20 MN高速復合傳動壓力機機身有限元分析

李妙靜，畢大森，3，4，李森，周正

(1. 天津理工大學 材料科學與工程學院，天津 300384； 2. 天津市天鍛壓力機有限公司，天津 300142；3． 天津理工大學天津市光電顯示材料與器材重點實驗室，天津300384；4. 天津理工大學天津市金屬材料高效近凈成形技術工程中心，天津 300384)

20 MN高速復合傳動壓力機機身有限元分析

李妙靜1，畢大森1，3，4，李森2，周正2

(1. 天津理工大學 材料科學與工程學院，天津 300384； 2. 天津市天鍛壓力機有限公司，天津 300142；3． 天津理工大學天津市光電顯示材料與器材重點實驗室，天津300384；4. 天津理工大學天津市金屬材料高效近凈成形技術工程中心，天津 300384)

高速復合傳動壓力機已成為目前重要的鍛造設備之一。本文建立了20MN高速復合傳動壓力機的整體三維有限元模型。針對其特殊的對稱連桿驅動結構，對機身整體剛度的主要影響因素進行分析，為機身整體設計提供了理論依據。對壓機進行靜態有限元分析，得到了機身各部分等效應力和總變形的分布情況，確保機身的剛度和強度以及整體性指標達到使用要求，并且通過試驗驗證了其準確性。

高速復合傳動；對稱連桿；有限元模擬

0 前言

近年來，隨著科技的發展、新型材料的出現以及產品形狀復雜化，開發出高精度、高效率、能加工復合材料和難加工材料、具有復合加工功能的智能化、柔性化新型壓力機迫在眉睫。機械壓力機受自身結構限制，行程固定，壓力不易控制，對工藝的適應性差。油壓機雖然行程、壓力可控，工藝適應性好，但速度慢，生產效率低。新型高速復合傳動壓力機采用油壓伺服驅動連桿技術，解決了上述難題[1]。高速復合傳動壓力機不僅具備機械壓力機的高速度、高效率的特點，同時具備液壓機成型好，工藝適應性好等優點。高速復合傳動壓力機主要用于汽車覆蓋件的拉延、沖孔、修邊、彎曲、整形等多工位壓制成形工藝，具備很高的位置和壓力控制精度，可開發出適應復雜成型工藝需求的多種運動模式[2]。由于引入連桿傳動和蓄能器組合控制技術，壓機循環時間能夠被大大縮短，并節省裝機功率。另外，與傳統油壓機相比，高速復合傳動壓力機的壓制速度提高了1.5倍，實際用電將減少50%。

1 機身剛度主要影響因素

圖1為20 MN高速復合傳動壓力機。

圖1 20 MN高速復合傳動壓力機。

傳統的三梁四柱組合框架液壓機，采用拉桿緊固連接。機身通過預緊, 使拉桿預拉伸, 上梁、立柱和底座產生預壓縮, 從而構成一個緊密組合在一起的整體[3]。傳統液壓機擁有多個油缸，油缸施加的力直接作用在滑塊上，且油缸施加的力等于滑塊受到的力，其部分結構簡圖如圖2所示。

圖2 傳統液壓機部分結構簡圖

20 MN高速復合傳動壓力機與傳統液壓機采用相同的三梁四柱機身框架結構。不同于傳統液壓機，高速復合傳動壓力機具有一種特殊的高效率連桿驅動系統，如圖3所示。

圖3 對稱連桿驅動機構

該驅動系統采用了電機、比例泵、油缸、連桿的特殊組合。20 MN高速復合傳壓力機油缸施加的力不是直接作用在滑塊上，而是通過連桿機構間接作用在滑塊上，即在下死點時油缸施加2.4MN的力，傳遞到滑塊上的力是5 MN，5 MN/2.4 MN≈8[4]。所以對稱連桿增力機構在接近下死點位置時具有6～8倍的增力系數,其部分結構簡圖如圖4所示。

圖4 高速復合傳動壓力機部分結構簡圖

傳統液壓機工作過程中，其機身的整體性是一個十分復雜的問題，其影響因素包括預緊系數、壓機的結構尺寸、載荷工況等[5]。如果參數確定不當，就有可能出現開縫。大量的計算表明,組合機架開縫主要發生在立柱與上梁的結合面處。而高速復合傳動壓力機就不容易產生開縫，因為油缸輸出的力相對傳統液壓機小，反作用到上梁的力也就小，所以不易開縫。

然而由于20 MN高速復合傳動壓力機上的四套模具放置不對稱，壓力機產生偏心載荷，所以偏載就成為影響壓力機機身剛度的主要因素。傳統液壓機是靠立柱來抵抗工作過程中產生的偏心載荷[6]，而高速復合傳動壓力機因為采用了對稱連桿機構和連桿小滑座導柱，平衡了徑向分力，能有效的克服壓力機工作中的偏心載荷，從而保持滑塊的高精度。本文將通過ANSYS分析驗證其是否能夠滿足剛度要求。

