基于有限元的大噸位壓力機立柱結構改進

2013-02-26 06:06:08姚菁琳張新國吳書森

鍛壓裝備與制造技術 2013年6期

姚菁琳，張新國，吳書森，鄭翔

（揚州捷邁鍛壓機械有限公司，江蘇揚州 225127）

壓力機立柱是壓力機的重要組成部分，滑塊沿立柱導軌上下運動[1]，在載荷的作用下，立柱會產生變形和振動，影響加工零件精度，因此機身立柱的設計應引起足夠的重視。國內外對機床立柱有很多研究[2-4]，對機床整體進行了有限元分析。

不同于普通小噸位壓力機，大噸位壓力機的整體尺寸較大，如使用和普通壓力機相同的全接觸立柱設計，雖然可以滿足生產需求，但是材料用量多，將大大增加企業實際生產的成本，故試對立柱的結構形式進行調整設計改造，擬采用立柱懸置的結構，即立柱和橫梁的連接處不采用全接觸的形式。從而，需要保證機床在安全工作的前提下，達到節能減材的目的。本文對大噸位壓力機的立柱部分進行結構優化，并驗證采用立柱懸置結構的安全性。

1 機身有限元模型分析

1.1 機身三維模型的建立

從結構上看，機身主要分成橫梁、底座兩大件，兩大件采用四根拉緊螺桿，連接成閉式框架結構。如圖1所示，分別為機身立柱的懸置形式和普通全接觸形式。

1.2 材料定義及網格劃分

圖1 機身整體模型

計算前在確保其結構力學性能不發生變化的情況下，對1300t八連桿壓力機進行簡化[5]，對明顯不影響機身整體強度和剛度的螺釘孔和小的倒角等部位予以簡化。劃分網格時，在Solid186（四面體）與187（六面體）單元之間切換。機身主要有兩種材料組成，橫梁、底座、立柱采用Q235A鋼，材料特性常數通常包括彈性模量、泊松比、密度，Q235A的彈性模量 E=211GPa，泊松比 μ=0.270，密度 ρ=7800kg/m3；連接部件，如拉緊螺桿和螺母采用45號鋼，其彈性模量 E=209GPa，泊松比 μ=0.269，ρ=7890kg/m3。劃分單元結點數為298474，單元數為127320。

1.3 邊界條件和載荷的施加

由于模型較大，機身結構為對稱形式，所以在計算壓力機立柱的受力情況時，只取模型的1/2進行分析。

分析大噸位壓力機立柱的受力情況時，由于立柱的受力變形情況受到其他部件的影響，所以分別分析整體機身在施加預緊力情況下和在工作運轉中這兩種狀態下的位移以及應力場分布。壓力機運轉工作時，滑塊慣性運動對機身造成沖擊，工作中不可避免會出現機身振動，為保證高加工精度和提高模具的使用壽命，要求壓力機在工作時各連接部分之間不允許產生間隙和錯移，而是否產生間隙和錯移主要受預緊力的取值影響。根據經驗公式對此型號機床所加的預緊力為公稱力的1.5倍，將機身四個底座支撐完全約束，分別在機身上梁軸支撐孔處加FA=1875kN和FB=2785kN的余弦面載荷。

在工作情況下，需要給軸孔施加反作用力，軸承和軸承支撐板屬于過盈配合[6]。1964年Persson詳細研究了軸和孔的接觸問題[7]，給出了接觸弧α隨載荷P的變化曲線對不同α值的壓力分布。在本機床中，軸孔和軸的接觸表面可以看成完全貼合在一起的。當軸和軸孔為間隙接觸（ΔR為正值）時，接觸弧度接近90°，此時的壓力分布近似于余弦。壓力分布可寫為余弦函數：

式中：Fm——軸作用在軸承內圈上的最大載荷。

將軸承內圈與軸有接觸力作用的接觸表面，平均分成六部分。可得出：

計算已知等效面面積，得出施加在軸孔面上的最大載荷，兩種不同類型的軸孔A和B的壓強PA=11.245MPa，PB=11.023MPa，加載后的受力分析模型如圖2所示。

圖2 載荷施加形式

2 機身靜力學分析

通過計算可以得到全接觸立柱形式和立柱懸置結構的靜力學性能比對。表1是兩種不同的立柱結構在施加13000kN公稱力時的靜力學分析。

在實際設計壓力機時，因為要保證其工作可靠性，取安全系數1.5，屈服極限為σ≤235MPa，則其許用應力 [σs]=σs/n=156.667MPa。在壓力機工作狀態，滑塊沖壓工件時，懸置立柱和全接觸式立柱的應力值均在10MPa～44MPa之間，遠遠小于許用應力值，懸置時立柱的最大等效應力為122.73MPa，由有限元靜力分析可知，機床立柱采用懸置的方式是安全可靠的，且位移變量和應力值在允許范圍內。

表1 不同形式立柱在13000kN公稱力下的位移和應力

在壓力機采用全接觸式立柱布置時，立柱的位移量主要為Z向的豎直位移以及由Z向擠壓帶來的側彎；當立柱采用懸置結構時，立柱的位移量主要來自于Y方向的彎曲變形。通過有限元計算可知，采用懸置立柱時，變形量在要求范圍1.3mm內。

對于立柱，在只有預緊力的情況下，立柱的位移變化和應力值都是最大的時刻，也是立柱的危險工況。如表2所示為全接觸立柱和懸置立柱在施加19500kN預緊力情況下的受力變化情況。

壓力機組裝加以1.5倍的預緊力時，立柱的位移變化不得超過公稱力的1/10000，即不得超過1.3mm。由靜力學分析可知，懸置立柱在安全范圍內，滿足設計需求。在采用懸置立柱時，應力最大值為150.83MPa，在許用應力范圍內。

由分析可得，通過改變立柱的結構形式后，橫梁和底座減少的質量為113.75×2-217.82=9.68t。并且不影響壓力機工作性能及安全指標，是可以利用的結構形式。

3 懸置立柱的優化設計

由上述對壓力機立柱結構的分析可知，機身立柱尚能滿足產品生產工作要求，但是當立柱懸置時，立柱應力的最大值集中在立柱上端面的軸孔上，主要是由立柱側彎引起的軸孔和拉緊螺桿的接觸擠壓造成的，如圖3所示。為避免由應力集中所引起的局部裂紋，可以對機床的立柱結構進行優化設計。通過有限元受力分析發現,增加鋼板厚度是一個解決機身立柱剛度的優先途徑[8]，本文的優化目標：在保證壓力機滿足加工的前提下，使機身立柱能夠滿足剛度和強度條件，減小軸孔處的應力集中現象。組成立柱的鋼板如圖4所示，對要優化的鋼板進行編號，選用不同的鋼板厚度，對機身整體和局部剛度都會產生直接的影響。本文改變鋼板的厚度，設計合適的變量梯度，通過有限元進行評價，選取最優的設計方案。