魏鳳凱，王四森，李樂鑫，岳 磊，陸 冰

（山東高密高鍛機(jī)械有限公司 研發(fā)部，山東 濰坊 261500）

SP-160開式壓力機(jī)機(jī)身的有限元分析及優(yōu)化

魏鳳凱，王四森，李樂鑫，岳 磊，陸 冰

（山東高密高鍛機(jī)械有限公司 研發(fā)部，山東 濰坊 261500）

通過對SP-160型開式壓力機(jī)機(jī)身的受力進(jìn)行有限元分析及計(jì)算，研究在公稱壓力下機(jī)身各部位的變形和應(yīng)力分布，依此對機(jī)身結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。使用SolidWorks進(jìn)行機(jī)身的有限元三維模型的創(chuàng)建，利用ANSYS和SolidWorks的接口直接導(dǎo)入ANSYS Workbench，對機(jī)身進(jìn)行強(qiáng)度和剛度分析，根據(jù)分析結(jié)果在SolidWorks中完成機(jī)身三維模型結(jié)構(gòu)的改進(jìn)，從而達(dá)到減輕自重、降低成本的目的。

開式壓力機(jī)；機(jī)身；有限元分析；優(yōu)化設(shè)計(jì)

機(jī)身作為壓力機(jī)的基礎(chǔ)，由于其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，其設(shè)計(jì)是整個(gè)設(shè)計(jì)過程的基本部分。機(jī)身重量占壓力機(jī)自重的一半多，在壓力機(jī)整機(jī)加工工時(shí)上機(jī)身加工更是占到20%～30%。壓力機(jī)的傳動系統(tǒng)、工作機(jī)構(gòu)、油路、氣路等都安裝在機(jī)身上，機(jī)身起到聯(lián)接各個(gè)部件的作用，還需要能承受所有工作變形力。若機(jī)身在變形力的作用下發(fā)生過大的彈性變形則會直接導(dǎo)致沖壓件的質(zhì)量下降及模具壽命減短。除此之外，機(jī)身還將吸收壓力機(jī)工作機(jī)構(gòu)循環(huán)往復(fù)運(yùn)動產(chǎn)生的振動。所以在壓力機(jī)設(shè)計(jì)中，研究機(jī)身設(shè)計(jì)的合理性對減輕整機(jī)重量、提高整體剛度、縮短制造時(shí)間、美化外形、提高沖壓件質(zhì)量具有重大意義。本文以SP-160型開式曲柄壓力機(jī)機(jī)身作為研究對象，設(shè)計(jì)機(jī)身的整體結(jié)構(gòu)及對機(jī)身進(jìn)行優(yōu)化，以求得到性能最優(yōu)、材料最省的機(jī)身外形。

1 建立機(jī)身三維模型

本文涉及的SP-160型壓力機(jī)機(jī)身的左右總寬度由放置在其中的傳動系統(tǒng)、工作執(zhí)行機(jī)構(gòu)的尺寸所決定，寬度初定為1120mm，根據(jù)用戶要求的操作高度、裝模高度及傳動和執(zhí)行機(jī)構(gòu)的高度初步確定機(jī)身高度為3810mm，考慮伺服電機(jī)的安裝尺寸、壓力機(jī)設(shè)計(jì)時(shí)對機(jī)身的剛度要求初定機(jī)身的前后長度為2035mm。此外，設(shè)計(jì)時(shí)還應(yīng)在應(yīng)力易集中部位給予加強(qiáng)厚度處理，如在左右側(cè)板處增加加強(qiáng)筋，厚度為100mm；墊板承受沖裁力，取厚度180mm；主要受力支撐部位如曲軸支撐板、工作臺支撐板處厚度取50mm；在機(jī)身與各傳動軸接觸處增加凸臺。其余各處板厚可適當(dāng)小些，有利于機(jī)身整體的輕量化，從而節(jié)約制造成本。初步設(shè)計(jì)出來的機(jī)身外形如圖1所示。

圖1 機(jī)身結(jié)構(gòu)圖

2 建立有限元模型

將SolidWorks軟件中建立的三維模型利用SolidWorks和ANSYS軟件的接口直接導(dǎo)入Workbench中進(jìn)行分析。將機(jī)身上的管路孔、吊裝孔、不受力的凸臺等忽略，同時(shí)保留主要受力的支撐筋板、側(cè)板處的加強(qiáng)筋板、曲軸等傳動軸的凸臺、各處過渡圓角等。定義結(jié)構(gòu)鋼Structural Steel作為有限元模型的材料類型，其密度為ρ=7.85×103kg/m3，泊松比μ=0.3，彈性模量E=2.2×105MPa。Workbench可根據(jù)不同的分析類型進(jìn)行網(wǎng)格的自動劃分，對于精度要求高的區(qū)域會自動調(diào)整網(wǎng)格密度，從而提高網(wǎng)格的質(zhì)量[1]，本文選擇Hex Dominant網(wǎng)格類型，進(jìn)行網(wǎng)格劃分。在機(jī)身的四個(gè)地腳螺栓孔處添加固定約束，從而得到機(jī)身的有限元模型，如圖2所示。

