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?yōu)榛瑝K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(yōu)化設計是壓力機機身優(yōu)化設計中的重要環(huán)節(jié)。

有限元分析和結構優(yōu)化等CAE 技術的應用，對于縮短產品開發(fā)周期，提高產品質量，降低制造成本，增強企業(yè)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(jié)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(shù)

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(qū)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(xiàn)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(xiàn)局部高應力區(qū)。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(xiàn)局部不平衡。

如圖6 所示，橫梁的最大變形發(fā)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(yōu)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(tài)和模態(tài)分析。

3.2.1 靜態(tài)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(fā)生在外板內側與軸套連接部位，最大危險區(qū)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(tài)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(wěn)性，使加工的產品質量下降。對已經優(yōu)化的橫梁體模型進行模態(tài)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(shù)為16min-1，所以頻率為

在ANSYS Workbench 中選擇模態(tài)分析，設定需要求得的四階模態(tài)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(xù)減小5mm 板厚，求解有限元靜態(tài)和模態(tài)分析，若結果符合壓力機設計要求，則繼續(xù)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(yōu)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(tài)和模態(tài)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(yōu)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(jié)約鋼材約1.52t，大大降低了壓力機的生產成本。

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