閉式壓力機組合式機身的設計研究

陳啟升，孫珊珊，單本軍，吳守堂

（1.山東高密高鍛機械有限公司，山東 高密 261500;2.濟南鑄鍛所檢驗檢測科技有限公司，山東 濟南 250306）

閉式壓力機的機身是壓力機的基本部件，其結構復雜，需要承載著關鍵的零部件，約占壓力機總重的50%～60%左右，占整個壓力機加工量的20%～30%左右[1]。由于機身是承受整個動態載荷的基體，因此，其承載特性直接決定了系統的穩定性與使用壽命。壓力機機身在設計時分為三類：開式機身、閉式機身和半閉式；按照結構劃分可分為鑄造結構和焊接結構兩種；鑄造結構工期長且環境污染嚴重，現在的壓力機制造廠家多采用焊接結構；常見的開式機身有雙柱可傾式和固定臺式兩種,開式機身生產成本低、加工零件范圍廣、送料方便。閉式壓力機機身由于是封閉的框架，所以閉式機身的承載能力強、剛度好、精度高，不管是小型精密壓力機還是超大型壓力機均可采用這種形式。閉式機身又可以分為整體式和組合式，整體式機身加工時的裝配工作量較小，成本較低，但運輸過程較為困難，故一般是公稱力8000kN以下的壓力機常采用此種方式；組合式機身加工、運輸方便，裝配復雜，成本較高，大中型壓力機中應用廣泛。下面著重研究閉式組合式機身受力分析與強度計算。

1 機身結構分析

機身是壓力機的重要基本部件，該部件的質量對于整個壓力機的工作性能起著重要影響。機身是壓力機結構中結構最復雜、使用金屬材料最多、制造過程最麻煩的部件。壓力機的機身在工作中吸收一部分由于運動部分的速度和受力變化而引起震動[1]。因此，機身設計的合理性研究對減輕壓力機總重量、提高整體剛度、節省制造時間、提高沖壓件的質量和改善壓力機的外觀都有重要意義。

以JF36-630M為例介紹閉式組合機身的主要組成部分。如圖1所示，機身是全鋼板焊接結構，底座、立柱、橫梁通過四根拉緊螺栓而組成一體，橫梁與滑塊之間采用導柱導套連接。

圖1 閉式壓力機組合機身

當壓力機工作時，橫梁、底座和立柱間不可以產生間隙和錯移，所以利用拉緊螺栓產生的預緊力使機身受壓，且在橫梁、底座和立柱接觸面上設置定位鍵。而拉緊螺栓相應地受到機身受壓時產生的反力的作用，會產生一定的伸長量，當壓力機工作時，機身預壓縮量減小，拉緊螺栓進一步伸長。當工作壓力增至公稱壓力時立柱的變形量變為零。拉緊螺栓和立柱變形簡圖如圖2所示。

圖2 螺栓和立柱變形簡圖

2 組合機身的預緊力分析

閉式壓力機組合機身一般都是預應力結構，由底座、滑塊、立柱和橫梁組成。壓力機在工作時，立柱，底座和橫梁之間不能產生間隙和錯位移動。因此必須給與拉緊螺栓預緊力，使機身在承受壓力時，有一定預壓縮量。同樣機身在承受拉力時，有一定預伸長量。機身在工作時，它的預壓縮量減小，螺栓伸長。工作壓力達到最大時，立柱的變形量達到最小。

對于閉式壓力機,其組合機身的受載相對更加復雜一些，在進行設計或者分析的時候，往往會出現對底座與橫梁不夠重視的情況，這是由于截面積尺寸較大的緣故，但是對于壓力機的設計，底座與橫梁的分析設計是非常重要和關鍵的。文中將拉緊螺栓和立柱在彈性范圍內的形變特性視為線性變形，這樣，根據變形特性，就可以很容易得到拉緊螺栓和立柱的載荷變形圖，如圖3所示。

