胡拓，刘百宣，赖冬琴

（浙江易田精工机械股份有限公司 工程中心，浙江 宁波 315145）

随着我国新能源汽车、电机、连接器、计算机、移动电话、航空LED、汽车、非标五金等行业的蓬勃发展，使得高速精密冲压技术的快速发展显得越发重要。传统的普通冲床已经无法达到高速冲压效果，使用精密连续冲压模具的闭式高速精密压力机的需求迅速增长，对高精、高速、自动化的需求进一步提高，研制新一代的高速压力机势在必行。而研制新型压力机，其高速化、高精度必须同等考虑[1-3]。机身作为压力机的主要部件，其强度、刚性等性能指标对压力机最终的运行速度、精度和稳定性起着决定性的影响。而传统的经验式设计方法设计的机身，为了尽量满足强度要求，往往将机身设计的比较笨重，且对可能出现的应力集中、刚性不足等设计缺陷不够了解。本文针对公司新近研制的4000kN 龙门式高速精密压力机，利用现代有限元模拟分析软件对其机身性能进行模拟分析，了解其受力状态下的应力、应变状态分布和固有模态状况，并对结果进行分析，验证已有设计的合理性和进一步改进的方向，以对进一步的优化设计提供必要的理论参考。

1 3D 建模及材料属性

1.1 三维模型的建立

在实际状况中，机身结构非常复杂。为了便于分析计算，本文通过三维SolidWorks 软件进行机身3D模型创建，并进行合理简化，对明显不影响机身强度、刚度的部位，如倒角、圆角、小孔等进行简化和省略，但对于传动曲轴支撑孔处的凸台、工作台下方的筋板及靠近地基固定处的加强筋板不进行简化。然后将模型导入到有限元分析软件中，以便于网格划分和提高机身效率。

本文龙门式机身分为上下两体，分别经整体式铸造成形，加工装配后上下结合面用液压预紧力进行锁紧而成一体结构。图1 为建立的机身三维模型。

图1 机身3D 模型示意图

1.2 材料属性

本文所述机身材料灰铸铁HT250，材料性能参数[4]见表1。

表1 材料的性能参数

2 机身静力学分析

静力学分析是用来计算结构在固定不变载荷作用下位移、应力、应变等的响应，与固定不变的载荷对应，结构静力分析中结构的响应也是固定不变的。通过分析机身静载荷下应力、变形响应等结果，对机身结构设计进行评价，并找到结构设计不合理的地方。对于应力和应变较大的部位，可以在不影响机身装配和使用的前期下对其结构进行优化。通过静力学分析，可以让机身在满足强度和刚度的前提下，节省材料，减轻自身重量，提高使用性能[5]。

本文利用有限元模拟分析软件中的静力学分析模块对龙门式机身进行静力学分析。

2.1 有限元网格划分

本文机身为整体式铸造实体，因此有限元机身采用3D 网格划分方式。有限元网格划分的粗细直接影响到计算结果的精度，但并不是把单元网格划分的越细越好。单元划分过细时，对模拟计算结果精度的贡献并不大，但是会造成计算量的大幅增加，增加对计算机资源的占用，使计算效率大大降低。本文采用所用有限元模拟软件对机身进行网格划分后共有271046 个节点，164233 个单元[6]。如图2 所示。

图2 机身模型网格划分示意图

2.2 边界条件及载荷施加

在压力机使用状态下，是经过四个角的地脚螺栓与地面紧固在一起，并设有防水平移动及扭转措施。因此为了模拟实际状况，有限元分析中设定机身下表面为约束面，并设定为六向全约束状态。机身上下体之间于结合面处在装配完成后通过预紧力进行了锁紧，故本次有限元分析将上下体结合面做绑定设置。

本文所述机身的高速压力机公称压力为4000kN，机身受力时，在内部形成平衡封闭力系，上下机身各承受4000kN 的作用力，其中机身下体直接通过压机台面进行压力传递，力的方向向下，载荷类型可视为在台面的均布力系；机身上体受力，则通过滑块、连杆作用在曲轴上，再通过个曲轴作用在机身支撑孔上的，方向向上，载荷类型为按余弦规律分布的承载荷。本文所述压力机为双点闭式压力机，再加上两个配重支持连杆，共四个支撑孔，且四个支撑孔前后左右相对压力中心成对称布置，因此每个支撑孔可视为受力大小相同，分别为1000kN。另外，考虑到机身本身重量不小，对其受力状态会产生一定影响，因此进行有限元受力分析时，应施加上机身自身的重力载荷。施加边界条件及载荷后机身模型如图3所示。

