机械毕业设计（论文）-J75G-200闭式高速压力机结构有限元分析及改进设计【全套设计】 .doc

扬州大学广陵学院本科生毕业设计 毕业设计题目j75g-200闭式高速压力机结构有限元分析及改进设计 学 生 姓 名 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 机械81001 指 导 教 师 完 成 日 期 2014年 6 月 2 日 中文摘要有限元分析和结构优化等cae技术的应用，对于缩短产品开发周期，提高产品质量，降低制造成本，增强企业竞争力具有重要意义。本论文以压力机机身为研究对象，利用有限元分析软件ansys作为分析工具，进行有结构静态分析、结构优化设计以及模态分析。 首先，采用四面体实体单元建立机身的三维有限元模型，对压力机机身结构和受力特点进行分析，确定其载荷分布和约束，分析计算有限元模型，得到机身的应力与应变分布规律。校核机身部件的强度和刚度，并且根据分析的结果进行结构优化设计,通过较传统的人工优化找出了比较合理的结构，用加厚材料来矫正变形量过大的问题，用去除受力或变形小区域的材料来减轻质量等。其次，运用ansys workbench进行模态分析，分析其固有频率以及对应的振型。了解该压力机的模态特征和动态特征，为结构的动态设计和改进提供了理论依据和基础。最后，对论文的研究内容进行了总结和展望。关键词：压力机，有限元分析，优化设计，模态分析 全套完整版，加153893706abstractthe application of finite element analysis and structure optimization of cae technology, to shorten the product development cycle, improve product quality, reduce manufacturing cost, is of great significance to enhance the competitiveness of enterprises. the press frame as the research object, using finite element analysis software ansys as the analysis tool, a structural static analysis and modal analysis, structure optimization design.first of all，to establish a three-dimensional finite element model of the frame using tetrahedron solid element, the press frame structure and force characteristics of the analysis, to determine the load distribution and constraints, calculation and analysis of finite element model, to get the stress and strain distribution. check the strength and stiffness of body parts, and the structure optimization design based on the analysis of the results, a reasonable structure has been found by artificial optimization than traditional, with thicker materials to correct excessive deformation problem, remove stress or deformation small region of the material to reduce quality etc.secondly, the use of ansys workbench analysis of modal analysis, the natural frequency and the corresponding vibration mode. understand the modal characteristics of the press and