王 超，劉文侖，崔富鈞

（濟南大學(xué)機械工程學(xué)院，山東 濟南 250022）

U 型縱梁腹面沖孔采用閉式雙點多工位壓力機完成沖孔工藝是一種發(fā)展趨勢，可顯著提高沖孔效率。其機身多采用組合機身，布置10 多個獨立模架，不同孔徑的沖孔所需沖裁力不同、多工位沖孔不同會造成偏心載荷，對機身的受力產(chǎn)生影響。閉式組合式壓力機機身主要由底座、立柱和橫梁組成，通過四根拉桿將下橫梁、立柱、上橫梁組成一體，在壓力機工作時會承受偏載，壓力機的強度及動態(tài)性能會直接影響壓力機的使用壽命、甚至?xí)绊懩＞叩氖褂脡勖蜎_壓產(chǎn)品的精度等[1]。

魏明等[2]針對16000kN 六工位壓力機的偏載受力情況進行了理論受力分析，指出多工位壓力機在承受偏載力時，其最大的剪切應(yīng)力值和彎曲應(yīng)力值偏向于受力較高的一側(cè)，或在拉桿的預(yù)緊力在受力較大的一側(cè)應(yīng)適當(dāng)增加，以達到整體受力一致的情況。張皓等[3]針對JF75G-125 型閉式雙點壓力機進行靜力學(xué)及模態(tài)分析，指明偏心載荷使得接觸壓力分布更加不均勻，但對接觸壓力的影響相對中心載荷變化不大，實際設(shè)計中可用中心載荷工況設(shè)計合理的預(yù)緊系數(shù)。任忠偉等[4]針對DCP200-190 壓力機在不同預(yù)緊力情況下對組合式機身進行剛度分析，通過試驗及有限元仿真對比表明，預(yù)緊力對組合式壓力機剛度影響甚微。金淼等[5]在給定預(yù)緊力下，針對液壓機的拉壓和彎曲變形，推導(dǎo)出了典型預(yù)緊組合結(jié)構(gòu)液壓機承受中心載荷時上限載荷的計算公式，并通過實驗驗證，證明其結(jié)果的真實性，從而較傳統(tǒng)理論計算公式提高了計算精度。董曉傳等[6]以承彎組合結(jié)構(gòu)的臨界預(yù)緊參數(shù)為研究對象，采用等效梁長法對傳統(tǒng)Airy 應(yīng)力計算進行了修正，并通過實驗與理論計算進行對比，從而得到更準(zhǔn)確的臨界預(yù)緊力，為承彎組合結(jié)構(gòu)臨界預(yù)緊參數(shù)計算提供了新的思路。但已有的研究對偏載程度并沒有較好的量化，對偏載與預(yù)緊系數(shù)的關(guān)系缺少系統(tǒng)的研究及對立柱與橫梁接觸面上的接觸力云圖分布的描述。

1 壓力機機身結(jié)構(gòu)

圖1 所示為1600kN 閉式雙點壓力機組合機身，此組合式機身由上橫梁、下橫梁、立柱、拉桿和螺母組成，總裝配體總高度4700mm，長3500mm，寬2500mm，主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1 所示。

圖1 壓力機機身結(jié)構(gòu)簡圖

表1 1600kN 閉式雙點壓力機主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

2 有限元分析模型

2.1 幾何模型

如圖2 所示，裝配體由拉桿與預(yù)緊螺母將下橫梁、左右兩側(cè)立柱與上橫梁從下至上依次連接，此組合機身共由上下橫梁、兩側(cè)立柱、4 根拉桿與每根拉桿上下兩端的預(yù)緊螺母，共16 個零件組成。

圖2 幾何模型

為方便的進行有限元分析，在不影響仿真結(jié)果的條件下，根據(jù)Saint Venant's Principle，對機身零部件三維模型進行簡化，本文使用Solidworks 完成幾何建模。

2.2 材料屬性

壓力機機身各零部件的材料是不同的，上橫梁、下橫梁及立柱選用的材料是Q235A，拉桿及預(yù)緊螺母選用的材料是45 鋼，材料的機械性能參數(shù)如表2所示。

表2 材料的機械性能參數(shù)

2.3 網(wǎng)格劃分

為反映壓力機機身實際工作受力情況及提高計算效率，本文選擇實體單元Solid187、四面體網(wǎng)格進行劃分，整體網(wǎng)格尺寸為80mm；由于拉桿、螺母直徑較小，設(shè)置局部網(wǎng)格為40mm；為較清晰地觀察立柱與橫梁接觸面的接觸壓力分布情況，接觸面網(wǎng)格劃分局部加密為20mm，劃分之后共840169 個節(jié)點、535442 個單元。

