高速精密壓力機(jī)預(yù)應(yīng)力機(jī)身有限元分析

盛 娟，何 敏

（1.江蘇省徐州鍛壓機(jī)床廠集團(tuán)有限公司，江蘇 徐州221008；2.徐州工程學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院，江蘇 徐州221111）

0 引言

高速精密壓力機(jī)能夠高效率、高精度地加工精密復(fù)雜零件，生產(chǎn)率為普通壓力機(jī)的6～10 倍。高速精密壓力機(jī)工作時(shí)承受較大載荷，其強(qiáng)度和剛度對于整機(jī)的安全和產(chǎn)品精度質(zhì)量有決定性意義[1]。保證機(jī)身的垂直剛度和水平剛度是實(shí)現(xiàn)壓力加工時(shí)直線度、水平度、垂直度的關(guān)鍵[1]，通常是對組合式機(jī)身施加預(yù)緊力來提高機(jī)身剛度。

本文對公稱力1250kN 的高速精密壓力機(jī)建立有限元模型，并對兩個(gè)工況進(jìn)行有限元分析計(jì)算，研究機(jī)身位移及接觸狀況，以保證壓力機(jī)在工作載荷下變形最小，保持穩(wěn)定的工作狀態(tài)。

1 高速精密壓力機(jī)分析

組合式機(jī)身由上下橫梁、左右立柱、工作臺及底座組成，如圖1 所示[2]。各部分之間由拉緊螺桿施加預(yù)緊力連接，其間不允許產(chǎn)生間隙和錯(cuò)移。模具在高速壓力機(jī)的驅(qū)動(dòng)下高速往復(fù)運(yùn)動(dòng)。

圖1 機(jī)身結(jié)構(gòu)簡圖

機(jī)身由上橫梁、左右立柱、下橫梁通過螺桿和拉緊螺母組合成一體，壓力機(jī)在工作時(shí)，上下橫梁與立柱之間不得產(chǎn)生間隙和錯(cuò)移。為此必須給拉緊螺桿施加預(yù)緊力，使機(jī)身受壓，產(chǎn)生一定的預(yù)壓縮量。根據(jù)預(yù)應(yīng)力閉式組合機(jī)身的結(jié)構(gòu)及受力特點(diǎn)，建立組合機(jī)身的預(yù)緊狀態(tài)模型和工作狀態(tài)模型。在預(yù)緊狀態(tài)，機(jī)身僅受預(yù)緊力作用，預(yù)緊力由液壓螺栓施加。

機(jī)身受力情況簡圖如圖2 所示。圖中2a 為壓力機(jī)預(yù)緊前情況，2b 為壓力機(jī)預(yù)緊后情況，2c 為壓力機(jī)工作時(shí)情況。

圖2 螺栓和立柱力學(xué)模型示意圖

圖中，Pl為每根拉緊螺栓所受力，kN；Pg為公稱壓力，kN；Pz為殘余預(yù)緊力，kN；Py為預(yù)緊力，kN。在工作狀態(tài)，機(jī)身不僅受預(yù)緊力作用，而且受工作載荷作用。

2 機(jī)身有限元模型

2.1 建?；炯僭O(shè)

機(jī)身的工作狀態(tài)復(fù)雜，其特性取決于多方面因素，須對真實(shí)模型進(jìn)行一系列簡化處理，提出如下假設(shè)：①機(jī)身材料認(rèn)為是各向同性，密度分布均勻，為完全彈性體；②假定位移和變形都是微小的。

2.2 有限元模型

高速精密壓力機(jī)的上橫梁為板料焊接件，內(nèi)部放置曲軸、軸承，同時(shí)連接滑塊、離合器、飛輪、電機(jī)等部件，結(jié)構(gòu)復(fù)雜。為合理分配計(jì)算能力，按照等效截面方法對機(jī)身進(jìn)行簡化，簡化條件是簡化前后截面積和慣性矩分別相等。有限元幾何模型如圖3 所示。

圖3 有限元幾何模型

高速精密壓力機(jī)機(jī)身出于減震和結(jié)構(gòu)的需要，各零件的材料不一樣，底座、左右立柱、工作臺板采用減振性能較好的HT200； 上橫梁為便于焊接采用Q235A；螺桿、鎖緊螺母材料為45 鋼。另外在定義接觸面上有摩擦存在，因此，本文定義了三種材料屬性：①HT200（下橫梁，左右底座，左右立柱）：彈性模量E=130e+6kg·s-2·mm-1； 泊松比μ=0.3； 密度ρ=7.33e-6 kg·mm-3。②Q235A（上橫梁）和45 鋼（螺桿）：彈性模量E=206e+6kg·s-2·mm-1； 泊松比μ=0.3； 密度ρ=7.85e-6kg·mm-3。③接觸部分：摩擦系數(shù)μ=0.3。