the dynamic characteristic, has provided the theory basis and the foundation for dynamic design and structure improvement.finally, the research contents of the thesis are summarized and prospects.keywords: press, finite element analysis, optimization design, modal analysis 目录中文摘要iabstractii第一章 绪论11.1 国内外压力机发展状况11.1.1国外压力机发展状况11.1.2国内压力机发展状况11.2 有限元分析方法21.2.1 有限元理论21.2.2 有限元分析软件的简介31.2.3 机身结构设计中的有限元运用41.3 课题来源及选题的目的和意义41.3.1 课题来源41.3.2 选题的目的和意义41.3.3 课题研究的内容和解决的问题5第二章 压力机机身的静态分析72.1 机身简介72.2.1 单元类型的选择82.2.2 网络的划分92.2.3 边界条件的施加102.2.4 材料特性112.3 计算结果分析112.3.1 应力和变形要求112.3.2 应力和变形图形显示122.3.3 应力分析152.3.4 变形分析152.4 本章小结15第三章 机身结构的改进163.1 优化分析163.2 优化方案一163.3 优化方案二183.4 优化方案三203.5 优化方案四223.6 选择最佳方案243.7 本章小结25第四章 机身的模态分析264.1 模态分析概述264.1.1 模态分析理论基础264.1.2 模态分析原理264.2 对机身进行模态分析274.2.1 自由模态分析274.2.2 自由模态描述314.2.3 约束模态分析314.2.4 约束模态描述354.3 本章小结36第五章 结论和展望375.1 结论375.2 展望37致谢39参考文献40v陈建平 j75g-200闭式高速压力机结构有限元分析及改进设计第一章 绪论1.1 国内外压力机发展状况机械行业是国民产业中极其重要的基础行业1。随着我国国民经济的快速发展，各行各业对压力机需求也越来越多，国内国际市场竞争非常激烈。随着现代科学技术的快速发展，机械行业正从以机器为特征的传统技术时代向着高速化、高精化和柔性化的信息时代发展，即利用当代高科技信息来装备传统的机械行业2。我们运用有限元分析技术对高速压力机进行结构分析并给出优化方案。来提高压力机产品的性能，质量和寿命，降低产品成本提供科学计算分析的依据，增强其产品在市场的竞争力。1.1.1国外压力机发展状况高速压力机的发展将近有100年的历史。1900 年德国的舒勒(schuler)压力机公司发明生产出世界第一台自动化压力机3。美国亨利特公司在 1910 年首创四柱底传动结构的高速压力机，当时称为 dieing machine4。在 1955 年以前该机为高速压力机的代表机型。以后随着电机和电器工业的发展，各国纷纷研制高速压力机。1953 年德国舒勒公司生产出 1250kn 闭式双点压力机，行程 20mm，行程次数达到 150rpm5。后来美国明斯特（minster）公司推出的 pulsar 系列超高速压力机以及日本会田公司引进瑞士布鲁德勒公司技术生产aida-bruderer系列 bsta 型高速压力机和 pdal 系列高速压力机也均采用了上传动方式，不但提高了动态精度，也在一定程度上减少了噪声6-7。随着科学的发展，技术的革新，压力机的品种越来越多，质量越来越好，压力越来越大，精度也越来越高。目前世界上能够生产出一流压力机的主要国家都是传统的制造强国，其中以日本、美国和德国为主。现在和日本、德国并称为世界三大高速压力机生产基地58。世界上已经能够设计生产出最大压下能力为60000kn 的单动压力机、最大压下能力为 32000kn 的双刀压力机以及最大压下能力为85000kn 的多工位压力机9。1.1.2国内压力机发展状况国内高速压力机是上世纪 80 年代开始从国外引进技术而发展起来的。目前，生产高速压力机的主要厂家有上海第二锻压机床厂、厦门锻压机床有限公司、诸城锻压机床股份有限公司、宁波机床厂和江苏扬力集团等。我国第一台高速压力机是在 1982 年由济南铸锻机械研究所和北京低压电器厂共同研制的。该压力机公称力为 600kn，最高的速度可达到 400 次/min。随后又成功研制了公称力 300kn，最高速度 600 次/min 的高速精密压力机。