王軍領(lǐng)，詹俊勇，仲太生，張春祥

（江蘇揚(yáng)力集團(tuán) 項(xiàng)目科，江蘇 揚(yáng)州225127）

0 前言

壓力機(jī)采用的機(jī)身結(jié)構(gòu)形式主要有開式和閉式兩大類，開式機(jī)身有較大喉深，可沖壓較大零件，但其剛度較低；閉式機(jī)身由于是封閉框架，所以剛度高。閉式壓力機(jī)機(jī)身又分為整體式、組合式。整體式機(jī)身加工裝配工作量少，但需要大型加工設(shè)備，運(yùn)輸也較困難，所以只適合小噸位壓力機(jī)。組合式機(jī)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(gòu)成一個(gè)完整機(jī)身，所以承載能力提高、結(jié)構(gòu)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(jī)身強(qiáng)度剛度出發(fā)，在以前實(shí)驗(yàn)和經(jīng)驗(yàn)的基礎(chǔ)上，對(duì)機(jī)身橫梁進(jìn)行不同方法的優(yōu)化分析，加強(qiáng)機(jī)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(jī)身模型和參數(shù)

1.1 建立三維模型

一般壓力機(jī)組合機(jī)身由橫梁、左右立柱和工作臺(tái)及底座組成。橫梁、左右立柱和工作臺(tái)通過四根拉緊螺栓拉緊構(gòu)成一個(gè)整體。本文所分析壓力機(jī)的三維模型和計(jì)算模型如圖1、2所示。

1.2 確定機(jī)身參數(shù)

機(jī)身各部分材料的密度、彈性模量、泊松比和屈服強(qiáng)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(jī)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(duì)橫梁進(jìn)行分析

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

2.1 加載預(yù)緊力時(shí)橫梁上位移和應(yīng)力分布

圖3 預(yù)緊力下橫梁應(yīng)力云圖

圖4 預(yù)緊力下橫梁位移云圖

壓力機(jī)在工作時(shí)，橫梁、底座和立柱之間不得產(chǎn)生間隙和錯(cuò)移。為此必須通過預(yù)緊拉緊螺栓，使機(jī)身各零部件間有一定的預(yù)壓縮量。為防止壓力機(jī)工作時(shí)組合機(jī)身的結(jié)合面間出現(xiàn)間隙，安裝機(jī)身時(shí)必須給壓力機(jī)一定的預(yù)應(yīng)力。由于預(yù)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(shí)，預(yù)緊力通過降溫法耦合方式加載[4]，而且還要計(jì)算材料隨溫度改變的變化量，這樣算出來不僅負(fù)載，由于各方誤差結(jié)果也不一定很準(zhǔn)確。本文利用Ansys Workbench 中新推出的預(yù)緊力加載方式，大大提高了工作效率和準(zhǔn)確性。壓力機(jī)公稱壓力為16000kN，預(yù)緊系數(shù)取為2，所以預(yù)緊力為32000kN[5]。

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

2.2 加載預(yù)緊力并滿負(fù)荷沖壓時(shí)橫梁上位移和應(yīng)力分布

壓力機(jī)裝配完成裝模開始沖壓前，此時(shí)壓力機(jī)的預(yù)緊力是添加了的，所以要真實(shí)模擬沖壓的變形精度和機(jī)身的強(qiáng)度，必須對(duì)添加預(yù)緊力后的機(jī)身再次添加沖壓載荷進(jìn)行分析。計(jì)算后橫梁的應(yīng)力分布和位移分布云圖如圖5、6 所示。

圖5 壓力機(jī)機(jī)身整體模型圖

圖6 橫梁三維模型

計(jì)算可知橫梁最大應(yīng)力為171.3MPa，位移為1.22mm，最大應(yīng)力和最大位移還是發(fā)生在預(yù)緊螺母與橫梁的基礎(chǔ)區(qū)域。所以此接觸區(qū)域結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度必須加強(qiáng)處理，以防接觸的磨損、壓潰和其他損傷，進(jìn)而保證壓力機(jī)在工作時(shí)，預(yù)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(jī)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(yù)緊力下和在沖壓綜合作用下橫梁上內(nèi)側(cè)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(cè)曲軸支撐孔的變形位移分布圖。