2.4 接觸約束與載荷

根據(jù)實際安裝要求，下橫梁下底面與地面接觸，則下橫梁的下底面選擇FixedSupported 進行六個自由度的完全約束；對于各零部件之間的接觸設(shè)置，如表3 所示。

表3 接觸設(shè)置

四根拉桿根據(jù)不同的工況進行施加相應(yīng)的預(yù)緊力F預(yù)預(yù)，其數(shù)值大小由經(jīng)驗公式（1）[7]進行計算。

其中，F(xiàn)預(yù)為總預(yù)緊力；k 為預(yù)緊系數(shù)，取1～2，通常取1.5；F 為公稱壓力，其值為1600kN。工作臺承載1600kN 的公稱壓力，滿足F1+F2=F，閉式雙點兩軸承的距離為1500mm，則F1、F2的距離是1500mm。

由于多工位壓力機非對稱沖孔，導(dǎo)致偏載，受力簡圖如圖3 所示，則使F1、F2數(shù)值不同，偏載程度以偏載系數(shù)i 表示，其值計算如公式2 所示。

圖3 壓力機受力簡圖

其中，不同的偏載工況，使i 值改變，但需滿足F1+F2=F，i≥1，i 越大則偏載程度越嚴(yán)重。

3 結(jié)果與分析

通過對機身加載不同載荷或?qū)瓧U加載不同的預(yù)緊力，可提取立柱接觸面上關(guān)鍵點的接觸壓力數(shù)值，關(guān)鍵點的位置如圖4 所示，其中關(guān)鍵點1、1′與2、2′為左右對稱立柱的內(nèi)、外側(cè)板的中點接觸位置；關(guān)鍵點3、3′與4、4′分別為左右立柱前后板的中點接觸位置，這樣更加方便地研究接觸力的分布規(guī)律。

圖4 立柱接觸面上的關(guān)鍵點

3.1 預(yù)緊狀態(tài)下的接觸壓力

在預(yù)緊狀態(tài)下壓力機機身受力F1=F2=F=0，且預(yù)緊系數(shù)取k=1.5 時，四根拉桿預(yù)緊力全為F′預(yù)==600kN，此時立柱與上橫梁的接觸壓力云圖如圖5 所示，接觸面關(guān)鍵點的接觸壓力值如表4所示，可得接觸面的接觸壓力分布規(guī)律:立柱內(nèi)側(cè)接觸壓力較大大，外側(cè)接觸壓力較?。蛔笥伊⒅佑|壓力對稱，同一側(cè)的立柱前后方向上也基本對稱，且兩端大而中間小。

圖5 預(yù)緊狀態(tài)接觸壓力云圖

表4 關(guān)鍵點接觸壓力

3.2 中心加載時的接觸壓力

3.2.1 載荷變化時的接觸壓力（預(yù)緊力恒定）

在預(yù)緊系數(shù)為k=1.5 時，通過改變中心載荷大小，且不發(fā)生偏載（即偏載系數(shù)i=1），研究接觸面的接觸壓力隨著中心載荷變化的分布規(guī)律。選擇立柱與上橫梁接觸面上的關(guān)鍵節(jié)點1、1′與2、2′作為判斷立柱與上橫梁是否處于臨界分離狀態(tài)的依據(jù)；在關(guān)鍵點1、1′與2、2′處，中心載荷對接觸壓力的影響曲線如圖6 所示，隨著中心載荷的增大，關(guān)鍵點1、1′與2、2′處的接觸壓力逐漸減小，且在關(guān)鍵點1 與1′處的接觸壓力隨中心載荷增大的變化幅度較大。

圖6 中心載荷對接觸壓力的影響曲線

由于本文設(shè)計的壓力機臺面較大，載荷對接觸面產(chǎn)生的力矩較大，當(dāng)工作載荷F1=F2=470kN 時，關(guān)鍵點1 與1′處的接觸壓力為0，即上橫梁與立柱在關(guān)鍵點1、1′的接觸處于臨界分離狀態(tài)，按照經(jīng)驗公式提供的預(yù)緊系數(shù)不能滿足此壓力機的可靠性要求，且此時接觸面的接觸壓力云圖如圖7 所示，接觸壓力在中心載荷的作用下仍然呈現(xiàn)左右對稱及前后對稱。

