組合式大型壓力機橫梁強度剛度分析

王軍領，詹俊勇，仲太生，張春祥

（江蘇揚力集團 項目科，江蘇 揚州225127）

0 前言

壓力機采用的機身結構形式主要有開式和閉式兩大類，開式機身有較大喉深，可沖壓較大零件，但其剛度較低；閉式機身由于是封閉框架，所以剛度高。閉式壓力機機身又分為整體式、組合式。整體式機身加工裝配工作量少，但需要大型加工設備，運輸也較困難，所以只適合小噸位壓力機。組合式機身是由拉緊螺栓將橫梁、立柱、底座三部分牢固地聯接起來，構成一個完整機身，所以承載能力提高、結構緊湊、剛度大，制造容易，所以用途更廣，噸位更大。本文從組合式機身強度剛度出發，在以前實驗和經驗的基礎上，對機身橫梁進行不同方法的優化分析，加強機身承載能力，提高產品的精度及模具使用壽命[1]。

1 確定機身模型和參數

1.1 建立三維模型

一般壓力機組合機身由橫梁、左右立柱和工作臺及底座組成。橫梁、左右立柱和工作臺通過四根拉緊螺栓拉緊構成一個整體。本文所分析壓力機的三維模型和計算模型如圖1、2所示。

1.2 確定機身參數

機身各部分材料的密度、彈性模量、泊松比和屈服強度等如表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 機身整體模型圖

圖2 橫梁三維模型

表1 材料參數

2 在裝配體中對橫梁進行分析

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

2.1 加載預緊力時橫梁上位移和應力分布

圖3 預緊力下橫梁應力云圖

圖4 預緊力下橫梁位移云圖

壓力機在工作時，橫梁、底座和立柱之間不得產生間隙和錯移。為此必須通過預緊拉緊螺栓，使機身各零部件間有一定的預壓縮量。為防止壓力機工作時組合機身的結合面間出現間隙，安裝機身時必須給壓力機一定的預應力。由于預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，預緊力通過降溫法耦合方式加載[4]，而且還要計算材料隨溫度改變的變化量，這樣算出來不僅負載，由于各方誤差結果也不一定很準確。本文利用Ansys Workbench 中新推出的預緊力加載方式，大大提高了工作效率和準確性。壓力機公稱壓力為16000kN，預緊系數取為2，所以預緊力為32000kN[5]。

通過上面的計算和結果提取可以看出，橫梁上最大應力為171.9MPa，最大變形位移為1.407mm，且最大應力和最大變形位移都發生在預緊螺母與橫梁的接觸區域。此處計算和預期的一樣。

2.2 加載預緊力并滿負荷沖壓時橫梁上位移和應力分布

壓力機裝配完成裝模開始沖壓前，此時壓力機的預緊力是添加了的，所以要真實模擬沖壓的變形精度和機身的強度，必須對添加預緊力后的機身再次添加沖壓載荷進行分析。計算后橫梁的應力分布和位移分布云圖如圖5、6 所示。

圖5 壓力機機身整體模型圖

圖6 橫梁三維模型

計算可知橫梁最大應力為171.3MPa，位移為1.22mm，最大應力和最大位移還是發生在預緊螺母與橫梁的基礎區域。所以此接觸區域結構強度和接觸強度必須加強處理，以防接觸的磨損、壓潰和其他損傷，進而保證壓力機在工作時，預緊力的可靠性和穩定性，保證沖壓的高精度和高穩定性[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 即為在預緊力下和在沖壓綜合作用下橫梁上內側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曲軸支撐孔的變形位移分布圖。

圖7 預緊力下變形位移

圖8 沖壓綜合作用下變形位移

圖9 預緊力下變形位移

圖10 沖壓綜合作用下變形位移

根據式（1）可得沖壓時的真實變形位移δ外2：

為便于理解和對比，特將上面數據匯總如表2所示。

表2 動平衡前曲線和平衡后的曲線對比

3 單獨分析

在具體分析中，為了提高分析效率和速度，不可能每次都將機身的全部零件裝配到一起進行分析，所以有必要找到一種方法，直接對零件進行分析優化，同時也為了驗證整體裝配的正確性，下面對加載預緊力時橫梁上應力和位移分布進行單獨分析。

通過對橫梁的分析，提取應力和位移結果云圖，如圖11、12 所示。

圖11 預緊力下應力云圖

圖12 預緊力下位移云圖

橫梁最大應力為248MPa，最大變形位移為0.7755mm，最大應力和最大變形位移都發生在預緊螺母與橫梁的接觸區域。此處的應力比整體裝配大，是因為整個預緊力全有橫梁自身的變形抵消造成的。

圖13 預緊力并滿負載下應力云圖

圖14 預緊力并滿負載下位移云圖

橫梁最大應力為249MPa，位移為0.7471mm，最大應力發生預緊螺母與橫梁的區域。同理此處的應力比整體裝配大，是因為整個預緊力全有橫梁自身的變形抵消造成的。

橫梁上曲軸內側支撐孔變形位移，在預緊力下和沖壓下的分布圖如圖15、16 所示。

圖15 預緊力下變形位移

圖16 沖壓綜合作用下變形位移

橫梁上曲軸外側支撐孔變形位移，在預緊力下和在沖壓綜合作用下的分布圖，如圖17、18 所示。

圖17 預緊力下變形位移

圖18 沖壓綜合作用下變形位移

根據式（1）可得沖壓時的真實變形位移δ外4外：

為便于理解和對比，特將上面數據匯總如表3：

表3 動平衡前曲線和平衡后的曲線對比

可以說明兩者分析結果在誤差范圍內是一樣的。所以遇到類似結構可以不用整體裝配計算，直接單個計算作為參考就行。如果要分析偏載下壓力機橫梁的變形，也可以根據上面的思路進行分析優化[8]，另外如果要進行模態計算也可進行如上分析[9]。

4 結論

通過本文的分析討論，解決如下難題：

（1）對于大型組合式壓力機，在排除其他零件強度和剛度變形影響的干擾下，分析優化其中某個零部件的強度和硬度，提供了思路和方法。

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

（3）通過分析計算壓力機機身的變形，確定了曲軸與機身的運動間隙，以及立柱上導軌與滑塊的間隙，為間隙的設計提供了依據。

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

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[3]王軍領，鄭 翔，吳 煥.圓柱滾子軸承動靜態有限元分析[J]揚州大學學報：自然科學版.2012，5（2）：43-46.

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

[5]何 敏，孫 智，付 敏.高速精密壓力機組合式預應力機身動態特性研究[J].機床與液壓，2009，37（3）：27-30.

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

[7]王軍領，詹俊勇，仲太生.傳動間隙對高速壓力機下死點重復精度影響分析與測試[J].鍛壓裝備與制造技術，2013，48（3）：19-22.

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

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