跨入 21 世纪后，国内企业中徐州锻压机床厂的高速冲床生产开始形成规模，先后研制成功了 jf75g 系列闭式高速压力机和 v h45 开式高速精密冲床，其冲压速度分别达到 600 次/min 和 1200 次/min10。目前，由于国内材料技术和机械加工技术与国外先进技术存在差距，国内高速压力机的发展也受到了相应的制约。其中差距主要表现在高速压力机的可靠性和加工精度上，在高精度的加工领域内缺乏竞争力；国内的自动控制与补偿技术还未较好的应用于高速压力机中，使国内产品精度相对先进技术较低；由于国内高速压力机产品主要通过引进技术生产和自我研发较少，故而国内压力机品种和规格较为单一11-13。1.2 有限元分析方法1.2.1有限元理论有限元的的核心思想是结构的离散化，就是将实际结构假象的离散为有限数目的规则单元组合体。实际结构的物理性能可以通过对离散体进行分析，得出满足工程进度的近似结果来替代对实际结构的分析，这样可以解决很多实际工程需要解决而理论分析又无法解决的复杂问题。有限元的创立与科学的发展和工业界需求相关。1953 年，ray w.clough 在波音公司分析三角形机翼振动时，将机翼分成很多片小三角形板，计算的机翼结构挠度与小比例模型试验数据吻合是有限元的雏形。1955 年，john h. argyris 提出矩形单元。1956 年，第一篇有限元文章发表，正式拉开了有限元发展的历史14。自从 1965 年“有限元”这个名词第一次出现，到今天有限元方法在工程上得到广泛应用，已经经历了四十年的发展历史，理论和算法都已经日趋完善。近年来随着计算机技术的普及和计算速度的不断提高，有限元分析在工程设计和分析中得到了越来越广泛的重视，已经成为解决复杂的工程分析计算问题的有效途径，现在从汽车到航天飞机几乎所有的设计制造都已离不开有限元分析计算，其在机械制造、材料加工、航空航天、汽车、土木建筑、电子电器、国防军工、船舶、铁道、石化、能源、科学研究等各个领域的广泛使用已使设计水平发生了质的飞跃。主要表现如下几方面：增加产品和工程的可靠性；在产品的设计阶段发现潜在的问题；经过分析计算，采用优化设计方案，降低原材料成本；缩短产品投向市场的时间；模拟试验方案，减少试验次数，从而减少试验经费15-17。1.2.2 有限元分析软件的简介 ansys是目前国际上著名的有限元软件之一，该软件是集结构、热、流体、电磁场、声场和藕合场分析于一体。ansys广泛应用于机械、航空航天、能源、交通运输、土木建筑、水利、电子、地矿、生物医学、教学研究等众多领域。 ansys作为一个功能强大、应用广泛的有限元分析软件，其技术特点主要表现在以下几个方面: 1）数据统一。ansys使用统一的数据库来存储模型数据及求解结果，实现前后处理、分析求解及多场分析的数据统一。 2）强大的建模能力。ansys具备三维建模能力，仅靠ansya的gui(图形界面)就可建立各种复杂的几何模型。 3）强大的求解功能。ansys提供了数种求解器，用户可根据分析要求选择合适的求解器。 4）强大的非线性功能。ansys可以进行几何非线性、材料非线性及状态非线性分析。 5）智能网格划分。ansys可根据模型的特点自动生成有限元网格。 6）良好的优化功能。利用ansys的优化设计功能，用户可以确定最优设计方案：利用ansys的拓扑优化功能，用户可以对模型进行外型优化，寻求物体对材料的最佳利用。 7）可实现多场藕合功能。ansys可以研究各物理场间的相互影响。 8）提供与其他程序接口。ansys提供了与多数cad软件及有限元分析软件的接口程序,可实现数据共享和交换。 9）良好的用户开发环境。ansys开放式的结构使用户可以利用apdl、uidl和upfs对其进行二次开发。 结构分析是ansys功能之一，其中包括：静力分析(用于分析结构的静态行为，可以考虑结构的线性及非线性特性)；模态分析(计算线性结构的自振频率及振型)；谱分析(是模态分析的扩展,用于计算由于随机振动引起的结构应力和应变)；协响应分析(确定线性结构对随时间按正弦曲线变化的载荷的响应)；瞬态动力学分析(确定结构对随时间任意变化的载荷的响应，可以考虑与静力分析相同的结构非线性特性)；特征屈曲分析(用于计算线性屈曲荷载，并确定屈曲模态形状)；专项分析(断裂分析，复合材料分析，疲劳分析)等。1.2.3 机身结构设计中的有限元运用优化设计越来越多地应用于产品设计中。通过优化设计，能够使零部件的的力学性能得到改善，并获得理想的结构布局和尺寸大小。结构优化是指在预定目标和一组给定几何和行为约束的范围内，寻求满足条件的最优解。