圖2 機(jī)身有限元模型

3 機(jī)身載荷的分析

3.1 曲軸支撐孔處的載荷處理

分析傳動機(jī)構(gòu)中各部件的受力可以得到機(jī)身各處的受力情況。由SolidWorks軟件得到的下死點(diǎn)處各部件的受力簡圖如圖3所示（單位：t），可知機(jī)身曲軸支撐孔處受力為F1=334.9kN。

圖3 SP-160壓力機(jī)傳動機(jī)構(gòu)受力簡圖

曲柄伺服壓力機(jī)的曲軸和其支撐孔表面在無變形時(shí)貼合在一起，此時(shí)的接觸可視為協(xié)調(diào)接觸[2]。根據(jù)接觸弧α隨載荷P的變化曲線和對α不同值的壓力分布，當(dāng)軸和孔為間隙接觸時(shí)，接觸弧近似為90°，則其壓力分布近似為余弦分布[3]，由此可知軸與孔接觸弧處的壓力分布為：

式中：Fm——曲軸支撐孔上部分的載荷。

將支曲軸撐孔上半部分均分，如圖4所示，則有：

圖4 曲軸支撐孔受力分解示意圖

式中：F1——曲軸支撐孔上半部分所受力；

?——曲軸支撐孔直徑；

b——曲軸支撐孔與曲軸接觸處的軸向?qū)挾取?/p>

由此可得軸頸與孔接觸處等效均布載荷p1：

3.2 墊板處的載荷處理

機(jī)身墊板處受力為曲柄伺服壓力機(jī)在工作狀態(tài)下工作執(zhí)行機(jī)構(gòu)所產(chǎn)生的公稱壓力Fg，故墊板上表面所受載荷為均布載荷，代入Fg和A的值，可得到底座上表面的均布載荷p2：

式中：Fg——公稱力，F(xiàn)g=1600kN；

A——墊板上表面受力面積，A＝0.7m×0.58m= 0.406m2。

4 靜態(tài)分析結(jié)果

4.1 應(yīng)力場分析

將上面計(jì)算的載荷加載到機(jī)身上，運(yùn)行計(jì)算，得到等效應(yīng)力分布云圖，如圖5所示。

由于曲柄伺服壓力機(jī)機(jī)身工作狀態(tài)下所受的力是呈現(xiàn)脈動循環(huán)變化的力，所以此時(shí)Q235-A在脈動循環(huán)下的疲勞極限σ0[4]：

圖5 機(jī)身等效應(yīng)力分布云圖

式中：σ-1——材料在脈動對稱循環(huán)下的疲勞極限，σ-1=170MPa；

ψ——彎曲應(yīng)力下材料特性常數(shù)，ψ=0.2。

而機(jī)身材料 Q235-A本身的屈服強(qiáng)度 σs=235MPa，σ0＞σs，故應(yīng)選擇σs作為許用應(yīng)力計(jì)算的標(biāo)準(zhǔn)，計(jì)算出許用應(yīng)力[σ0]：

式中：s——開式壓力機(jī)工作的安全系數(shù)。

由機(jī)身的等效應(yīng)力云圖可以看出：機(jī)身的高應(yīng)力區(qū)集中在外側(cè)板的過渡圓角、墊板支撐板的過渡圓角、曲軸支撐孔的凸臺上部分三處。其中外側(cè)板自上面數(shù)第一過渡圓角和墊板支撐板處出現(xiàn)機(jī)身的最大應(yīng)力區(qū)，達(dá)到109.59MPa；第三過渡圓角處的應(yīng)力次之，其值也較大，達(dá)到85.238MPa；第二過渡圓角處應(yīng)力偏小，為60.885MPa。出現(xiàn)這種現(xiàn)象的原因是第一過渡圓角和墊板支撐板處的板厚沒有加強(qiáng)且其圓角尺寸較小，在對機(jī)身進(jìn)行優(yōu)化時(shí)可以這些部位進(jìn)行加厚或加大圓角尺寸處理。機(jī)身其他部位的應(yīng)力較小，均在50MPa以下，故機(jī)身設(shè)計(jì)滿足強(qiáng)度要求，且仍有優(yōu)化空間。

