1600kN 閉式雙點壓力機組合機身預緊力研究

王 超，劉文侖，崔富鈞

（濟南大學機械工程學院，山東 濟南 250022）

U 型縱梁腹面沖孔采用閉式雙點多工位壓力機完成沖孔工藝是一種發展趨勢，可顯著提高沖孔效率。其機身多采用組合機身，布置10 多個獨立模架，不同孔徑的沖孔所需沖裁力不同、多工位沖孔不同會造成偏心載荷，對機身的受力產生影響。閉式組合式壓力機機身主要由底座、立柱和橫梁組成，通過四根拉桿將下橫梁、立柱、上橫梁組成一體，在壓力機工作時會承受偏載，壓力機的強度及動態性能會直接影響壓力機的使用壽命、甚至會影響模具的使用壽命和沖壓產品的精度等[1]。

魏明等[2]針對16000kN 六工位壓力機的偏載受力情況進行了理論受力分析，指出多工位壓力機在承受偏載力時，其最大的剪切應力值和彎曲應力值偏向于受力較高的一側，或在拉桿的預緊力在受力較大的一側應適當增加，以達到整體受力一致的情況。張皓等[3]針對JF75G-125 型閉式雙點壓力機進行靜力學及模態分析，指明偏心載荷使得接觸壓力分布更加不均勻，但對接觸壓力的影響相對中心載荷變化不大，實際設計中可用中心載荷工況設計合理的預緊系數。任忠偉等[4]針對DCP200-190 壓力機在不同預緊力情況下對組合式機身進行剛度分析，通過試驗及有限元仿真對比表明，預緊力對組合式壓力機剛度影響甚微。金淼等[5]在給定預緊力下，針對液壓機的拉壓和彎曲變形，推導出了典型預緊組合結構液壓機承受中心載荷時上限載荷的計算公式，并通過實驗驗證，證明其結果的真實性，從而較傳統理論計算公式提高了計算精度。董曉傳等[6]以承彎組合結構的臨界預緊參數為研究對象，采用等效梁長法對傳統Airy 應力計算進行了修正，并通過實驗與理論計算進行對比，從而得到更準確的臨界預緊力，為承彎組合結構臨界預緊參數計算提供了新的思路。但已有的研究對偏載程度并沒有較好的量化，對偏載與預緊系數的關系缺少系統的研究及對立柱與橫梁接觸面上的接觸力云圖分布的描述。

1 壓力機機身結構

圖1 所示為1600kN 閉式雙點壓力機組合機身，此組合式機身由上橫梁、下橫梁、立柱、拉桿和螺母組成，總裝配體總高度4700mm，長3500mm，寬2500mm，主要結構參數如表1 所示。

圖1 壓力機機身結構簡圖

表1 1600kN 閉式雙點壓力機主要結構參數

2 有限元分析模型

2.1 幾何模型

如圖2 所示，裝配體由拉桿與預緊螺母將下橫梁、左右兩側立柱與上橫梁從下至上依次連接，此組合機身共由上下橫梁、兩側立柱、4 根拉桿與每根拉桿上下兩端的預緊螺母，共16 個零件組成。

圖2 幾何模型

為方便的進行有限元分析，在不影響仿真結果的條件下，根據Saint Venant's Principle，對機身零部件三維模型進行簡化，本文使用Solidworks 完成幾何建模。

2.2 材料屬性

壓力機機身各零部件的材料是不同的，上橫梁、下橫梁及立柱選用的材料是Q235A，拉桿及預緊螺母選用的材料是45 鋼，材料的機械性能參數如表2所示。

表2 材料的機械性能參數

2.3 網格劃分

為反映壓力機機身實際工作受力情況及提高計算效率，本文選擇實體單元Solid187、四面體網格進行劃分，整體網格尺寸為80mm；由于拉桿、螺母直徑較小，設置局部網格為40mm；為較清晰地觀察立柱與橫梁接觸面的接觸壓力分布情況，接觸面網格劃分局部加密為20mm，劃分之后共840169 個節點、535442 個單元。

2.4 接觸約束與載荷

根據實際安裝要求，下橫梁下底面與地面接觸，則下橫梁的下底面選擇FixedSupported 進行六個自由度的完全約束；對于各零部件之間的接觸設置，如表3 所示。

表3 接觸設置

四根拉桿根據不同的工況進行施加相應的預緊力F預預，其數值大小由經驗公式（1）[7]進行計算。

其中，F預為總預緊力；k 為預緊系數，取1～2，通常取1.5；F 為公稱壓力，其值為1600kN。工作臺承載1600kN 的公稱壓力，滿足F1+F2=F，閉式雙點兩軸承的距離為1500mm，則F1、F2的距離是1500mm。

由于多工位壓力機非對稱沖孔，導致偏載，受力簡圖如圖3 所示，則使F1、F2數值不同，偏載程度以偏載系數i 表示，其值計算如公式2 所示。

圖3 壓力機受力簡圖

其中，不同的偏載工況，使i 值改變，但需滿足F1+F2=F，i≥1，i 越大則偏載程度越嚴重。

3 結果與分析

通過對機身加載不同載荷或對拉桿加載不同的預緊力，可提取立柱接觸面上關鍵點的接觸壓力數值，關鍵點的位置如圖4 所示，其中關鍵點1、1′與2、2′為左右對稱立柱的內、外側板的中點接觸位置；關鍵點3、3′與4、4′分別為左右立柱前后板的中點接觸位置，這樣更加方便地研究接觸力的分布規律。