机械结构应用优化设计方法一般可节省材料7%40%，因此优化设计技术越来越受到人们的重视。机身是机床中结构和受力比较复杂的部件，机身有限元分析的目的在于提高其承受能力和抗变形能力、减轻其自身重量并节省材料。另外，就整个机构而言，当机身重量减轻后，整个机床重量也随之降低，从而改善整个机床的动力性和经济性等性能。安全、节能和环保是机床面临的三大热点问题，如何提高整个机床的加工精度是机床稳定性中需要解决的问题之一。利用有限元法进行机床加工过程的模拟计算，涉及到大变形等非线性问题，不同于一般的有限元分析。由于模拟计算可以节省昂贵的实体实验经费，且在设计阶段模拟分析是唯一的分析手段，国内、外机床公司普遍采用这一方法。1.3 课题来源及选题的目的和意义1.3.1 课题来源本课题来源于江苏扬力集团有限公司。j75g-200闭式高速压力机是该公司根据市场需求而开发研制的产品。运用有限元分析技术对j75g-200闭式高速压力机进行结构分析并给出优化方案。通过本课题的研究，为提高压力机产品的性能，质量和寿命，降低产品成本提供科学计算分析的依据，增强其产品在市场的竞争力。1.3.2 选题的目的和意义近年来，由于我国国民经济的飞速发展，各行各业对压力机特别是新型压力机的需求越来越多，国内国际市场竞争非常激烈。世界许多压力机生产厂家都把精力集中在开发高速度、高精度的压力机上。我国目前对压力机机身的设计长期以来还沿用经验、类比的传统设计方法，设计出的床身不仅性能差,结构笨重，速度、精度提不高，而且设计周期长，制造成本高，更新换代慢，这些问题使得国产压力机在高档次压力机领域内无法与国外压力机相抗衡。随着电子技术、计算机技术与机床分析技术的结合，要求我们引入现代设计理念与手段，利用有限元法进行静态、动态特征的计算，对新型压力机机身作全面的分析优化。同时，对压力机的优化方法进行探索，实现真正意义上的设计。1.3.3 课题研究的内容和解决的问题1）主要内容要求运用有限元分析软件ansys对j75g-200闭式高速压力机进行有结构静态分析、模态分析以及结构优化设计。利用静态有限元分析，校核液压机机身部件的强度和刚度，并且根据分析的结果进行结构优化设计以达到降低生产成本，提高经济效益。模态分析可以求出机身振动的固有频率以及相应的振型，分析各种振型对压力机工作状态的影响。这对于了解液压机现有结构的力学特性以及进而改善其结构有重要的意义，为压力机的设计提供了理论和现实依据。2）技术要求（1） 要求校核j75g-200型压力机在承载条件下的刚度和强度。（2） 要求在保证液压机强度和刚度的条件下对液压机主要部件进行优化设计。（3） 分析液压机的模态，并对液压机的工作状况进行评估。3）方案定制（1） 先熟悉和了解solidwords软件和ansys软件；（2） 在solidwords里画出j75g-200闭式高速压力机的三维模型；（3） 将高速压力机的模型导入ansys软件；（4） 添加材料特性：机底是qt600-3，密度=7120kg/m3；横梁ht300，密度=7300kg/m3；（5） 对单元进行网络划分，遵循“均匀应力区粗划，应力梯度大的区域细划”原则；（6） 对模型选择自由端和固定端，并添加约束条件；（7） 对压力机进行加载：设备在工作时承受两个相反方向的载荷，机身所受载荷简化为对机身的两个方向的均布载荷；（8） 对压力机进行应力场分析；（9） 分析压力机在加载情况下机身变形情况以及应力和应变分布规律；（10） 对机身结构进行结构静态分析优化，评价载荷对压力机工作性能的影响，从而选择合适的机身尺寸和材料厚度，尽量减轻机身的重量；（11） 通过分析结果，改善应力状况和改变相关尺寸变量，以减轻总体质量，然后进行有限元分析，检验刚度和强度，依次重复以上步骤，直至取得最佳方案。（12） 对压力机进行模态分析，得到机身结构的固有频率以及相应的振型等动态参数，分析其对工作的状况的影响；第二章 压力机机身的静态分析2.1 机身简介机身是压力机的一个基本支撑部件，工作时承受全部工作变形力。因此，机身的合理设计对减轻压力机重量，提高压力机刚度,以及减少制造工时，都有直接的影响。机身分为两大类：即开式机身和闭式机身。j75g-200是闭式高速压力机双电高速精密压力机。机身结构如下图所示。j75g-200闭式的主要技术规格如下：型 号： j75g-200公 称 压 力： 2000kn滑块行程： 30mm标准行程次数： 150450/min底座工作台横梁图2.1 机身几何结构图2.2 有限元模型的建立在进行有限元分析之前，首先需要将分析对象的结构模型转换为便于分析的结构分析模型或力学模型。