龍門式高速精密壓力機機身有限元分析

胡拓，劉百宣，賴冬琴

（浙江易田精工機械股份有限公司 工程中心，浙江 寧波 315145）

隨著我國新能源汽車、電機、連接器、計算機、移動電話、航空LED、汽車、非標五金等行業的蓬勃發展，使得高速精密沖壓技術的快速發展顯得越發重要。傳統的普通沖床已經無法達到高速沖壓效果，使用精密連續沖壓模具的閉式高速精密壓力機的需求迅速增長，對高精、高速、自動化的需求進一步提高，研制新一代的高速壓力機勢在必行。而研制新型壓力機，其高速化、高精度必須同等考慮[1-3]。機身作為壓力機的主要部件，其強度、剛性等性能指標對壓力機最終的運行速度、精度和穩定性起著決定性的影響。而傳統的經驗式設計方法設計的機身，為了盡量滿足強度要求，往往將機身設計的比較笨重，且對可能出現的應力集中、剛性不足等設計缺陷不夠了解。本文針對公司新近研制的4000kN 龍門式高速精密壓力機，利用現代有限元模擬分析軟件對其機身性能進行模擬分析，了解其受力狀態下的應力、應變狀態分布和固有模態狀況，并對結果進行分析，驗證已有設計的合理性和進一步改進的方向，以對進一步的優化設計提供必要的理論參考。

1 3D 建模及材料屬性

1.1 三維模型的建立

在實際狀況中，機身結構非常復雜。為了便于分析計算，本文通過三維SolidWorks 軟件進行機身3D模型創建，并進行合理簡化，對明顯不影響機身強度、剛度的部位，如倒角、圓角、小孔等進行簡化和省略，但對于傳動曲軸支撐孔處的凸臺、工作臺下方的筋板及靠近地基固定處的加強筋板不進行簡化。然后將模型導入到有限元分析軟件中，以便于網格劃分和提高機身效率。

本文龍門式機身分為上下兩體，分別經整體式鑄造成形，加工裝配后上下結合面用液壓預緊力進行鎖緊而成一體結構。圖1 為建立的機身三維模型。

圖1 機身3D 模型示意圖

1.2 材料屬性

本文所述機身材料灰鑄鐵HT250，材料性能參數[4]見表1。

表1 材料的性能參數

2 機身靜力學分析

靜力學分析是用來計算結構在固定不變載荷作用下位移、應力、應變等的響應，與固定不變的載荷對應，結構靜力分析中結構的響應也是固定不變的。通過分析機身靜載荷下應力、變形響應等結果，對機身結構設計進行評價，并找到結構設計不合理的地方。對于應力和應變較大的部位，可以在不影響機身裝配和使用的前期下對其結構進行優化。通過靜力學分析，可以讓機身在滿足強度和剛度的前提下，節省材料，減輕自身重量，提高使用性能[5]。

本文利用有限元模擬分析軟件中的靜力學分析模塊對龍門式機身進行靜力學分析。

2.1 有限元網格劃分

本文機身為整體式鑄造實體，因此有限元機身采用3D 網格劃分方式。有限元網格劃分的粗細直接影響到計算結果的精度，但并不是把單元網格劃分的越細越好。單元劃分過細時，對模擬計算結果精度的貢獻并不大，但是會造成計算量的大幅增加，增加對計算機資源的占用，使計算效率大大降低。本文采用所用有限元模擬軟件對機身進行網格劃分后共有271046 個節點，164233 個單元[6]。如圖2 所示。

圖2 機身模型網格劃分示意圖

2.2 邊界條件及載荷施加

在壓力機使用狀態下，是經過四個角的地腳螺栓與地面緊固在一起，并設有防水平移動及扭轉措施。因此為了模擬實際狀況，有限元分析中設定機身下表面為約束面，并設定為六向全約束狀態。機身上下體之間于結合面處在裝配完成后通過預緊力進行了鎖緊，故本次有限元分析將上下體結合面做綁定設置。

本文所述機身的高速壓力機公稱壓力為4000kN，機身受力時，在內部形成平衡封閉力系，上下機身各承受4000kN 的作用力，其中機身下體直接通過壓機臺面進行壓力傳遞，力的方向向下，載荷類型可視為在臺面的均布力系；機身上體受力，則通過滑塊、連桿作用在曲軸上，再通過個曲軸作用在機身支撐孔上的，方向向上，載荷類型為按余弦規律分布的承載荷。本文所述壓力機為雙點閉式壓力機，再加上兩個配重支持連桿，共四個支撐孔，且四個支撐孔前后左右相對壓力中心成對稱布置，因此每個支撐孔可視為受力大小相同，分別為1000kN。另外，考慮到機身本身重量不小，對其受力狀態會產生一定影響，因此進行有限元受力分析時，應施加上機身自身的重力載荷。施加邊界條件及載荷后機身模型如圖3所示。

