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壓力機結構的強度

發布時間:2014-03-21 00:08:19　作者: 信息來源:

 引言 

　　鍛壓設備是制造業領域一類重要的加工裝備，廣泛應用于汽車、航空航天、工程機械和石油化工等行業[12].有數據表明，在全球范圍主要生產機床的企業中，鍛壓設備的產值占各類機床產值的30%左右，并且一個國家鍛壓機械行業的好壞也間接表明該國制造業的發展水平.[3] 
　　目前，我國制造業整體穩步發展，逐漸向前，帶動鍛壓機械的快速發展，但我國還不是鍛壓強國.加快鍛壓機械行業發展，順應市場需求，同時對加快我國裝備制造業的發展，促進以工業、國防和航空航天為代表行業的技術進步，提高綜合國力具有重要意義.[4] 
　　壓力機機身強度和剛度的大小對壓力機性能影響很大，理論計算時僅單獨校核機身每個零件的強度和剛度，并且往往只選取一些潛在危險的截面進行校核.[5]為彌補理論計算的不足，采用Abaqus有限元分析軟件對壓力機機身進行整體有限元靜力學分析，求解機身最大工作載荷時強度和剛度大小，得到壓力機機身整體應力分布，找出應力最大位置，為壓力機進一步設計和優化提供參考. 
　　1壓力機機身建模 
　　1.1壓力機機身三維實體建模 
　　采用Pro/ENGINEER 4.0建立機身的幾何模型，在建模過程中，考慮到下一步有限元分析的需要，忽略模型中的倒角以及小的螺紋孔等對整體力學分析影響較小的幾何細節，建立機身的幾何模型，見圖1.圖 1導入前機身的幾何模型 
　　1.2有限元模型建立 
　　機身的橫梁、立柱和底座材料為灰鑄鐵HT200，墊板為球墨鑄鐵QT5007.[6]機身材料屬性見表1.將HT200賦到橫梁、立柱和底座，QT5007賦到墊板，材料屬性設置完成. 
　　表 1機身材料的參數材料密度/（kg/m3）彈性模量/Pa泊松比HT2007.2×1030.9×10110.27QT50076.9×1031.2×10110.29 
　　對于各部件之間的接觸關系，如機身的橫梁與立柱、立柱與工作臺以及墊板與工作臺等通過螺栓或螺釘固定的，有5個接觸對.正常工作下，面與面不脫離，也不滑移，所以用綁定處理，5個接觸對均選擇為tie. 
　　Abaqus中處理接觸關系的算法有拉格朗日乘子法、罰函數法、增廣拉格朗日法和MPC多點約束算法等.其中，MPC多點約束算法通過約束方程在接觸面上保證協調，可以解決不協調網格之間的連接問題，因此，機身零件接觸關系采用MPC算法的tie類型.[7] 
　　機身是一個裝配體，橫梁與立柱、立柱與工作臺的作用通過面接觸關系傳遞，且橫梁、立柱和工作臺均屬于壁厚較大的箱體結構，劃分為10節點四面體單元C3D10網格，橫梁的芯軸孔是關鍵的受力部位，對孔的表面進行網格細化.[8] 
　　同一幾何體六面體劃分方法比四面體劃分方法網格單元少，節點數少一半.墊板具備規則的形狀，劃分為20節點的六面體單元C3D20網格. 
　　設定各零件的網格單元尺寸，劃分網格，建立有限元模型，網格劃分結果見表2，機身有限元模型見圖2.表 2網格劃分結果零件單元數/個節點數/個基本單元尺寸/mm橫梁160 615276 13060左右立柱17 69134 36380工作臺19 80735 29170墊板31 43651 34360注：橫梁芯軸孔處細化的單元尺寸為30 mm. 
　　圖 2機身有限元模型 
　　機身網格劃分質量的好壞對機身分析結果影響較大.對網格質量進行檢查，單元畸變度是用來檢查網格單元質量的度量，其大小在0～1之間.機身網格的單元平均畸變度為0.27，參照單元畸變度與單元質量的關系（見表3），可知此次單元劃分質量很好，有限元模型成功建立. 
　　表 3單元畸變度與網格質量關系單元畸變度單元質量0～0.25優秀0.25～0.50很好0.50～0.80好0.80～0.95可接受0.95～0.98差0.98～1.00不可接受 
　　1.3施加約束和載荷 
　　給機身工作臺與地基接觸的面施加約束，約束自由度為6個；給4個地腳螺栓孔施加約束，約束孔的法向自由度.壓力機滑塊到達下止點時達到承受最大載荷的狀態，給芯軸孔施加豎直向上的軸承載荷，大小為4 000 kN；給墊板上表面施加垂直向下的載荷，大小為4 000 kN；施加重力加速度大小為9 806.6 mm/s2. 
　　機身為組合件，通過拉緊螺栓的預緊力拉緊，因此要施加預緊力.Abaqus中高強度螺栓預緊力的施加主要通過直接加載法、螺栓載荷法和預應力場法等實現.[9]為簡化計算，采用等效力法，即在機身與拉緊螺栓4對接觸面施加4對預緊力，預緊因數為1.5，每對大小為 
　　F=1.5Fg=1.5×4 000 kN=6 000 kN 
　　機身的電機質量、傳動系統質量等載荷予以忽略.至此，所有載荷和約束施加完成. 
　　2機身有限元靜力學分析 
　　由圖3可知，應力主要集中在芯軸孔上部、橫梁靠近拉緊螺栓處、底座靠近拉緊螺栓處和工作臺墊板中心等.芯軸孔的上部最大應力達到28.547 MPa，受力形式為壓應力.橫梁拉緊螺栓處與螺母接觸面的最大壓應力超過20 MPa，橫梁中間截面最上端受到的拉應力與最下端受到的壓應力為5.194 9～7.789 6 MPa，均未超過橫梁的許用拉應力40 MPa與許用壓應力60 MPa.橫梁靠近拉緊螺栓處的應力為10.384～12.979 MPa，小于許用剪應力.立柱的后部出現最大壓應力約為10 MPa，小于許用壓應力60 MPa.工作臺靠近支座的地方出現的最大應力為剪應力，大小為15～18 MPa，小于許用剪應力30 MPa.機身的變形云圖見圖4，可知，機身最大變形發生在橫梁后部上端0.282 66 mm處.工作臺的撓度約為0.125 mm，墊板中心變形約為0.165 mm. 
　　圖 4機身的變形云圖 
　　由上述計算可知，墊板的撓度約為0.040 mm，立柱的最大變形量約為0.165 mm，橫梁的最大變形為0.282 66 mm，則橫梁的撓度為0.282 66-0.165=0.117 66 mm，本文取0.118 mm. 
　　3結論 
　�。�1）結構整體強度滿足許用條件，橫梁芯軸孔處出現最大壓應力，橫梁與工作臺靠近拉緊螺栓處會出現較大剪應力. 
　�。�2）壓力機機身整體剛度滿足許用條件，機身最大變形發生在橫梁后部上端. 
　�。�3）將Pro/ENGINEER與Abaqus結合使用，對壓力機機身進行三維實體建模和有限元建模，使工作量大為減少.對壓力機機身模型進行有效網格劃分和約束，使有限元分析取得良好效果.