4.2 變形場分析

圖8 機(jī)身Y方向位移圖

圖9 機(jī)身Z方向圖

機(jī)身的變形結(jié)果如圖6～9所示。

表1 靜力分析變形結(jié)果總結(jié)表

由圖6～9可將機(jī)身變形分析結(jié)果總結(jié)如表1所示。

機(jī)身的角變形在壓力機(jī)工作時(shí)會造成整臺壓力機(jī)的角變形，故研究機(jī)身的變形，最主要還是需要研究其角變形[5-6]。機(jī)身的角變形α：

式中：α1——導(dǎo)軌的角變形，近似得：

α2——墊板平面的角變形，近似得：

式中：L1——導(dǎo)軌上兩點(diǎn)間距；

Y1、Y2——兩點(diǎn)的Y向變形量；

L2——墊板上兩點(diǎn)間距；

Z1、Z2——兩點(diǎn)的Z向變形量。

在Workbench后處理里可以將變形結(jié)果映射到相應(yīng)路徑上，定義導(dǎo)軌上的一條路徑沿Y軸的位移，墊板上的一條路徑沿Z軸的位移，定義多條路徑計(jì)算角變形后取平均值可得機(jī)身角變形：

5 機(jī)身基于SolidWorks的優(yōu)化

將載荷加載到機(jī)身上，在SolidWorks軟件中運(yùn)行計(jì)算，可以得到機(jī)身上應(yīng)力集中的部位，再利用優(yōu)化模塊，選定其中可以進(jìn)行優(yōu)化的部位：曲軸支撐孔的凸臺、側(cè)板的過渡圓角、墊板的支撐板三處尺寸，運(yùn)行優(yōu)化，最終得到機(jī)身的三種優(yōu)化方案。再將優(yōu)化后的機(jī)身模型導(dǎo)入ANSYS Workbench中進(jìn)行靜態(tài)分析，得到各方案的最大應(yīng)力、角變形和機(jī)身總重量，匯總結(jié)果如表2所示。

表2 機(jī)身優(yōu)化方案和靜態(tài)分析結(jié)果

6 結(jié)論

綜合各方案可以看出，優(yōu)化方案二應(yīng)力更小，變形小，機(jī)身重量增加了13.9%；優(yōu)化方案一應(yīng)力較大，變形也大；優(yōu)化方案三機(jī)身重量比優(yōu)化方案二輕，但此方案側(cè)板長度增加，機(jī)身結(jié)構(gòu)比前兩種方案松散。綜上所述，選擇優(yōu)化方案二作為機(jī)身的優(yōu)化最終結(jié)果更合適。

[1]劉 偉，高維成，于廣濱，等.ANSYS 12.0寶典[M].北京：電子工業(yè)出版社，2010.

[2]K.L.Johnson.接觸力學(xué)[M].北京：高等教育出版社，1992：134-137.

[3]秦為前，等.基于ANSYS的壓力機(jī)曲軸的有限元分析[J].煤礦機(jī)械，2011，32（9）：98-100.

[4]劉鴻文.材料力學(xué)[M].北京：高等教育出版社，2004.

[5]張貴成，阮衛(wèi)平，等.閉式單點(diǎn)壓力機(jī)機(jī)身的有限元分析[J].鍛壓裝備與制造技術(shù)，2009，44（1）.

Finite element analysis and optimization of frame for SP-160 open press

WEI Fengkai，WANG Sisen,LI Lexin,YUE Lei，LU Bing
（R&D department,Shandong Gaomi Gaoduan Machinery Co.,Ltd., Weifang 261500,Shandong China）

The finite element analysis and calculation have been conducted to the frame of SP-160 open press. The deforming and stress distribution of press frame have been studied under the nominal pressure.Thus in this way,the optimized design has been done to the frame structure.The Solidworks has been adopted to establish the finite element 3D model for the frame.The ANSYS Workbench has been lead in directly to analyze the strength and rigidity through ANSYS and Solidworks interface.The 3D model structure has been improved as per the analysis results,which reduces the self-weight and cost.

Finite element analysis;Frame of open press;Optimized design

TG315.5

A

10.16316/j.issn.1672-0121.2016.01.003

1672-0121（2016）01-0017-04

2015－08－07

魏鳳凱（1987-），男，助理工程師，從事機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動化研究。E-mail：weifengkaitxdy@163.com