吳青萍

(山西省機械電子工業(yè)聯(lián)合會，山西太原030001)

0 引 言

鍛造生產在國民經濟中占有舉足輕重的地位，被譽為“工業(yè)之父”。業(yè)內往往將一個國家的鍛造生產能力看做這個國家工業(yè)發(fā)展水平的重要指標。在工業(yè)現(xiàn)代化的今天，鍛造工藝小到可以加工金銀首飾的材料，大到可以加工航空、海洋船舶的材料，鍛造是機械制造領域不可或缺的一部分。今天，中國的黑色金屬產量、有色金屬產量雙雙達到了世界第一，對鋼、鋁、鎂、鈦等金屬的壓力加工有增無減。鍛造生產能力在未來的相當一段時間內，仍將會是工業(yè)現(xiàn)代化發(fā)展程度的重要標志，而且在國家工業(yè)發(fā)展的過程中鍛造將會起著越來越重要的作用。

比較國內外自由鍛造液壓機的發(fā)展現(xiàn)狀，可以看到一些問題［1-4］:一方面，我國大型自由鍛造液壓機多采用三梁四柱的傳統(tǒng)結構，雖然可靠性有保障，但結構笨重，浪費材料，加工功能單一，并且鍛造工藝水平落后。由于我國大型鍛造液壓機大多是上世紀90年代的產品，設備老化嚴重。而隨著經濟發(fā)展、能源緊張、環(huán)保等問題，經濟發(fā)展格局的變化，特別是核電、太陽能、風能等無污染化新型能源的重點開發(fā)，以及超大型運輸船、大型艦艇、航空母艦軍事工業(yè)的發(fā)展，使得大型鍛件的質量要求越來越高，生產節(jié)能要求越來越高。研發(fā)適合生產需求的鍛造液壓機勢在必行。另一方面，國外發(fā)達國家在大型自由鍛造液壓機的設計方面已經積累了豐富的經驗，為研發(fā)大型的自由鍛造液壓機設計出了一套現(xiàn)代化的科學方法，對大型鍛造液壓機進行優(yōu)化設計、可靠性設計，使其結構合理、尺寸更加輕巧。由于設計方法的落后，國內廠商很難在市場上與發(fā)達國家的同類型產品進行競爭，國內大于40MN油泵直接傳動快速鍛造機市場幾乎被國外公司壟斷，如何設計出符合強度、剛度要求、結構合理、重量較輕的壓力設備，抓住市場發(fā)展機遇，是我國現(xiàn)代液壓機設計人員需要解決的問題。

為適應鍛造車間裝備現(xiàn)代化和生產經濟性要求，太原重工股份有限公司研制了國內首臺80MN油泵直接傳動雙柱式預應力結構快速鍛造液壓機，其最大鍛造頻次高達75 min－1，通過提高鍛造速度，提高毛坯加工效率和擴大零件加工范圍［5］。該液壓機首次在中國特大型鍛造壓機上開發(fā)雙柱斜置式預應力組合機架結構和油泵直接傳動系統(tǒng)。傳統(tǒng)的鍛造液壓機的主導機型一直是三梁四柱式結構，而斜置式的雙柱預應力結構由兩個堅固的長方形空心立柱作為機架，拉桿從立柱中穿過，通過預緊螺母將上橫梁、立柱和下橫梁緊固成一個預應力組合機架，在橫梁和立柱的結合面上用鍵定位，上、下橫梁開檔內側之間不用再設置螺母。該結構的特點是［6］:機身剛度高、導向精度高、鍛造速度快、立柱抗疲勞能力強。由于該快速鍛造液壓機在工作時，經常需承受多次快速反復加載及在卸載時能量的突然釋放，這些都會引起機身的劇烈振動，若這種振動過大，將會嚴重影響快鍛液壓機的正常工作，甚至導致無法工作或嚴重事故，因此，十分有必要對液壓機整體結構進行動力學響應分析［7-8］。

