新設計的壓力機機身結構。

圖8 重新設計的壓力機機身結構

2.4 壓力機機身優化前后對比分析

為了驗證重新設計后的壓力機機身的結構剛度和強度，對重新設計的機身進行靜態性能和模態分析。圖9為優化后壓力機機身的應變分布圖，圖10為優化后壓力機機身的應力分布圖。

圖9 優化后壓力機機身應變分布

圖10 優化后壓力機機身應力分布

優化后壓力機機身的最大變形量為0.322 mm，壓力機機身的最大應力為126.1 MPa，一階模態頻率為30.21 Hz，符合使用要求，然后提取壓力機機身的性能參數。表1為原壓力機機身和優化后壓力機機身的性能參數對比，1—6分別為壓力機機身的前六階模態頻率。

通過對比表1的數據，可以得出：（1）優化后壓力機機身的質量減小了10.9%，實現了機身輕量化的目標；（2）優化后壓力機機身最大應力為126.10 MPa，仍小于材料的許用應力，滿足使用要求；（3）優化后壓力機機身的一階固有頻率提高了3.74%，機身的動態性能得到了改善。

表1 壓力機機身性能參數對比

Tab.1 Comparison of press frame performance parameters

3 壓力機機身優化試驗驗證分析

對2個壓力機機身模型進行同比例縮放，然后設置相同的3D打印參數打印出壓力機機身的實體塑料模型，圖11為優化后的壓力機機身實體塑料模型，圖12為原壓力機機身實體塑料模型。通過電子萬能試驗機對2個壓力機機身實體塑料模型進行壓縮試驗驗證，分別對2個模型施加從小到大的力，電子萬能試驗機的壓縮速度設置為1 mm/min，在力達到3 kN時，模型出現壓潰現象，停止壓縮，分別記錄2個壓力機機身實體塑料模型變形量和所受力的數據，并繪制成曲線進行比較。圖13為2個壓力機機身實體塑料模型所受壓力與變形量的曲線。

通過對比曲線可知，在2個壓力機機身實體塑料模型所受力相同的情況下，優化后的壓力機機身的變形量要略小于原壓力機機身的變形量，當力施加到3 kN時，原壓力機機身最大變形量為1.37 mm，優化后壓力機機身最大變形量為1.07 mm，機身剛度提高了28%。

圖11 優化后壓力機機身實體塑料模型

圖12 原壓力機機身實體塑料模型

圖13 壓力機機身所受力與變形量曲線

4 結論

1）基于不同的優化目標函數對伺服機械壓力機機身進行拓撲優化分析，并以分析結果為參考對伺服機械壓力機機身進行重新設計，在伺服機械壓力機機身性能滿足使用要求的前提下，機身質量減小了10.9%，達到了機身輕量化和節約成本的目的。

2）通過電子萬能試驗機對優化前后的壓力機機身進行壓縮承載試驗驗證，發現優化后的壓力機機身剛度提高了28%。

3）重新設計的壓力機機身材料總體呈現下重上輕的分布趨勢，機身的整體重心下移，有利于提高機身的動態性能。

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Optimization Design and Analysis of Servo Mechanical Press Frame Structure

WANG Jun1a,1b, LIU Xiang2, PANG Qiu3, HU Zhi-li1a,1b

(1. a. Hubei Key Laboratory of Advanced Technology for Automotive Components; b. Hubei Engineering Research Center for Green & Precision Material Forming, Wuhan University of Technology, Wuhan 430070, China; 2. Dongfeng (Wuhan) Industrial Co., Ltd., Wuhan 430040, China; 3. School of Machinery and Automation, Wuhan University of Science and Technology, Wuhan 430081, China)

The work aims to take the 6 000 kN closed servo mechanical press frame as the research object, and redesign this closed servo mechanical press frame to solve the problems of unreasonable frame mass and structure distribution and insufficient stiffness in current servo mechanical press, thus improving the stiffness and lightening the weight of frame. Firstly, the static analysis of the frame was carried out and the space for topology optimization of the servo mechanical press frame was determined to obtain the boundary conditions for the optimization analysis of the press frame. Then, the variable density method was used to analyze the topology optimization of the press frame, and the appropriate density threshold was selected to obtain the topology optimization structure of the press frame. In order to facilitate manufacturing and reduce manufacturing costs, the frame structure was redesigned based on the optimized structure and manufacturability. Finally, the stiffness of the frame before and after the optimization was compared through the finite element simulation analysis and the frame stiffness test. From the results, the weight of the optimized servo mechanical press frame was reduced by 10.9%, the first-order modal frequency was increased by 3.74%, and the frame stiffness was increased by about 28%. The optimization design of servo mechanical press frame structure solves the engineering problem in the design of high stiffness frame and provides a certain theoretical and technical support for the production and manufacturing of servo mechanical press.

servo mechanical press;frame;structural optimization design; OptiStruct

10.3969/j.issn.1674-6457.2022.07.019

TG315.5

A

1674-6457(2022)07-0136-07

2022–01–15

國家重點研發計劃（2019YFB1704500）；國家自然科學基金（52075400）；湖北省重點研發計劃（2020BAB140）

王俊（1997—），男，碩士生，主要研究方向為輕量化技術。

龐秋（1979—），女，博士，副教授，主要研究方向為汽車輕量化設計制造技術。

責任編輯：蔣紅晨