對于質(zhì)量單元MASS21 的質(zhì)量分配及實(shí)常數(shù)定義為：①電機(jī)：質(zhì)量M=700kg；轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)慣量I=1.86e+6kg·mm2。②飛輪：質(zhì)量M=940kg；轉(zhuǎn)動(dòng)慣量I=1.59e+8kg·mm2。③綜合質(zhì)量：質(zhì)量M=900kg。

2.3 預(yù)緊力

工作時(shí)上橫梁受到向上的沖擊力，由于螺桿的截面積小且材料的彈性模量大，螺桿的變形及位移成為影響機(jī)身垂直剛度的主要因素。對機(jī)身垂直剛度產(chǎn)生影響的主要是立柱和拉緊螺桿兩個(gè)部分，因此只需研究螺桿與立柱的關(guān)系即可了解機(jī)身垂直剛度的關(guān)系。在彈性范圍內(nèi)，螺栓和立柱的受力和變形呈線性變化，為找到合適的預(yù)緊力Py，使機(jī)身在受到最大工作沖擊載荷ZPg時(shí)（Z為預(yù)緊系數(shù)），上橫梁、立柱和下橫梁之間不產(chǎn)生間隙，即當(dāng)螺桿受力為ZPg時(shí)，立柱的變形量為0，將以上兩種關(guān)系聯(lián)系起來，得到預(yù)緊后和工作時(shí)螺桿和立柱力-變形圖[3]。圖4 中左側(cè)黑點(diǎn)線表示螺桿載荷-位移趨勢，右側(cè)紅點(diǎn)線表示立柱載荷-位移趨勢，兩線的交點(diǎn)處即為Py值。根據(jù)力-變形圖的計(jì)算方法，對該高速壓力機(jī)Py取2000kN 較為合適，在本文后面的分析中預(yù)緊力均為2000kN。

圖4 螺桿和立柱載荷-位移圖

為能確切反映組合機(jī)身的結(jié)構(gòu)與受力特點(diǎn)，建立較為符合實(shí)際的力學(xué)模型，本文采用面接觸單元Conta174 和Targe170 將組合機(jī)身內(nèi)存在接觸非線性的面均定義為接觸對。在螺桿中部定義預(yù)緊力單元Prets179，對預(yù)緊力單元施加預(yù)緊力進(jìn)行預(yù)緊力的模擬，考察受力及接觸面的接觸情況，單元位置如圖5 所示。

圖5 預(yù)緊力施加情況

2.4 兩種工況模型

取定合適預(yù)緊力后對壓力機(jī)組合機(jī)身進(jìn)行靜態(tài)有限元計(jì)算，分析機(jī)身在工作時(shí)的應(yīng)力應(yīng)變分布情況，兩種工況模型分別為：①模型一：機(jī)身模型受預(yù)緊力載荷；②模型二：機(jī)身模型受預(yù)緊力＋公稱壓力載荷。

3 結(jié)果與討論

3.1 模型一靜態(tài)分析

3.1.1 應(yīng)力場分析

模型一受載僅為預(yù)緊力，等效應(yīng)力結(jié)果如圖6、7 所示。為方便分析內(nèi)部受力情況，取1/4 模型結(jié)果。從圖6 可以看出應(yīng)力集中區(qū)主要在上橫梁頂部與螺桿接觸處、上橫梁直角處以及立柱部分。

折算應(yīng)力的最大值出現(xiàn)在上橫梁螺桿孔頂部，拉緊螺母通過對上、下橫梁的擠壓來實(shí)現(xiàn)對機(jī)身的預(yù)緊作用，為了布置曲軸和動(dòng)平衡裝置，上橫梁做成中空式，且上橫梁材質(zhì)的彈性模量值比下橫梁大，因此上橫梁螺桿孔頂部的應(yīng)力值出現(xiàn)最大值。其次，由于需在上橫梁上布置其他部件，不可避免地出現(xiàn)直角過渡，在較大的預(yù)緊力作用下，緊挨螺桿處的直角過渡區(qū)出現(xiàn)最大等效應(yīng)力點(diǎn)，兩處等效應(yīng)力大值點(diǎn)均在上橫梁，Q235 的屈服應(yīng)力為235MPa，當(dāng)上橫梁受壓時(shí)，折算應(yīng)力值遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于屈服極限，上橫梁處于彈性變形范圍，上橫梁是安全的。

預(yù)緊過程中，螺桿始終受拉，在螺桿下端與螺母接觸處出現(xiàn)最大拉應(yīng)力點(diǎn)，其值小于45 鋼的抗拉極限，在預(yù)緊過程中螺桿是安全的，等效應(yīng)力云圖見圖7。