2 機身的有限元模擬

2.1 在Solidworks中建立三維實體模型

由于20 MN高速復合傳動壓力機結構復雜，對其機身進行有限元分析時，可以對模型進行適當簡化[7]，如圖5所示。

圖5 20 MN高速復合傳動壓力機三維實體模型

2.2 機身材料參數與網格劃分

機身主體部分總高度12 000 mm，寬度4 500 mm，長度8 200 mm。將建立的主機模型導入到Workbench模擬軟件中，并對材料性能參數進行設置[8]。機身主要材料是Q235A，材料密度為 7 860 kg/m3，彈性模量為 2.10×105MPa，泊松比為 0.30，模型材料設置為各向同性。

從模擬結果的精度和計算機的運算能力兩方面對機身結構進行網格劃分并對網格大小進行設置。網格劃分后節點數為486 066，單元數為247 719，如圖6所示。

圖 6 20 MN高速復合傳動壓力機機身網格劃分

2.3 載荷邊界條件

將載荷設計分為兩步施加，第一步對立柱施加預緊力，拉桿施加的預緊力大小為6.75 MN。第二步根據實際工作情況，滿載時對上橫梁、滑塊加載力為1.2 MN。因為模型取的是高速復合傳動壓力機的1/2，因此需要對加載力進行處理，如圖7所示。

圖7 20 MN高速復合傳動壓力機預緊力示圖

2.4 位移邊界條件

在高速復合傳動壓力機下橫梁安放有地腳螺釘，約束地腳螺釘X、Y、Z方向自由度，分別設置下橫梁四個地腳螺栓處固定約束，其自由度為0[9]。

2.5 綁定和接觸設置

依據工作實際情況需要分別對各結構間接合面設置接觸，其中需要設置為綁定接觸和摩擦接觸兩種，對在加載期間不會產生分離的接觸面，如底板與連接支架、驅動桿和小銅套、上橫梁和連接支架之間接觸面需要設置綁定約束。對在加載期間可能會產生分離的接觸面，如主油缸座與導柱、立柱與上下橫梁，需要設置摩擦約束[10]。模型中共有227個接觸。

2.6 對稱邊界條件

由于高速復合傳動壓力機結構對稱，載荷對稱，為了簡化分析過程，本次分析只選取了壓機的1/2進行分析，但是必須在對稱面施加約束[11]。

3 機身剛度分析結果

3.1 機身等效應力云圖

當機身所承受的載荷最大時，即滑塊位于下死點，等效應力云圖如圖8所示。

圖8 機身等效應力云圖

從圖中可以看出，最大應力集中在立柱上，由于模型簡化，可以忽略不計，其他位置應力分布均勻[12]。由于壓機工作過程中產生的偏載，主要由對稱連桿機構傳遞到四根小導柱，最后由四根小導柱來承受，受力情況如圖9所示。

圖9 小導柱等效應力云圖

從圖9可以看出，小導柱的局部應力變化梯度大，峰值達到49 MPa。顯然，小導柱與主油缸座，以及小導柱與小滑座接觸的位置應力比較大[13]。同時由于存在前后偏載，前面兩根小導柱的應力應該大于后面兩根小導柱的應力值。

3.2 機身總變形云圖

由機身總變形分布云圖可以看出最大變形為11.095 mm，如圖10所示，屬于正常情況。小導柱最大變形量約為2.38 mm，如圖11所示。與應力情況相同，前側兩個小導柱的變形量應該比后側兩個小導柱的變形量大，有向高速復合壓力機的右側扭偏的趨勢。但機身總體變形量在允許范圍內，不會影響壓力機正常工作。

圖10 機身總變形云圖

4 機身剛度有限元分析結果驗證

為驗證上述機身有限元分析的準確性，采用了應變檢測試驗對壓力機機身進行剛度檢測[14]。本次試驗采用的應變檢測測量設備為DH5910堅固型動態數據采集分析系統、應變片、連接線，如圖12所示。

圖12 檢測設備圖

對壓力機的關鍵部件上的控制點編號,共有16個檢測點[15]，能夠檢測出對成型制件精度影響最大的壓機部件—工作臺、滑塊、立柱的變形情況。以壓力機橫梁平面為XOZ平面，建立壓力機的坐標系，所有測量特征點布局如圖13所示。

將應變片粘貼在壓力機所測的相應位置上，然后壓力機依次加載1 GPa、2 GPa、3.3 GPa 、4.2 GPa、5.5 GPa、6 GPa、6.5 GPa、7.3 GPa、8 GPa、8.5 GPa進行基本過程應變采集；再使壓力機載荷從9 GPa逐漸加載到12 GPa，查探應變情況。檢測前，壓力機各拉桿均加有預緊，拉桿預緊力大小為6.75 MN。

通過應變片檢測采集的數據是各檢測的微應變數值，再對微應變的擬合曲線求積分，計算出各部件的變形量[16]，將各條件下計算出的變形量與有限元模擬分析結果對比，對比情況如表1所示。

