某液壓鉚釘機機身受力分析及優化

王功名，范樊華，周 健，徐久兵，范如明

（揚力集團股份有限公司，江蘇 揚州 225104）

液壓鉚釘機是利用沖壓機設備和專用連接模具通過一個瞬間強高壓加工過程，依據板件本身材料的冷擠壓變形，形成一個具有一定抗拉和抗剪強度的無應力集中內部鑲嵌圓點，即可將不同材質不同厚度的兩層或多層板件連接起來[1]。

機身是鉚釘機中制造周期最長的部分，作為支撐件，機身需要承受機床工作時的大部分變形，機身結構的設計是否合理，直接決定機床的剛度和精度，所以機身一定要在投產前先行分析，找到合理的結構。以我公司最近要投產的液壓鉚釘機為例，這款鉚釘機機身采用Q235-A鋼板拼焊的方法制造。針對鉚釘機機身進行結構靜力分析，并通過優化設計得到機身喉口處合理的結構參數。

1 機身體三維模型建立

使用三維建模軟件，可以直觀形象地建立現有機身體的三維模型。在建模時設置機身體為焊接件，為了方便下一步需要進行的有限元分析快速而又不影響結果正確性，對機身體結構上的一些細節（不會影響機身強度、剛度、應力分布）簡化處理，如某些螺紋孔、銷孔等，以提高求解精度和縮短求解時間。建好的鉚釘機機身體三維模型如圖1所示。

2 靜力學分析步驟

圖1 三維模型

有限元分析軟件可以采用多種分析方式分析各種受力情況，適用范圍較廣，在機械結構的分析中，靜力學分析是一種常用且有較高可信度的分析類型。鉚釘機機身在恒定的載荷作用下的應力和應變的分布情況可以用有限元分析軟件中的靜力學分析模塊來求解，其分析步驟如圖2所示。

圖2 靜力學分析步驟

2.1 定義材料與網格劃分

在把機身體三維模型導入有限元分析軟件之后，首先需要設定機身體的材料，由前文敘述可知，鉚釘機機身是焊接件，材料為Q235-A，通過查找相關標準可知，Q235-A的密度為7860kg/m3，彈性模量為2.06E5MPa，泊松比0.3。

網格的質量對受力分析結果是否貼近實際情況具有著至關重要的影響。根據鉚釘機的結構特點，本次分析采用了邊界擬合能力非常好的四面體Solid92單元。其網格模型如圖3所示。

圖3 網格模型

2.2 施加載荷及約束與求解

對鉚釘機結構的靜應力分析主要是計算結構的應力分布和變形，選擇鉚釘機鉚接頭位于下死點處滿載荷狀態時進行綜合分析[2]。機身承受兩個方向相反、大小相等的載荷，一個是作用在液壓缸支撐板上，方向朝上；另一個作用在工作臺上，方向向下。

液壓缸支撐板上的作用力和工作臺上的作用力都是以均布面載荷的形式作用于鉚釘機機身上；這里認為地基為剛性固定平面，鉚釘機底部通過地腳螺栓與地基相連的部分6自由度全約束，其他部分與地基間引入接觸約束。

設置重力方向沿機身向下；將800kN豎直向上的公稱壓力施加在液壓缸支撐板上；同時將800kN的公稱壓力均布地施加到工作臺上。在給液壓缸支撐板和工作臺加載時受力區域為液壓缸支撐板及工作臺全平面，利用公式P=F/A可以計算可得作用在液壓缸支撐板單位面積所受的力為：1.1599MPa；工作臺單位面積所受的力為：1.123MPa。其加載后的模型如圖4所示。

3 機身局部結構優化

圖4 施加載荷及約束模型

圖5 機身應力與應變

圖6 優化前喉口示意

圖7 優化后喉口示意

由分析結果可知機身的喉口處上拐角處最大應力為128.88MPa，且機床頂部變形為1.01mm，機床整體應力及應變都較大，通過經驗可知，需要對喉口處局部結構進行加強，以減小其應力集中。如圖6所示為喉口處的結構示意，常規鉚釘機尺寸300mm這個值是要求凈尺寸，若此處設計為圓弧結構可能會導致喉口實際高度大大增加，從而導致應力及應變都增大，所以此處選擇在機床主板左右兩側加焊加強板。如圖7所示，通過在原有基礎上在主板兩側加焊圖中尺寸厚度不同加強板，并進行靜力分析，得到不同的分析結果。綜合考慮成本和作用，我們這里最終選擇加強板厚度為10mm，其分析結果如圖8所示，此處局部應力最大為100.6MPa，機身體最大應變為0.87mm，機身體的應力及變形情況得到了較大的改善。需要指出的是機床在優化前重4.68t，優化后重4.86t，使用較少材料達到了較好的效果，盡量做到了最大化材料的價值。

圖8 優化后機身應力及應變

4 結論

根據有限元基本理論和方法，運用三維建模軟件建立模型并利用有限元分析軟件對鉚釘機機身進行靜力學分析。根據分析結果對其局部薄弱結構進行優化及加強，得到了合理的結構參數，為實際生產過程中鉚釘機機身的結構優化及找準薄弱部位，合理加強薄弱部位提供了理論支撐。