为保证全面地反映机身的应力应变情况，同时使有限元模型得到简化，确定了下面四条建模原则：1） 对于明显不会影响机身的整体强度、刚度的部位,如螺钉孔、销孔、圆角等予以简化； 2）认为焊接质量可靠，且不考虑焊接对各板传力的影响；3）将导轨看成自由界面，滑块与导轨之间无力的传递；4）地脚螺栓刚度无限大，不考虑地基及机身以外部件弹性变形；图2.2 压力机实体模型底座材料qt600-3，密度，弹性模量为1.69e+11n/m2，泊松比为0.286；横梁材料ht300，密度，弹性模量为1.43e+11n/m2，泊松比为0.27。2.2.1 单元类型的选择在以往压力机机身的分析中，由于受计算机硬件水平的限制，多选用有限元中的梁、板壳单元来描述机身的结构。由于机身各部分具有不同的板厚，因此即使选择同一单元类型时，也必须设置不同的实常数来定义板厚、梁单元的截面尺寸、转动惯量等参数，若设置参数较少，必然会对结构作较大简化；若参数设置较多，又给单元的划分增加了计算量和复杂程度。同时，由于板单元和梁单元的节点自由度数不同，因此必须考虑不同类型单元之间连接时位移的连续性问题，这就需要人工调整。若人工干预太大，容易引起单元畸变。因此，用板、梁等单元建立的有限元模型，必将带来一定的计算误差，特别是对一些重要的局部区域，其分析时误差较大。因此用三维实体单元来描述机身结构，更能反映机身的实际情况。在ansys软件里，三维实体单元有六面体单元和四面体单元两种。由于六面体单元在划分时要求结构规则，而对于机身这类较复杂的结构，对其进行六面体单元的自动划分十分困难。采用四面体单元分析三维结构，单元划分比较灵活，可以逼近较复杂的几何形状。因此，本文计算时，采用单元sohd45，该单元为四面体8节点三维实体线性单元，每节点有三个移动自由度，同时指定单元边长，这样可以得到比较均匀的单元，从而节省计算时间。2.2.2 网络的划分利用ansys workbench的智能尺寸网格划分功能，网格划分器meshing tool对将要划分网格的体上的所有线估算单元边长大小，对几何体上的弯曲近似区域的线进行细化，自动生成合理形状的单元和单元尺寸分布。通过基本控制和高级控制可以设置网格划分的智能尺寸，本人将网格尺寸选择为60mm，精度为100，畸变度选择0.3。网格划分后共产生65451个单元，118025个单元节点。精度越高，网格的质量也越好。当然，复杂几何区域的网格单元会变扭曲。劣质的单元会导致劣质的结果，或者在某些情况无结果!有很多方法来检查单元网格质量(mesh metrics*)。例如，一个重要的度量是单元畸变度（ skewness ）。畸变度是单元相对其理想形状的相对扭曲的度量，是一个值在0 (极好的) 到1 (无法接受之间的比例因子。划分网格后的机身如图2-3所示。图2.3 机身网络划分2.2.3 边界条件的施加1）载荷的施加本设备的公称压力是2000kn，但由于实际应用中载荷并不是由零缓慢增加，在冲压工件时具有一定的加速度，机身实际上受到的是动荷作用，故应在静载荷上乘以一个动荷系数1.20，即2400kn。分析其应力和变形时，取其公称压力为机身的外载荷。机身在工作时承受两个方向的载荷，一个是作用在曲轴支撑孔上，方向向上；另一个是作用在工作台上，方向向下。两者大小相等，方向相反。工作台上的载荷是均布载荷的形式作用于机身上，二轴承孔上的载荷是通过加载到半轴上的载荷通过接触的设置，间接传递到轴承孔上，这样能够真实地反应轴承孔的受力。2）工作台及曲轴支撑孔上载荷的处理 工作台上的压力，工作台面积是。由公式，得工作台所受压力为。右侧曲轴支撑孔受到向上的力，。利用余弦公式计算支撑孔的不均匀受力，。中间两个曲轴支撑孔受到向上的力，。左侧曲轴支撑孔受到向上的力，。在workbench进行有限元分析时，将载荷按照计算结果施加在曲轴支撑孔，看机身的受力和变形情况。3）边界约束条件 j75g-200是闭式高速压力机机座的边界约束条件是通过地脚螺钉与地面相连的全约束，即可近似模拟其实际位移状态。外力载荷及边界约束如图2.4所示。图2.4 外力载荷及边界约束2.2.4 材料特性机身为qt600-3和ht300钢的板材焊接结构，在工作时其变形是弹性变形。材料特性常数包括：弹性模量、泊松比、密度，根据机械设计手册，qt600-3钢的弹性模量e为169gpa，泊松比为0.286，qt600-3钢的密度取= 7120kg/m3。ht300钢的弹性模量e为143gpa，泊松比为0.27，qt600-3钢的密度取= 7300kg/m3。