鑒于此，本研究將基于ANSYS軟件的動力學分析理論對該快鍛液壓機結構進行動力學響應分析，以研究其在墩粗工況下的動態(tài)特性。

1 80MN快鍛液壓機結構有限元建模與求解設置

該快鍛液壓機結構簡化后的實體模型如圖1所示。

圖1 80MN快鍛液壓機結構簡化后的實體模型

根據對該快鍛液壓機結構靜態(tài)特性分析［9］，發(fā)現(xiàn)其活動橫梁與立柱的接觸主要發(fā)生在立柱的內側，且考慮到動力學分析需要占用的計算機資源非常大，因此在建立動力學分析的有限元模型時簡化了活動橫梁裝配，并將導向架忽略?；顒訖M梁與立柱接觸結合部x方向耦合連接，活動橫梁底面覆蓋一層目標單元，鍛件頂面覆蓋一層接觸單元，形成接觸對?；顒訖M梁的油缸柱塞安裝面z方向上位移非常小，因此，此面上的節(jié)點施加z向約束?；顒訖M梁的初始速度設置為15 mm/s，加速度設置為537 mm/s2，加速度的加載方式為階梯加載，并考慮結構預緊力對結構分析的影響。

該液壓機結構的動力學有限元分析模型如圖2所示。

圖2 有限元模型

2 計算結果分析

對于該快速鍛造液壓機結構動力響應問題，由于響應的過程和持續(xù)的時間都較長，從物理上來說都希望取較大的時間步長，以達到減少計算的目的。該模型有限元分析采用無條件穩(wěn)定的隱式算法，雖然時間步長Δt的大小不影響求解的穩(wěn)定性，但會影響求解的精度，所以實際的計算步長必受限制，計算過程中開啟自動時間步長追蹤。

2.1 以力的方式加載的分析

動力學分析時，由于簡化了地腳螺栓的三維特征，并且活動橫梁對立柱的影響稍有差別，在這些部位的應力和應變肯定不同，但根據圣惟南定理，在邊界條件相同的情況下，遠離剛度突變的位置，應力變化不大。因此，本研究選擇上橫梁來觀察靜力分析和動力學分析下的應力、應變變化。

橫梁動態(tài)位移分布如圖3所示。

圖3 上橫梁動態(tài)位移分布云圖

從圖3可以看出，上橫梁的位移分布基本保持一致，最大位移均發(fā)生在上橫梁的上端兩角處，動力學分析的最大位移值為3．769 mm，是其最大靜態(tài)位移值(限于篇幅這里沒有給出靜態(tài)分析及其結果)的約1．949倍。由此可見，在相同大小的工作載荷中，液壓機快速鍛造工作時的工作應力比慢速工作時大得多。

動力學分析主要是研究液壓機各部分位移隨時間的響應，因此，簡化了液壓機的很多設計細節(jié)并且將網格劃分加大了很多，設計的細節(jié)和網格的大小影響液壓機的應力云圖分布，應力分布的誤差較大，而對位移分布的影響較小，因此，不再分析其應力的分布云圖，而分析液壓機各部分的位移響應。

液壓機結構各部分的位移測試點的設置如圖4所示。其中，立柱上的測試點間隔距離為1 m，液壓機的主要載荷加載在豎直方向－y方向上。因此，先來分析y方向上的結構位移響應。

1點位置的y向位移如圖5所示。加速度曲線如圖6所示。從圖5、圖6可以看出，1點位置的最大位移值約為6．1 mm，最小位移值約為0．4 mm，穩(wěn)定狀態(tài)的平均位移值約為3．4 mm，最小位移值為0．8 mm。節(jié)點經歷過短暫的初始響應后開始穩(wěn)定振動，1點位置的初始加速度值為537 mm/s2，活動橫梁下的砧板與鍛件開始發(fā)生接觸，1點的加速度值由于接觸阻力先急劇下降后因變形阻力緩慢下降。最大加速度值為537 mm/s2，最小加速度值為0 mm/s2，穩(wěn)定狀態(tài)時的最大加速度值約為245 mm/s2。

圖4 液壓機結構的位移測試點

圖5 1點y向位移圖

圖6 1點y向加速度圖

2點位置處的位移響應和加速度響應分別如圖7、圖8所示。3點位置處的位置響應和加速度響應分別如圖9、圖10所示?？梢钥闯?點位置和3點位置的位移響應和加速度響應與1點情況一致，只是初始加速度的響應時間依次減慢。其中1點的加速度值是先急減后緩減，2點的加速度值是先急增后急減，3點的加速度值是先急増到一個較小的值，后緩減。

