空间板系结构闭式压力机机身有限元分析与优化设计

空间板系结构闭式压力机机身有限元分析与优化设计

1动态优化设计理念落后数款压力机是高效、柔性、精的板加工设备。由于其良好的适应性，它在压力机中所占比例越来越大。国内自1984年起生产数控回转头压力机,但在机床轻量化、工作速度、精度及稳定性等方面与国外产品仍然存在着很大的差距,其重要原因在于国内的设计理念过多地依赖于感性,并依然停留在局部分析、静态设计阶段,对于这种高速的板料冲裁设备,一直缺乏系统完整的静动态综合分析。鉴于此,作者针对闭式数控回转头压力机机身,利用MARC软件包对其进行了有限元分析,并且根据构成机身的各板材对机身受力及变形状况的影响以及模态分析结果,给出了机身的优化设计方案。2结构分析2.1主要单元的划分闭式数控回转头压力机机身是由A3钢板焊接而成的一个空间板系结构,如图1。其中前板及后板上部均开有轴承孔,前后板之间焊有若干连接筋板。设备工作时打击力向上通过轴承孔传给机身,向下通过回转头传给工作台。材料的弹性模量E=2.1×1011Pa,泊松比ν0=0.3,密度d=7860kg/m3。设备公称压力P=400kN,25mm步距的最大冲孔速度v=200次/min。有限元建模时采用四边形板壳元,单元大小以板材短边长度的1/8为参考,共划分4343个单元,4453个节点。约束机身左侧两个地脚处相应节点的X、Y、Z自由度及右侧地脚处节点的Y、Z自由度。将400kN的公称压力向上施加于两个轴承孔上部,其中轴承孔顶部节点受力最大,为55074N,轴承孔左右两侧节点受力为0,轴承孔上部各节点的受力状况呈二次曲线分布:400kN的公称压力向下作用于两个轴承孔正下方的工作台上,作用面积根据机床的实际状况取为A=0.086m2。假定钢板为理想焊接,对所有单元赋予统一的材料特性。2.2应力状态变化图2a、b分别为机身纵向变形及机身最大主应力的有限元求解结果,可以看出:机身前板及后板的轴承孔上方出现大小分别为47MPa和33MPa的局部高应力区,同时机身4个内圆角处也存在明显的应力集中,但强度指标不会成为机身设计的难点;上横梁顶端及下横梁底端均产生了较大的弯曲应力,最大值分别为24MPa和18MPa;因轴承孔偏左,左侧立柱通过喉口立板加强,其应力值仅相当于右立柱相应节点的1/3,两立柱应力状态不均匀;最大变形出现在轴承孔偏右处,其中前后板下边缘的最大纵向位移值分别为0.354mm及0.367mm;工作台向下弯曲,下梁上端前后板的最大纵向位移量分别为-0.146mm和-0.148mm,二者接近;上横梁下端及下横梁上端的纵向位移差作为设备的开口量,前后板开口量的平均值为0.508mm。为了验证计算结果的可靠性,使压力机的滑块处于下死点,将百分表触头垂直地触在被测点上,用手摇泵借液压加载器给滑块加载,测读加载过程中每个被测点的变形数据。因百分表置于工作台上,显然实测值为被测点相对于工作台的总变形。图1中A点及B点的总变形量的实测值与计算值的相对误差分别为10.31%及7.48%。借助YJD-1型电阻应变仪和P20R-1型电阻预调平衡箱,B点的应力测试值与计算值的相对误差为7.5%。其误差原因在于,分析模型仅针对板系结构的机身而建立,而实际测试是针对装配好的整机进行的。因此,有限元分析结果具有足够的可信度。2.3机体上下料振动型图3a、b是采用Lanczos方法求得的机身的前四阶模态。其中,频率f=29.77Hz的一阶振型中,机身左立柱和工作台基本不动,机身右上角前后晃动该振型引起上下回转头的偏心,使凸凹模间隙不均匀,影响冲裁质量并增大模具磨损。此振型作为一阶振型出现,说明机身左右立柱的刚度存在很大差别,右侧刚度较弱;f=61.65Hz的二阶振型是以通过轴承孔的垂直中心线为轴线的机身上横梁的前后扭转变形。此振型使立柱与工作台连接处的应力增大,容易引起疲劳破坏,同时上下回转头前后错位。扭转振型使滑块与导轨间隙不均匀,增大了滑块磨损,降低其导向精度,影响了设备的寿命;对于f=87.33Hz的第三阶振型,机身整体基本不动,机身两侧、4个角前后振动。这些局部振型的大量出现,说明存在局部刚度较弱的情况;f=88.91Hz的第四阶振型中,机身上横梁左右振动,同时右侧翼板前后振动。此振型引起上下回转头左右方向错位,其负面影响与第一阶振型相似,机身的左右振动同时影响工作台传动机构的进给精度,进而降低坯料的定位精度。3优化结构设计3.1增加机体刚度为了研究构成机身的各钢板对机身的贡献,首先对各参数的单一作用进行了系统分析。图4表示了喉口立板厚度对图1中C、D两点相对位移量的影响可以看出,立板厚度增加仅使左立柱伸长量减少0.02mm,对增强机身刚度作用非常有限。机身前板及后板重量占机身总重量的47%。图5表示了前后板厚度对机身刚度的影响,当前后板厚度由40mm减至20mm时,B点的纵向位移量增加了87%。机身内左上圆角E处的应力值由21MPa增至34MPa。上横梁的弯曲是机身变形的主要因素。为方便,将上横梁的两块水平筋板延伸至两边,以床身左右立柱为支撑,单独分析上横梁的变形状况。由图6可知,将上横梁底板厚度由原设计的60mm减少为20mm时,上横梁的挠度值仅由0.313mm增加为0.352mm,可见底板厚度的影响较小。为此,底板厚度取20mm,对原始结构顶部加上盖板,并调整盖板厚度,分析结果如图7。3.2结构的改变结果由于构成机身的板材的厚度及其位置对机身强度刚度都有不同程度的影响。经综合考虑,对30种不同尺寸组合进行了分析,其中8种组合的分析结果如表1。可以看出,结构4将喉口立板的厚度由110mm减为40mm时,E及G点的应力有所增加,但均在安全值之内,开口量的变化主要由上横梁的弯曲引起,约占总变形的4/5;观察方案6、9、10,后者的机身开口量增加62%,10号结构轴承上端最大应力为102.1MPa,比原结构增加了97.6%。因此,减小前后板厚度,在减轻重量的同时也减小了刚度和强度;比较4、5两种结构,重量分别减少5.77%和4.79%,但结构5的开口量与原结构相近,且比结构4开口量小,这说明加入盖板以后增强了上横梁的抗弯刚度,结构5的应变和应力状况都与结构1相似,但总重量减轻了4.79%;结构14的重量减轻了23%,可以通过加上盖板以降低上横梁的挠度,以减小设备的开口量。参照结构6,并将机身左右侧通过10mm厚的钢板使机身形成封闭结构,此种结构的第四阶振型如图8所示,其模态频率见图9。可以发现,改进结构的第四阶振型为上横梁上下振动的整体振型,且其固有频率提高了31%,而机身重量却比原结构降低7%强。4织物结构性能测试1)运用MARC软件包对空间板系结构的闭式数控回转头压力机机身进行了有限元分析,并对机身强度和刚度指标进行了实际测试,计算值与实测结果吻合。2)分析结构的前十阶模态,发现