圖7 接觸壓力云圖（k=1.5 F1=F2=470kN）

3.2.2 公稱力加載時的接觸壓力（預(yù)緊力改變）

當(dāng)F1=F2=800kN，F(xiàn)=1600kN 時，通過改變預(yù)緊力F預(yù)的大小，研究接觸面的接觸壓力分布規(guī)律。關(guān)鍵點1、1′與2、2′處預(yù)緊力對接觸壓力的影響曲線如圖8 所示，隨著預(yù)緊力的增加，關(guān)鍵點1、1′與2、2′處的接觸壓力逐步增大、對稱關(guān)鍵點的接觸壓力大小基本相同，且在關(guān)鍵點1 與1′處的接觸壓力隨預(yù)緊力增大的變化幅度較大。

圖8 預(yù)緊力對接觸壓力的影響曲線

通過有限元仿真分析發(fā)現(xiàn)，當(dāng)關(guān)鍵點1 與1′處接觸壓力恰為0 時，則表示上橫梁與立柱的接觸面在該關(guān)鍵點處于臨界分離狀態(tài)，所需每根拉桿的預(yù)緊力F預(yù)=960kN，即預(yù)緊系數(shù)k=2.4，此時接觸壓力云圖如圖9 所示，左右兩立柱與上橫梁接觸面的接觸壓力仍然左右對稱及每一側(cè)立柱接觸面的接觸壓力前后對稱。

圖9 接觸壓力云圖（k=2.4 F1=F2=800kN）

3.3 偏心加載狀態(tài)時的接觸壓力

從大梁沖工藝分析獲知，i 應(yīng)在1～3，當(dāng)出現(xiàn)偏心載荷時，隨著i=的改變，施加不同的預(yù)緊力以保證立柱內(nèi)側(cè)接觸不分離，即關(guān)鍵點1 與1′處的接觸壓力恰為0，則此時每根立柱的臨界預(yù)緊力為F′，如表5 所示；則偏載系數(shù)對預(yù)緊系數(shù)的影響曲線如圖10 所示，在關(guān)鍵點1 與1′臨界分離狀態(tài)時，隨著偏載系數(shù)i 的增大，預(yù)緊系數(shù)k 值也在增大，在滿足U 型縱梁腹面沖孔最大偏載i=3 時，所需臨界預(yù)緊力F′=1170kN（即預(yù)緊系數(shù)k=2.925），為保證機身的可靠性，預(yù)緊系數(shù)應(yīng)取k=3。

圖10 偏載系數(shù)與預(yù)緊系數(shù)變化圖

表5 不同偏載條件下臨界預(yù)緊力與預(yù)緊系數(shù)

在不同偏載條件下，上橫梁與立柱的接觸面接觸壓力云圖如圖11 所示，隨著偏載系數(shù)i 的增大，在臨界預(yù)緊力時，左右兩立柱與上橫梁接觸面的接觸壓力不再對稱，在靠近較大偏載的立柱內(nèi)側(cè)接觸應(yīng)力較小，但同一側(cè)立柱前后方向接觸壓力仍然對稱。

圖11 不同偏載條件下的接觸壓力云圖

4 結(jié)論

本文建立了1600kN 閉式雙點壓力機組合機身的三維模型，運用AnsysWorkbench 對預(yù)應(yīng)力組合機身開展了靜力學(xué)分析，得出以下結(jié)論：

（1）在預(yù)緊力的作用下，左右立柱與上橫梁接觸面的接觸壓力分布是不均勻的，但左右立柱的接觸壓力對稱，同一側(cè)立柱的接觸壓力前后對稱且中間小、兩端大。

（2）在中心加載的條件下，隨著工作載荷的增大，接觸壓力分布不均勻的現(xiàn)象越發(fā)嚴(yán)重，且針對此臺面較大，中心載荷在立柱與上橫梁接觸面產(chǎn)生的力矩較大，經(jīng)驗公式中的預(yù)緊系數(shù)偏小，不能滿足要求，需要適當(dāng)增加預(yù)緊力，預(yù)緊系數(shù)至少取k=2.4。

（3）由于多工位壓力機非對稱沖孔工藝造成的壓力機機身承受偏心載荷，在偏載系數(shù)取最大值i=3時，為保證壓力機機身的可靠性，預(yù)緊系數(shù)應(yīng)取k=3。