圖3 拉緊螺栓和立柱載荷變形圖

假設安裝時預緊力為Py，每跟立柱的壓縮量為λz，每根拉緊螺栓的伸長量為 λl，則

式中：

m、n——立柱和拉緊螺栓數目，一般m=2，n=4；

Lz、Ll——立柱和拉緊螺栓長度；

Az、Al——立柱和拉緊螺栓面積；

Ez、El——立柱和拉緊螺栓彈性模量；

Cl、Cz——立柱和拉緊螺栓在單位力下的變形。

當壓力機機身受公稱壓力Pg作用時，拉緊螺栓除了承受立柱給它的反作用力（立柱殘余預緊力）之外，還有公稱壓力Pg。所以此時螺栓受力由Py增加到Pl，立柱受力從Py減為Pz（Pz為殘余預緊力）。由圖3可得：

拉緊螺栓和立柱的變化量都為Δλ（如圖2）；當壓力機載荷超過量達到ZPg時，立柱變形量為零，拉緊螺栓達到最大伸長量λlmax，可得

3 壓力機組合機身強度計算

3.1 橫梁強度計算

3.1.1 假設

如圖4所示，橫梁的強度計算是建立在以下基礎上的：

圖4 橫梁力學模型

（1）橫梁是個簡支梁，兩支點間距為拉緊螺栓的中心距；

（2）僅考慮最大彎矩和剪切力的影響；

（3）考慮滑塊偏心載荷的影響，作用在滑塊兩受力點的作用力 P1=2P2=2/3Pg，P2=1/3Pg。

3.1.2 強度條件

3.2 底座強度檢驗

4 JF36-630M壓力機機身受力分析

壓力機機身在工作時承受兩個力，一個作用在工作臺上，方向向下，另一個是方向向上的作用在曲軸支撐孔上，兩個力大小相等。這兩個力都是以均面載荷的形式作用在機身上，工作臺載荷施加在與工作臺完美粘結的剛性面上，壓力機通過地腳螺栓將機身固定在地基上。

4.1 組合機身受公稱力計算

JF36-630M型壓力機公稱力Fg=6300kN，由于飛輪轉動過程中產生慣性力，影響機身的疲勞壽命，因此不能直接取公稱壓力作為機身的外載荷。帶有液壓超負荷保護裝置的產品，應按公稱力的110%進行超負荷實驗[2]。為保證安全生產，在分析機身的應力和變形過程中機身承受的總壓力F=1.1Fg=6930kN。壓力機機身受力簡圖如圖5所示。

由于壓力機工作狀態下，總應力循環為脈動循環方式，所以需要計算材料在脈動循環下的疲勞極限σ0[3]：

式中：σ-1——材料在對稱循環下的疲勞極限，值為170MPa；

Ψ——彎曲應力下材料特性常數，值為0.2。

圖5 機身受力簡圖

其中n1為生產設計時提供的壓力機工作時的安全因數：在靜載情況下，對塑性材料可取n1=1.2～2.5；脆性材料均勻性較差，且斷裂突然發生，有更大的危險性，所以取 n1=2～3.5，甚至取到 3～9[3]。其中 n2為壓力機工作時的動載安全因數，動態實測最大拉應力比理論計算的增大100%[4]，因此n2=2。當機身加載后應力大于[σ0]時，將會導致不安全生產。

4.2 橫梁心軸軸孔上載荷的處理

圖6 心軸受力示意圖

式中：F1——橫梁前面心軸孔對心軸的反作用力；

F2——橫梁后面心軸孔對心軸的反作用力，且F1和F2的方向豎直向下。

5 小結

本文介紹了閉式壓力機組合機身的組成部分，簡要說明了閉式壓力機的受力分析計算。給出了壓力機機身受力強度的一般計算方法，介紹了壓力機的設計理論。以JF36-630M為例，給出了組合機身的公稱力計算和橫梁心軸軸孔上的載荷計算，為后面有限元分析提供了理論基礎。