圖3 施加邊界條件及載荷后機身模型

2.3 計算及分析

對上述已建立的有限元模型利用有限元模擬軟件進行分析計算，計算后分別得到機身的等效應力云圖和總變形云圖。如圖4、5 所示。

圖4 機身等效應力云圖

由圖4 所示應力云圖可以看出，最大應力點位于機身下體臺機與四方形立柱轉角圓弧處，最大應力值為84.7MPa，機身材料灰鑄鐵抗拉強度為300MPa，則機身安全系數為S=3.54，因此安全系數足夠，滿足強度要求。

由圖5 所示機身總變形云圖可以看出，機身最大變形位于機身上體中間部位，最大變形值為0.68mm，此處變形過大時將導致連桿承受側向力和平衡塊位移加大，影響壓力機運行的穩定性和噪聲水平，為了進一步提高壓力機運行的平穩性和降低噪聲，機身上體此處結構應進行適當強化設計。

圖5 機身總變形云圖

3 機身動力學特性分析

高速壓力機高速運轉下，作為設備“骨架”的機身容易產生振動和噪聲，因此機身設計時除了進行靜力學分析外，還必須考慮其動態特性。如果設計的機身結構動力學特性，即結構模態與環境激勵頻率發生耦合，則機身會產生共振和噪聲，嚴重時甚至會使整臺壓力機發生抖振，導致局部發生疲勞破壞。

本文通過對所設計的龍門式機身進行模態分析，確定其固有頻率和振型等模態參數，了解其動態特性并進行分析，對機身結構設計進行評價，并找出有害的振型和相應的節點位置，對機身的優化提供參考。

為了對設計的機身結構動力學特性進行評價，在對機身進行模態分析時，引用如下的模態分析評價指標[7]：①機身的模態頻率應避開電機經常工作的頻率；②機身的低階固有頻率應避開壓力機工作頻率。

模態分析使用靜力學分析的同一模型，并使用相同的網格劃分，邊界條件設定亦同前面的靜力學分析設定的邊界條件，對機身下表面進行六向全約束，對機身上下體結合面設置為綁定狀態。然后利用有限元分析軟件的模態分析模塊進行機身的模態計算[8]，得到機身的第一至第六階固有頻率和振幅，如表2 所示。

表2 機身的一至六階固有頻率和振幅

圖6～11 為機身一至六階固有頻率振型圖，從圖中可以看出，由于機身下體的約束作用，機身下體基本沒有變形，各階振型以機身上體變形為主，其中：

圖6 機身一階振型

機身的第一階振型，如圖6 所示，其振型為機身前后方向的擺動，在應變云圖上，機身從四方立柱向上，振幅位移逐漸增大，這種變形方式會導致滑塊導向部分的變形受力，對壓機導向產生一定影響；機身第二階振型如圖7 所示，為左右方向擺動，擺動范圍和幅度和一階振型相似，故該振型所造成的危害與一階振型相同；第三階振型如圖8 所示，為機身前后方向的扭轉，該振型會使傳動連接各部位產生交變應力，且影響滑塊的運行精度；第四階振型如圖9 所示，為沿豎直方向的上下振動，該振型會對壓機導向和傳動系統產生影響；第五階振型如圖10 所示，為機身上部兩側的局部前后擺動，該振型會在飛輪和離合器處產生交變應力影響；第六階振型如圖11 所示，為機身上部兩側的局部扭動，其影響同五階振型。

圖7 機身二階振型

圖8 機身三階振型

圖9 機身四階振型

圖10 機身五階振型

圖11 機身六階振型

本文所述機身的4000kN 高速壓力機電機，采用的三相異步電動機最大轉速1485 轉/min，所以該電機的工作頻率不不大于24.75Hz；該壓機滑塊的最大行程次數為350 次/min，故該壓力機的工作頻率不大于5.83Hz。計算得到的機身一階固有頻率為27.7Hz，大于壓力機和電機的工作頻率，產生共振的可能性較小。按照前面設定的模態分析評價指標，設計的壓機機身結構有效避開了電機經常工作的頻率和壓力機工作頻率。但注意到電機的最高工作頻率與計算的機身一階固有頻率比較接近，因此在使用時，應注意對電機轉速進行適當調整，以防共振的產生。

4 結束語

本文通過三維造型軟件SolidWorks 建立了龍門式高速壓力機機身模型，并用有限元分析軟件對機身進行了靜力學和模態分析，最后得出結論：

（1）機身靜力學分析，得到了壓機機身的應力和總變形云圖，機身最大應力為84.7MPa，相對機身材料300MPa 的抗拉強度，機身有3.54 倍的安全系數，驗證了機身設計的合理性。機身最大變形位于機身上體中間部位，最大變形值為0.68mm，為機身的進一步優化設計提供了理論參考。

（2）機身模態分析，得到了機身前六階固有頻率和振型，分析得出了發生各階共振時對機身產生的危害。進而結合對壓機電機和壓機工作頻率的分析，驗證了壓機工作時發生共振的可能性較小，機身設計滿足對壓機振動特性的要求。