图3 施加边界条件及载荷后机身模型

2.3 计算及分析

对上述已建立的有限元模型利用有限元模拟软件进行分析计算，计算后分别得到机身的等效应力云图和总变形云图。如图4、5 所示。

图4 机身等效应力云图

由图4 所示应力云图可以看出，最大应力点位于机身下体台机与四方形立柱转角圆弧处，最大应力值为84.7MPa，机身材料灰铸铁抗拉强度为300MPa，则机身安全系数为S=3.54，因此安全系数足够，满足强度要求。

由图5 所示机身总变形云图可以看出，机身最大变形位于机身上体中间部位，最大变形值为0.68mm，此处变形过大时将导致连杆承受侧向力和平衡块位移加大，影响压力机运行的稳定性和噪声水平，为了进一步提高压力机运行的平稳性和降低噪声，机身上体此处结构应进行适当强化设计。

图5 机身总变形云图

3 机身动力学特性分析

高速压力机高速运转下，作为设备“骨架”的机身容易产生振动和噪声，因此机身设计时除了进行静力学分析外，还必须考虑其动态特性。如果设计的机身结构动力学特性，即结构模态与环境激励频率发生耦合，则机身会产生共振和噪声，严重时甚至会使整台压力机发生抖振，导致局部发生疲劳破坏。

本文通过对所设计的龙门式机身进行模态分析，确定其固有频率和振型等模态参数，了解其动态特性并进行分析，对机身结构设计进行评价，并找出有害的振型和相应的节点位置，对机身的优化提供参考。

为了对设计的机身结构动力学特性进行评价，在对机身进行模态分析时，引用如下的模态分析评价指标[7]：①机身的模态频率应避开电机经常工作的频率；②机身的低阶固有频率应避开压力机工作频率。

模态分析使用静力学分析的同一模型，并使用相同的网格划分，边界条件设定亦同前面的静力学分析设定的边界条件，对机身下表面进行六向全约束，对机身上下体结合面设置为绑定状态。然后利用有限元分析软件的模态分析模块进行机身的模态计算[8]，得到机身的第一至第六阶固有频率和振幅，如表2 所示。

表2 机身的一至六阶固有频率和振幅

图6～11 为机身一至六阶固有频率振型图，从图中可以看出，由于机身下体的约束作用，机身下体基本没有变形，各阶振型以机身上体变形为主，其中：

图6 机身一阶振型

机身的第一阶振型，如图6 所示，其振型为机身前后方向的摆动，在应变云图上，机身从四方立柱向上，振幅位移逐渐增大，这种变形方式会导致滑块导向部分的变形受力，对压机导向产生一定影响；机身第二阶振型如图7 所示，为左右方向摆动，摆动范围和幅度和一阶振型相似，故该振型所造成的危害与一阶振型相同；第三阶振型如图8 所示，为机身前后方向的扭转，该振型会使传动连接各部位产生交变应力，且影响滑块的运行精度；第四阶振型如图9 所示，为沿竖直方向的上下振动，该振型会对压机导向和传动系统产生影响；第五阶振型如图10 所示，为机身上部两侧的局部前后摆动，该振型会在飞轮和离合器处产生交变应力影响；第六阶振型如图11 所示，为机身上部两侧的局部扭动，其影响同五阶振型。

图7 机身二阶振型

图8 机身三阶振型

图9 机身四阶振型

图10 机身五阶振型

图11 机身六阶振型

本文所述机身的4000kN 高速压力机电机，采用的三相异步电动机最大转速1485 转/min，所以该电机的工作频率不不大于24.75Hz；该压机滑块的最大行程次数为350 次/min，故该压力机的工作频率不大于5.83Hz。计算得到的机身一阶固有频率为27.7Hz，大于压力机和电机的工作频率，产生共振的可能性较小。按照前面设定的模态分析评价指标，设计的压机机身结构有效避开了电机经常工作的频率和压力机工作频率。但注意到电机的最高工作频率与计算的机身一阶固有频率比较接近，因此在使用时，应注意对电机转速进行适当调整，以防共振的产生。

4 结束语

本文通过三维造型软件SolidWorks 建立了龙门式高速压力机机身模型，并用有限元分析软件对机身进行了静力学和模态分析，最后得出结论：

（1）机身静力学分析，得到了压机机身的应力和总变形云图，机身最大应力为84.7MPa，相对机身材料300MPa 的抗拉强度，机身有3.54 倍的安全系数，验证了机身设计的合理性。机身最大变形位于机身上体中间部位，最大变形值为0.68mm，为机身的进一步优化设计提供了理论参考。

（2）机身模态分析，得到了机身前六阶固有频率和振型，分析得出了发生各阶共振时对机身产生的危害。进而结合对压机电机和压机工作频率的分析，验证了压机工作时发生共振的可能性较小，机身设计满足对压机振动特性的要求。