圖7 預(yù)緊力下變形位移

圖8 沖壓綜合作用下變形位移

圖9 預(yù)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(shí)的真實(shí)變形位移δ外2：

為便于理解和對(duì)比，特將上面數(shù)據(jù)匯總?cè)绫?所示。

表2 動(dòng)平衡前曲線和平衡后的曲線對(duì)比

3 單獨(dú)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(jī)身的全部零件裝配到一起進(jìn)行分析，所以有必要找到一種方法，直接對(duì)零件進(jìn)行分析優(yōu)化，同時(shí)也為了驗(yàn)證整體裝配的正確性，下面對(duì)加載預(yù)緊力時(shí)橫梁上應(yīng)力和位移分布進(jìn)行單獨(dú)分析。

通過對(duì)橫梁的分析，提取應(yīng)力和位移結(jié)果云圖，如圖11、12 所示。

圖11 預(yù)緊力下應(yīng)力云圖

圖12 預(yù)緊力下位移云圖

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

圖13 預(yù)緊力并滿負(fù)載下應(yīng)力云圖

圖14 預(yù)緊力并滿負(fù)載下位移云圖

橫梁最大應(yīng)力為249MPa，位移為0.7471mm，最大應(yīng)力發(fā)生預(yù)緊螺母與橫梁的區(qū)域。同理此處的應(yīng)力比整體裝配大，是因?yàn)檎麄€(gè)預(yù)緊力全有橫梁自身的變形抵消造成的。

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

圖15 預(yù)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(cè)支撐孔變形位移，在預(yù)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(yù)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(shí)的真實(shí)變形位移δ外4外：

為便于理解和對(duì)比，特將上面數(shù)據(jù)匯總?cè)绫?：

表3 動(dòng)平衡前曲線和平衡后的曲線對(duì)比

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

4 結(jié)論

通過本文的分析討論，解決如下難題：

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

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

（3）通過分析計(jì)算壓力機(jī)機(jī)身的變形，確定了曲軸與機(jī)身的運(yùn)動(dòng)間隙，以及立柱上導(dǎo)軌與滑塊的間隙，為間隙的設(shè)計(jì)提供了依據(jù)。

[1]金 紅.高速壓力機(jī)閉式組合機(jī)身有限元分析與[D].桂林：廣西大學(xué)，2004，05.01.

[2]王軍領(lǐng) 鄭 翔，姚菁琳.高速壓力機(jī)機(jī)身減振的研究[J].制造技術(shù)與機(jī)床，2013，（9）：72-76.

[3]王軍領(lǐng)，鄭 翔，吳 煥.圓柱滾子軸承動(dòng)靜態(tài)有限元分析[J]揚(yáng)州大學(xué)學(xué)報(bào)：自然科學(xué)版.2012，5（2）：43-46.

[4]郭新玲，白曉奇.8MN 壓力機(jī)螺栓預(yù)緊力分析[J].裝備，2013，5：39-41.

[5]何 敏，孫 智，付 敏.高速精密壓力機(jī)組合式預(yù)應(yīng)力機(jī)身動(dòng)態(tài)特性研究[J].機(jī)床與液壓，2009，37（3）：27-30.

[6]馮華林，鹿新建.高速壓力機(jī)下死點(diǎn)精度試驗(yàn)研究[J].裝備，2009，（3）：34-38.

[7]王軍領(lǐng)，詹俊勇，仲太生.傳動(dòng)間隙對(duì)高速壓力機(jī)下死點(diǎn)重復(fù)精度影響分析與測(cè)試[J].鍛壓裝備與制造技術(shù)，2013，48（3）：19-22.

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

[9]佘海斌，張學(xué)良，溫淑花，等.80MN 快速鍛造液壓機(jī)的有限元模態(tài)分析[J].鍛壓技術(shù)，2013，38（2）：168-171.