圖6 模型一機(jī)身等效應(yīng)力云圖

圖7 模型一螺桿等效應(yīng)力云圖

3.1.2 變形場分析

安裝組合機(jī)身時(shí)，施加預(yù)緊力會(huì)使機(jī)身結(jié)構(gòu)產(chǎn)生一定的預(yù)變形，主要是Y方向的垂直位移，其余兩個(gè)方向的位移相當(dāng)小，可忽略不計(jì)，所以本文主要考慮模型Y方向上位移對精度的影響。根據(jù)模擬結(jié)果，模型一Y方向最大位移為0.77mm。機(jī)身各部件Y方向的位移中，上橫梁的位移為0.207mm，占90%；立柱的位移為0.0185mm，占10%；下橫梁的位移為0，這主要是由于下橫梁由地腳螺釘固定的作用及底座的支承作用。在變形上，上橫梁的變形量為0.123mm，占整個(gè)機(jī)身變形的35%；立柱的變形量為0.1765mm，占51%；下橫梁的變形量為0.0445mm，占13%。由以上結(jié)果可以看出，由于立柱呈中空結(jié)構(gòu)，上下端面都處于受力狀態(tài)，所以變形最大；而上橫梁的位移量最大，這是由于下橫梁、立柱變形所產(chǎn)生的位移都積累為上橫梁的位移。

3.1.3 各部分接觸狀況

為了解各部件在預(yù)緊力的作用下是否接觸緊密，觀察Y 方向位移，模型一的Y 方向位移如圖8所示。各部分接觸緊密，未出現(xiàn)間隙和錯(cuò)移的情況。

圖8 模型一Y 方向位移

3.2 模型二靜態(tài)分析

3.2.1 應(yīng)力場分析

模型二受載為預(yù)緊力+工作載荷，此處工作載荷為1250kN，等效應(yīng)力分析結(jié)果如圖9、10 所示。

從圖9、10 比較可以看出高應(yīng)力區(qū)仍然集中在上橫梁頂部與螺桿接觸處、上橫梁直角處，但立柱部分的應(yīng)力集中區(qū)基本消失，只在直角區(qū)有較小應(yīng)力。

由圖4 螺桿和立柱受力-變形關(guān)系可知，工作時(shí)拉緊螺桿受到的拉力更大，因此對上橫梁的擠壓力更大，上橫梁頂板搭邊處出現(xiàn)危險(xiǎn)點(diǎn)，折算應(yīng)力的最大值為205MPa（危險(xiǎn)點(diǎn)），已接近Q235 塑性變形極限值，在該工作載荷1250kN 下安全，但結(jié)構(gòu)應(yīng)有所改進(jìn)使應(yīng)力余量更大，以避免塑性變形。其次，拉緊螺桿在工作時(shí)拉緊力急劇變化，特別是螺桿與螺母旋合部位，截面有變化，出現(xiàn)危險(xiǎn)點(diǎn)，其折算應(yīng)力的值為395MPa，小于45 鋼的抗拉極限，在工作過程中螺桿是安全的。

3.2.2 各部分接觸狀況

為了解各部件在預(yù)緊力作用下是否接觸緊密，觀察Y方向位移，模型二的Y方向位移如圖11 所示。各部分接觸緊密，未出現(xiàn)間隙和錯(cuò)移的情況。

圖9 模型二等效應(yīng)力云圖

圖10 模型二螺桿等效應(yīng)力云圖

4 結(jié)論

本文對公稱力為1250kN 的高速精密壓力機(jī)建立有限元分析模型，根據(jù)螺桿-立柱載荷-位移圖選擇了預(yù)緊力，利用接觸單元，預(yù)緊力單元模擬計(jì)算機(jī)身受2000kN 預(yù)緊力、2000kN 預(yù)緊力＋1250kN 工作載荷兩種工況下的應(yīng)力、位移、接觸狀況分析，模型一是準(zhǔn)備狀態(tài)，模型二是工作狀態(tài)，是對實(shí)際生產(chǎn)有意義的工況。

圖11 模型二Y 方向位移

（1）模型一的最大等效應(yīng)力為110MPa，位于螺桿下端與螺母旋合處，機(jī)身是安全的，各部分的接觸狀態(tài)良好。模型二的最大等效應(yīng)力為395MPa，位于螺桿下端與螺母旋合處，機(jī)身是安全的，各部分的接觸狀態(tài)良好。

（2）與模型一相比最大折算應(yīng)力值增加了2 倍多，增幅較大，應(yīng)力集中區(qū)域也出現(xiàn)了變化。模型一的應(yīng)力集中在上橫梁、立柱處，這是由于預(yù)緊力作用在機(jī)身，上橫梁和立柱屬于中空結(jié)構(gòu)容易產(chǎn)生變形。當(dāng)在預(yù)緊力機(jī)身上施加工作載荷后，工作載荷的方向與機(jī)身所受壓應(yīng)力的方向相反，預(yù)緊螺栓被進(jìn)一步拉長，原來上橫梁和立柱接觸處的應(yīng)力得到釋放，而上橫梁仍然受到工作載荷的作用，因此模型二的應(yīng)力集中到了上橫梁處。模型二在受到工作載荷時(shí)各部件仍能保持良好的接觸狀態(tài)。

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