基于有限元计算的冷锻压力机组合机身的结构优化

发布时间：2021-08-20 18:25

　　以连杆式冷锻压力机的闭式组合机身为研究对象,将机身三维模型导入Workbench中建立有限元分析模型,进行静力学分析和模态计算,得到机身应力整体在160 MPa以下,机身挠度为0. 36 mm,一阶频率为15. 886 Hz,均满足使用要求。立柱Z向变形为0. 32 mm,超过许用值0. 2 mm,因此机身有优化的余量和必要。采用多目标优化的方法,以静力学分析为基础,定义机身不同板厚为设计变量,设置机身受到的应力、立柱Z向变形为约束条件,以机身重量为目标函数。对比3组不同计算结果得到的优化方案,选择方案1:机身重量由73828 kg变为66706 kg,机身重量减少9. 6%,实现了机身的轻量化。对优化后的机身进行刚度计算和模态分析,得到机身挠度为0. 35 mm,立柱Z向变形量为0. 18 mm,一阶频率为15. 688 Hz,可以满足实际使用要求。因此在压力机设计中,可以考虑减薄板厚,以实现在满足使用要求的前提下达到机身减重、降低制造成本的可能。 

【文章来源】：锻压技术. 2020,45(06)北大核心CSCD

【文章页数】：7 页

【部分图文】：

冷锻压力机三维模型

本文讨论的12500 kN冷锻压力机为闭式组合结构机身，机身主体由上横梁、下横梁和立柱3个部分组成。使用拉杆将上横梁、下横梁与左右立柱进行预紧，将其构成一个整体。实际工作中时，产生的锻造力通过传动机构分为两个部分:一部分力传递到机身上横梁，即上横梁受力为F1;一部分力传递到上横梁安装偏心轴的圆孔处，即偏心轴安装孔受力为F2[6]。机身在工作条件下的受力示意图如图2所示。其中，F1的水平方向分力F1x=9.467×103kN,F2的水平方向分力F2x=3.033×103kN,F1的竖直方向分力F1y=0.945×103kN,F2的竖直方向分力F2 y=0.630×103kN，立柱水平方向受力H=1.575×103k N,Pg为公称载荷。1.3 计算结果分析

在压力机工作过程中，常见的激振源有滑块和传动齿轮。为防止压力机产生共振，机身的固有频率应远离激振源[9]。本文中压力机滑块的运动频率在0.42～0.83 Hz之间;小齿轮的运动频率在3～6 Hz之间。从上述结果来看，优化前机身的一阶固有频率为15.862 Hz，与激振源最大值6 Hz相差较远，因此，机身固有频率远离激振源，不会产生共振。图4 优化前的机身模态分析有限元模型

【参考文献】：
期刊论文
[1]12500 kN冷锻压力机机身结构的有限元分析[J]. 侯佳欣,李江国,蒋鹏,徐超,李海涛.  锻压技术. 2018(05)
[2]闭式压力机组合机身的有限元分析[J]. 张皓,贾方,王兴松.  锻压装备与制造技术. 2006(04)
[3]高能螺旋压力机整体机身有限元分析及结构改进[J]. 郝滨海,张勇,杨芳.  山东大学学报(工学版). 2002(02)

硕士论文
[1]CWFP12500KN冷锻压力机机身有限元模态分析及结构优化[D]. 杨东祺.机械科学研究总院 2014
[2]LTH450T高速压力机运动机构及机身结构的仿真分析与优化[D]. 闫玉芝.山东大学 2014
[3]1350吨多连杆冷锻压力机的参数优化及动力学研究[D]. 潘庆元.机械科学研究总院 2013
[4]伺服压力机整机有限元分析与机身的结构优化[D]. 袁金刚.华中科技大学 2009
[5]物理拉深筋对高强钢板成形质量影响的数值模拟及其结构参数优化[D]. 马正鹏.山东大学 2009
[6]高速压力机闭式组合机身有限元分析与优化[D]. 金红.广西大学 2004



本文编号：3354004