圖4 立柱接觸面上的關鍵點

3.1 預緊狀態下的接觸壓力

在預緊狀態下壓力機機身受力F1=F2=F=0，且預緊系數取k=1.5 時，四根拉桿預緊力全為F′預==600kN，此時立柱與上橫梁的接觸壓力云圖如圖5 所示，接觸面關鍵點的接觸壓力值如表4所示，可得接觸面的接觸壓力分布規律:立柱內側接觸壓力較大大，外側接觸壓力較小；左右立柱接觸壓力對稱，同一側的立柱前后方向上也基本對稱，且兩端大而中間小。

圖5 預緊狀態接觸壓力云圖

表4 關鍵點接觸壓力

3.2 中心加載時的接觸壓力

3.2.1 載荷變化時的接觸壓力（預緊力恒定）

在預緊系數為k=1.5 時，通過改變中心載荷大小，且不發生偏載（即偏載系數i=1），研究接觸面的接觸壓力隨著中心載荷變化的分布規律。選擇立柱與上橫梁接觸面上的關鍵節點1、1′與2、2′作為判斷立柱與上橫梁是否處于臨界分離狀態的依據；在關鍵點1、1′與2、2′處，中心載荷對接觸壓力的影響曲線如圖6 所示，隨著中心載荷的增大，關鍵點1、1′與2、2′處的接觸壓力逐漸減小，且在關鍵點1 與1′處的接觸壓力隨中心載荷增大的變化幅度較大。

圖6 中心載荷對接觸壓力的影響曲線

由于本文設計的壓力機臺面較大，載荷對接觸面產生的力矩較大，當工作載荷F1=F2=470kN 時，關鍵點1 與1′處的接觸壓力為0，即上橫梁與立柱在關鍵點1、1′的接觸處于臨界分離狀態，按照經驗公式提供的預緊系數不能滿足此壓力機的可靠性要求，且此時接觸面的接觸壓力云圖如圖7 所示，接觸壓力在中心載荷的作用下仍然呈現左右對稱及前后對稱。

圖7 接觸壓力云圖（k=1.5 F1=F2=470kN）

3.2.2 公稱力加載時的接觸壓力（預緊力改變）

當F1=F2=800kN，F=1600kN 時，通過改變預緊力F預的大小，研究接觸面的接觸壓力分布規律。關鍵點1、1′與2、2′處預緊力對接觸壓力的影響曲線如圖8 所示，隨著預緊力的增加，關鍵點1、1′與2、2′處的接觸壓力逐步增大、對稱關鍵點的接觸壓力大小基本相同，且在關鍵點1 與1′處的接觸壓力隨預緊力增大的變化幅度較大。

圖8 預緊力對接觸壓力的影響曲線

通過有限元仿真分析發現，當關鍵點1 與1′處接觸壓力恰為0 時，則表示上橫梁與立柱的接觸面在該關鍵點處于臨界分離狀態，所需每根拉桿的預緊力F預=960kN，即預緊系數k=2.4，此時接觸壓力云圖如圖9 所示，左右兩立柱與上橫梁接觸面的接觸壓力仍然左右對稱及每一側立柱接觸面的接觸壓力前后對稱。

圖9 接觸壓力云圖（k=2.4 F1=F2=800kN）

3.3 偏心加載狀態時的接觸壓力

從大梁沖工藝分析獲知，i 應在1～3，當出現偏心載荷時，隨著i=的改變，施加不同的預緊力以保證立柱內側接觸不分離，即關鍵點1 與1′處的接觸壓力恰為0，則此時每根立柱的臨界預緊力為F′，如表5 所示；則偏載系數對預緊系數的影響曲線如圖10 所示，在關鍵點1 與1′臨界分離狀態時，隨著偏載系數i 的增大，預緊系數k 值也在增大，在滿足U 型縱梁腹面沖孔最大偏載i=3 時，所需臨界預緊力F′=1170kN（即預緊系數k=2.925），為保證機身的可靠性，預緊系數應取k=3。

圖10 偏載系數與預緊系數變化圖

表5 不同偏載條件下臨界預緊力與預緊系數

在不同偏載條件下，上橫梁與立柱的接觸面接觸壓力云圖如圖11 所示，隨著偏載系數i 的增大，在臨界預緊力時，左右兩立柱與上橫梁接觸面的接觸壓力不再對稱，在靠近較大偏載的立柱內側接觸應力較小，但同一側立柱前后方向接觸壓力仍然對稱。

圖11 不同偏載條件下的接觸壓力云圖

4 結論

本文建立了1600kN 閉式雙點壓力機組合機身的三維模型，運用AnsysWorkbench 對預應力組合機身開展了靜力學分析，得出以下結論：

（1）在預緊力的作用下，左右立柱與上橫梁接觸面的接觸壓力分布是不均勻的，但左右立柱的接觸壓力對稱，同一側立柱的接觸壓力前后對稱且中間小、兩端大。

（2）在中心加載的條件下，隨著工作載荷的增大，接觸壓力分布不均勻的現象越發嚴重，且針對此臺面較大，中心載荷在立柱與上橫梁接觸面產生的力矩較大，經驗公式中的預緊系數偏小，不能滿足要求，需要適當增加預緊力，預緊系數至少取k=2.4。

（3）由于多工位壓力機非對稱沖孔工藝造成的壓力機機身承受偏心載荷，在偏載系數取最大值i=3時，為保證壓力機機身的可靠性，預緊系數應取k=3。