圖7 2點y向位移圖

圖8 2點y向加速度圖

圖9 3點y向位移圖

圖10 3點y向加速度圖

1、2、3點位置分別位于砧板、墊板和工作臺。4點的位置在上橫梁筋板下端上。4點位置的位移和加速度圖如圖11、圖12所示。4點位置的位移先從0開始慢慢增加到0．3，然后快速地增加到2，最后開始穩(wěn)定振動。出現(xiàn)這樣的情況是因為上橫梁的載荷加載在油缸法蘭環(huán)面上，剛開始加載時由于油缸孔的變形，4點位置的位移延遲于加載位置的位移，在經歷過變形的過程后，4點位置的位移也開始發(fā)生變化，直至振動穩(wěn)定。4點位置加速度先從 －537 mm/s2跳至900 mm/s2，然后激降至－100 mm/s2，最后開始穩(wěn)態(tài)振動。出現(xiàn)這種情況是因為上橫梁突然受載，由于上橫梁的剛度較大，變形產生了較大的回復力，使得加速度又跳至相反方向的最大加速度。在經歷過短暫的震蕩后，加速度降至一個較小值，直至穩(wěn)定振動。值比較1、2、3點位置處的加速度，可以發(fā)現(xiàn)4點位置處的加速度值變化頻率要快的多，這應該是由于上橫梁與立柱是耦合連接，使得上橫梁的結構剛度要大。

圖11 4點y向位移圖

圖12 4點y向加速度圖

以上分析主要為y方向上的位移響應，立柱的位移響應主要在x方向上，為了分析立柱在x方向上的位移響應，本研究在立柱的內側中心線上隔1 m設置一個測試點。立柱測試點的x方向位移響應值如表1所示。從表1中可以看出立柱兩端的初始位移值小，中間的位移值大。立柱整個響應過程中最大的位移值分布趨勢和初始位移一致，而穩(wěn)定振動時立柱的平均位移值變化很小，這進一步說明了液壓機整個位移分布中，立柱的變形位移最小。

通過對5、10、15點的速度和加速度分析發(fā)現(xiàn)，5、15點的加速度變化幅度較小，10點的加速度變化幅度很大，這說明了立柱兩端位置的結構位移比中間的小。5、15點位置的速度變化幅度較小，10點的速度變化幅度很大。其中10點位置的最大速度為0．2 mm/s，最小速度為－0．16 mm/s。10點位置的速度呈鋸齒狀，這說明了立柱的中間x方向的剛度較小，結構的變形較大。

2.2 以位移的方式加載的分析

ANSYS軟件載荷加載的方式包括位移載荷，模擬材料成形的仿真一般采用位移載荷的方式加載。以位移的方式加載可以節(jié)省計算時間和計算機資源，但一般情況活動橫梁的位移并不事先知道，因此先以力的方式加載，計算出活動橫梁的移動位移，再通過得到的位移載荷值加載，模擬出液壓機的材料成形過程。液壓機材料成形最后一步的變形和應力分布云圖如圖13所示。從圖13中可以看出，液壓機的最大位移值為6．201 mm，最大位移出現(xiàn)在活動橫梁豎直方向。液壓機的最大應力值為1 310 MPa，最小應力值為0．187 MPa。最大應力出現(xiàn)在螺栓安裝位置的應力集中處。

表1 立柱各測試點的位移值

圖13 液壓機位移和應力分布云圖

3 結束語

本研究首先建立了快速鍛造液壓機結構的動力學分析有限元模型，進而以力和位移兩種方式加載對其進行了動態(tài)響應分析，獲得了液壓機結構的各位移測試點的位移、速度和加速度以及液壓機在動態(tài)載荷下的應力和位移分布云圖，基本模擬了液壓機材料成形工作過程。通過液壓機結構各位移測試點的位移、速度和加速度及動應力分布計算結果的分析，發(fā)現(xiàn)立柱中間x方向的剛度較小，結構的變形較大;結構動態(tài)最大位移值約為最大靜態(tài)位移值的2倍，結構在動態(tài)載荷下的應力也約為靜態(tài)下的2倍，這是快速鍛造液壓機結構設計時必須要考慮的，也就是要進行動態(tài)設計。同時，通過對液壓機結構整體的動態(tài)位移響應分析，本研究還發(fā)現(xiàn)了結構剛度薄弱環(huán)節(jié)，這可為在設計過程中更加合理地布置結構剛度提供理論依據。

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