2.3 计算结果分析2.3.1 应力和变形要求（1） 变形要求：；。（2） 要求:材料为球墨铸铁和灰铸铁，结构的破坏形式一般为塑性屈服。因而在强度分析中采用第三强度理论或第四强度理论。第三强度理论未考虑主应力影响，可以较好的表现塑性材料屈服现象，适用于拉伸屈服极限和压缩屈服极限相同的材料。第四强度理论考虑了注意力的影响，而且和实验较符合，与第三强度理论比较更接近实际情况。因而在强度评价中通常采用第四强度理论导出的等效应力（又称von mises 等效应力）来评价。 第四强度的含义就是：在任何应力状态下，材料部发生破坏的条件是： 许用应力， 而=其中：，第一，第二，第三主应力由前可知，机身材料为qt600-3，=370mpa考虑到疲劳修正系数和疲劳修正系数安全系数，故安全系数取1.47，底座=/安全系数=370/1.47=252mpa，横梁=/安全系数=300/1.47=204mpa.而我们所要的应力要求是：2.3.2 应力和变形图形显示1）von mises应力等值线图（单位：mpa，以下相同）图2.5 应力等值线图2）x方向变形图（单位：mm，以下相同）图2.6 x方向变形图3）y方向变形图图2.7 y方向变形图4）z方向变形图图2.8 z方向变形图5）总变形图图2.9 总变形图2.3.3 应力分析由von mises应力等值线图可以看到，最大应力为43.012mpa，最小应力很小，这么小的应力可以忽略不计。按第四强度理论。其中这是前面已经计算过了的，应力满足条件。2.3.4 变形分析由变形图可以看到最大变形量是0.21457mm，x方向的最大变形量是0.080341mm，y方向的最大变形量是0.21448mm，z方向的最大变形量是0.032461mm。最小变形量是0mm。变形要求：；。都是满足要求的。2.4 本章小结本章主要内容是详细介绍在设计过程中的三维实体模型的建立，确定有限元分析中的单元选择，网格划分方法，载荷的施加，约束的施加以及用分析软件对模型进行分析并得出结论。本章介绍了模型建立过程中的注意点以及简化模型建立的原则，让读者能了解三维实体建模的整个过程。在有限元分析得出分析图之后，通过xyz三个方向的变形以及应力图，来判断所建模型是否满足强度和刚度的要求，如果不满足则需要改进机构，假如满足要求了，还要从节省材料成本的角度上看，在不影响压力机功能的前提下是否可以去除一些不必要的部分。有限元分析是都是不考虑圆角和倒角的，所以还要将应力集中问题考虑在内。 第三章 机身结构的改进3.1 优化分析一般来说，正规的设计方法，往往取决于各种因素的作用，提出一种初始方案，然后对其进行数值分析，使其满足强度、刚度、稳定性及可靠性和寿命等要求的预期目标，然后反复修改方案，使其具有较好的使用性能，并力求节省材料和能源，经济而具有竞争力。机身的优化原则是：通过改变机身板的厚度，应用ansys计算出机身最大应力，并满足应力和变形要求：应力：204mpa。变形：x0.25mm y0.25mm z0.25mm。3.2 优化方案一由于压力机机身的强度和刚度都达到了要求，现在就是考虑如何减轻质量，在机身强度和刚度依然满足要求的前提下，最大程度地减少材料。所以此优化方案是减小轴承孔面的厚度。两边的轴承孔面由125mm减到了100mm，中间两个面由150mm减到了100mm。1）von mises 应力等值线图图3.1 应力等值线图2）x方向变形图 图3.2 x方向变形图3）y方向变形图图3.3 y方向变形图4）z方向变形图图3.4 z方向变形图5）总变形图图3.5 总变形图优化方案一中通过板厚的调整，减少了很多材料。x方向和z方向变化非常小，y方向变形略微增大，最大应力43.626mpa满足要求，总变形为0.2338mm满足要求。3.3 优化方案二在优化方案一的基础上，减少底座工作台的面积和并且对底座部分挖空。1）von mises 应力等值线图图3.6 应力等值线图2）x方向变形图图3.7 x方向变形图3）y方向变形图图3.8 y方向变形图4）z方向变形图图3.9 z方向变形图5）总变形图图3.10 总变形图优化方案二对底座的工作太和局部挖空，但是xyz方向变形不大，最大应力也变化不大。最大应力为44.537mpa，满足要求。总变形为0.23556mm，满足要求。并且省了很多材料。3.4 优化方案三在优化方案二的基础上，减少轴承孔板面的面积，切除250mm的厚度的板面。1）von mises 应力等值线图图3.11 应力等值线图2）x方向变形图图3.12 x方向变形图3）y方向变形图图3.13 y方向变形图4）z方向变形图图3.14 z方向变形图5）总变形图图3.15 总变形图经过优化方案三的步骤后，最大应力达到44.341mpa，应力满足要求。