圖13 各主要結構測量點示意圖

結構部件撓度變形檢測結果有限元模擬結果誤差/%滑塊0.74890.8075.81工作臺0.79760.7603.76支柱1.06820.94212.62

經分析發現，各結構有限元分析結果最大誤差范圍在12%左右，與實際檢測值大致相同，驗證了壓力機機身有限元模擬分析的可靠性和準確性。

5 結論

(1)分析討論了可能影響機身剛度的因素，為機架設計的整體剛度要求提供了理論依據。

(2)通過對壓機機身靜態有限元分析，得到了壓機各部分等效應力分布情況和總變形情況。等效應力分析結果顯示小導柱與主油缸座、小導柱與小滑座接觸的位置以及拉桿等效應力比較大，但在正常范圍內。總變形分析結果顯示壓機總變形不大。綜上所述，其結構合理，材料利用率高，設計處于安全范圍內，且有足夠的剛度。

(3)由于高速復合傳動壓力機在正常工作中產生的偏載更大，建議在支柱之間設計偏載缸，用來抵消一部分偏載力。

(4)采用應變檢測測量設備對壓力機關鍵部件上的點進行檢測，得到相應的應變數據并經過相關數據處理得到各部件的變形量，將得到的變形量與有限元模擬分析的結果對比，驗證了壓力機機身有限元模擬分析的可靠性和準確性。

[1] 呂言，周建國.最新伺服壓力機的開發以及今后的動向[C].成都：第二屆鍛壓裝備與制造技術論壇論文集，2005.

[2] 徐剛，魯潔，黃才元.金屬板材沖壓成形技術與裝備的現狀與發展[J].鍛壓裝備與制造技術，2004,(04)：16-22.

[3] 俞新陸.液壓機的設計與應用 [M].北京:機械工業出版社, 2007.

[4] 天津市鍛壓機床廠.中小型液壓機設計計算[M].天津：天津人民出版社，1997.

[5] 劉文廷.結構可靠性設計 [M].北京:國防工業出版社,2008.

[6] 李森，褚亮，張建.框架式液壓機機身結構承載分析[J].機械設計，2006(S1)：83-84.

[7] 夏衛明, 駱桂林, 嵇寬斌.ANSYS 優化算法的研究及其在液壓機優化設計中的應用[J].鍛壓裝備與制造技術,2010,(01):43-47.

[8] 張勝民.基于有限元分析軟件ANSYS7.0 的結構分析 [M].北京:清華大學出版社, 2004.

[9] 劉強, 付文智, 李明哲.三梁四柱式多點成形壓力機機架結構有限元分析和優化設計 [J].塑性工程學報, 2003, 10(05):49-52.

[10]莫健華，張正斌，杜二虎,等.三角肘桿式伺服壓力機傳動機構的仿真與優化[J].鍛壓裝備與制造技術，2011(01) :21-25.

[11]吳生富,金淼,聶紹珉,等.液壓機全預緊組合機架的整體性分析[J].鍛壓技術,2006,31(03):111-114.

[12]尚曉江, 邱峰, 趙海峰, 等.ANSYS 結構有限元高級分析方法與范例應用 [M](第2 版).北京:中國水利水電出版社,2008.

[13]雷正保, 鐘志華, 李光耀, 等.受沖薄壁結構動力效應的顯式有限元分析 [J].力學學報, 2000, 32(01):70-77.

[14]尹福炎.電阻應變片與測力/稱重傳感器—紀念電阻應變片誕生70周年(1938-2008)[J]. 衡器. 2010(11),42-48.

[15]葉迎西,孫天賀,艾延廷.溫度對電阻應變片測量精度影響的仿真研究[J].沈陽航空航天大學學報. 2013(02),27-31.

[16]楊全琪,黃晉英,呂海峰,等.基于電阻應變片的扭矩測量方法研究[J].電子世界.2014(04),213.

Finite element analysis of 20MN high speed composite transmission press frame

LI Miao-jing1，BI Da-sen1,3,4，LI Sen2，ZHOU Zheng2

(1. College of Material Science and Engineering，Tianjin University of Technology，Tianjin 300384，China; 2. Tianjin Tianduan Press Co．，Ltd．，Tianjin 300142，China;3. Materials and Equipment Key Laboratories，Tianjin University of Technology，Tianjin 300142，China;4. Tianjin Engineering Center of Near-Net-Shape Forming Technology for Metallic Materials，Tianjin 300384，China)

The high speed composite transmission press has already become one of the most important forging equipment. The three-dimension finite-high speed composite transmission; symmetric link mechanism; finite element analysis-element model of the frame of 20MN high speed composite transmission press was established. In allusion to the special structure, the influencing factors on the integrity of the frame were analyzed, and the reliable theoretical basis for design was provided. It introduced a complete static analysis of the whole structure of the frame to obtain the stress and the total deformation, in order to make the integrity , strength and stiffness of the frame meet the design requirements，and through the testing，the results have been verified.

high speed composite transmission; symmetric link mechanism; finite element analysis

2016-06-29；

2016-07-25

李妙靜(1990-)，女,碩士研究生，研究方向：材料成形工藝、設備與模具設計。

TG315

A

1001-196X(2017)02-0072-05