xyz三个方向变形都变大，总变形达到0.25648mm，变形不满足要求。3.5 优化方案四 要减少方案三的变形，将曲轴支撑孔加厚并且在上部分设立加强筋。1) von mises 应力等值线图图3.16 应力等值线图2) x方向变形图图3.17 x方向变形图3) y方向变形图图3.18 y方向变形图4）z方向变形图图3.19 z方向变形图5）总变形图图3.20 总变形图优化方案四，使最大应力变45.294mpa，小于许用应力，三个方向的变形小于许用变形，总变形变为0.24860mm，满足要求。可以看出机身刚度变大，同时减小了质量，优化方案四不错。3.6 选择最佳方案将四个优化方案的最大应力，最大变形以及质量的减少量进行对比，选择最优化方案。如表3.1所示。表3.1 优化方案数据方案最大应力(mpa）最大变形(mm)质量减小量(kg)优化方案一43.60.23881732.5优化方案二44.50.23561732.5+925.6优化方案三44.30.25651732.5+925.6+788.4优化方案四45.30.24871732.5+925.6+788.4-176.2 经过比较得知，方案三节省的材料最多，但是变形较其它的方案要大，最大变形超过许用变形，所以这个方案是在机身强度刚度下降的前提下进行的。优化方案四的材料节省量比较多，并且计算出来的最大应力和最大变形都小于许用应力和许用变形，很安全。方案一和方案二的最大变形都比较小，偏安全。因而从降低成本的角度考虑，原则上选择优化方案四。3.7 本章小结优化设计最重要的是遵循优化准则，优化设计中评定方案是否达到最优，通常会用产品设计中的某项或几项设计指标，如质量指标、性能指标、重量指标、或成本指标。原有结构的应力和变形较小, 其结构尺寸有减小的余地。优化后的压力机机身虽然变形有所增大，但最大变形还是符合要求的。最大应力没有太大的变化。改进后的箱体重量降低3.27t , 可以较大地降低成本, 大大提高经济效益。优化设计过程中最重要的是要掌握设计方法，做到胸有成竹，不仅能提高效率，而且可以保证设计出符合要求的产品。第四章 机身的模态分析4.1 模态分析概述4.1.1 模态分析理论基础模态分析为结构的动态设计核心，其目的就是利用了模态变换矩阵将耦合的复杂自由度系统解耦成一系列的单自由度系统振动的线性叠加，为结构系统的振动特性分析，振动故障诊断及动力特性的优化设计提供依据。线性的振动系统按照自身的某阶固有频率做自由谐振即是系统的模态，而振型则指的是整个系统会有确定振动形态。模态向量就是描述这类振动形态的向量，“加权正交性”是其一个重要的特性。 模态分析即为利用系统的固有模态正交性，将系统各阶的模态向量所组成的模态矩阵当做变换矩阵，选取其中的物理坐标线性变换，最终将振动系统利用物理参数及物理坐标所描述、耦合成的运动方程组，变成用模态参数及模态坐标所描述的相互独立的一组方程组，便于计算求解。经过这样一种线性的变换过程，原有的物理坐标中的系统对于任意激励后的响应，就能视作系统的各阶模态线性组合，所以模态分析也称为模态叠加。各阶模态坐标的响应就决定了各阶模态在叠加后所占有的比重或者加权系数。通常来说，高阶的模态比低阶的模态加权系数小很多，一般只须选择前面几阶的模态进行叠加就可满足精度要求。4.1.2 模态分析原理模态分析是一种确定结构振动特征的技术，包括自然频率，振型，模态参与系数（在某个方向某个振型的贡献大小）。模态分析是所有动力学分析的基础。模态分析的工程应用，是设计可以避开共振或使结构在某一指定的频率处振动（如扬声器）；使工程人员能够意识到对于不同的动力载荷，结构式如何进行响应的；对于其它动力学分析有助于求解控制参数的确定（时间步长等）。因为结构振动特性决定了其对于任何动力载荷的响应，所以在进行其他任何动力学分析之前，建议先进行模态分析。振动模态是弹性结构固有的、整体的特性。通过模态分析方法搞清楚了结构在某一易受影响的频率范围内的各阶主要模态的特性，就可以预言结构在此频段内在外部或内部各种振源作用下产生的实际振动响应。因此，模态分析是结构动态设计及设备故障诊断的重要方法模态分析技术从20世纪60年代后期发展至今已趋成熟，它和有限元分析技术一起成为结构动力学的两大支柱。模态分析作为一种“逆问题”分析方法，是建立在实验基础上的，采用实验与理论相结合的方法来处理工程中的振动问题。4.2 对机身进行模态分析为了知道机身结构在某一受影响的频率范围内的各阶主要模态的特性，测出在此频率段内各种振源作用下压力机机身的震动响应，需要对机身进行自由模态分析。通过ansys workbench对机身进行自由模态分析，去除前六阶刚性模态，图4-1至图4-10是机身自由模态分析的第一阶模态到第十阶模态的振型。4.2.1 自由模态分析图4.1 一阶模态振型图4.2 二阶模态振型图4.3 三阶模态振型图4.4 四阶模态振型图4.5 五阶模态振型图4.6 六阶模态振型图4.7 七阶模态振型图4.8 八阶模态振型图4.9 九阶模态振型图4.10 十阶模态振型4.2.2 自由模态描述第一阶振型是机身在y方向扭转。第二阶振型是机身在x方向左右摆动。第三阶振型是机身底座在y方向扭转。第四阶振型是机身在y方向扭转。第五阶振型是机身横梁顶部两侧在xy平面某个方向跳动。第六阶振型是机身横梁顶部两侧在xy平面某个方向跳动。第七阶振型是机身在y方向扭转。第八阶振型是机身横梁顶部两侧在xy平面某个方向跳动。第九阶振型是机身横梁顶部两侧在xy平面某个方向跳动。第十阶振型是机身横梁顶部两侧在xy平面某个方向跳动。表5.1 无约束各阶模态固有频率频率（hz）振型一阶95.294机身在y方向扭转二阶105.86机身在x方向左右摆动三阶175.6机身底座在y方向扭转四阶182.89机身在y方向扭转五阶191.98横梁顶部两侧在xy平面某个方向跳动六阶193.43横梁顶部两侧在xy平面某个方向跳动七阶196.16机身在y方向扭转八阶208.1横梁顶部两侧在xy平面某个方向跳动九阶210横梁顶部两侧在xy平面某个方向跳动十阶212.64横梁顶部两侧在xy平面某个方向跳动4.2.3 约束模态分析对机身的底座加以固定，然后对机身进行约束模态分析，对振型和频率进行研究，避开某个频率范围。图4.11 一阶模态振型图4.12 二阶模态振型图4.13 三阶模态振型图4.14 四阶模态振型图4.15 五阶模态振型图4.16 六阶模态振型图4.17 七阶模态振型图4.18 八阶模态振型图4.19 九阶模态振型图4.20 十阶模态振型4.2.4 约束模态描述第一阶振型是机身横梁在x方向左右摆动。第二阶振型是机身横梁在z方向左右摆动。第三阶振型是机身横梁在y方向发生扭转。第四阶振型是机身横梁在y方向上下移动。第五阶振型是机身横梁顶部两侧在y方向上下跳动。第六阶振型是机身横梁在z方向左右摆动。第七阶振型是横梁顶部两侧在y方向上下跳动。第八阶振型是机身横梁顶部y方向扭转。第九阶振型是机身横梁顶部两侧在y方向上下跳动。第十阶振型是机身横梁顶部两侧在xy平面某个方向跳动表5.2有约束各阶模态固有频率频率（hz）振型一阶40.474机身横梁在x方向左右摆动二阶46.11机身横梁在z方向左右摆动三阶82.726机身横梁在y方向发生扭转四阶142.13机身横梁在y方向上下移动五阶166.78机身横梁顶部两侧在y方向上下跳动六阶167.75机身横梁在z方向左右摆动七阶194.18上部两侧板板沿y轴扭转八阶197.95机身横梁顶部y方向扭转九阶206.89机身横梁顶部两侧在y方向上下跳动十阶211.13横梁顶部两侧在xy平面某个方向跳动4.3 本章小结通过对压力机机身的最优方案进行模态分析，可以找出一到十阶机身的固有频率，对于装配件的固有频率或者工作中实际的频率要避开这个频率范围，防止产生共振，导致机身毁坏。从各振型的振动形态中还能看出变形和扭曲严重的部位，时间长了以后，这些部位容易发生折断或者裂开。有的振型发生扭转和弯曲，会影响模具的寿命和加工质量。从振态的形状我们可以知道在某个自然共振频率下，结构的变形趋势。若要加强结构的刚性，你可以从这些较弱的部分来加强。比如说一个高楼的设计，如果经过模态分析后会发现，最低频的振态是在整个高楼的扭转方向，那表示这个方向的刚度是首先需加强的部分。知道了这些，我们可以想办法改进机身设计，可以防止长时间以后机身出现裂纹，这样还能延长模具的寿命和加工质量。第五章 结论和展望5.1 结论以计算机技术为基础的先进技术，已成为一个企业具有竞争力、在市场经济中生存和发展以及一个国家兴旺发达的支柱。cae 技术日益成为工程设计和分析人员进行设计、替代物理模型的有力工具。本课题以有限元软件 workbench为工具平台，对压力机机身进行有限元静态、结构优化设计和模态，在完成课题的工作中，主要得出以下几方面的结论：（1）通过对压力机机身进行静态分析后发现，机身的高应力区集中在曲轴支撑孔上端。（2）分析机身各结构对机身应力、位移的影响程度。发现增加曲轴支撑孔的厚度和在支撑孔顶部添加加强筋能降低机身的最大应力、机身最大位移和最大y向位移。但当厚度增加到一定程度时，降低