JD36-630型压力机机身有限元分析与测试

牛瑞霞，詹俊勇，仲太生，李士佩

（江苏扬力集团有限公司，江苏扬州225127）

0 引言

随着汽车工业的快速发展，大吨位、高刚度的闭式组合机身压力机越来越受到青睐。对于目前的设计而言，设计人员大多采用材料力学中杆、梁结构进行计算与验证[1-2]，但这种方法工作量大，设计过程繁杂，耗时耗力，对整台压力机的设计效率有一定的影响。随着计算机技术的发展与应用，有限元单元模拟计算法逐渐被广大设计者所接受，在压力机结构设计方面得到广泛应用。本文利用有限元分析软件ANSYS，对JD36-630压力机进行机身分析，并对样机进行测试[3]，两者结果对比，在此基础上修正模型，为有限元分析与优化提供实际参考。

1 有限元模型建立

JD36-630型压力机机身有限元模型主要由横梁、立柱和底座三大部分组成，通过拉紧螺杆连接起来，组装时，给拉紧螺杆施加一定的预紧力，根据经验，大小为1.5倍的公称压力。根据二维图纸，借助SolidWorks绘制出三维模型，并导入ANSYS中，结果如图1所示，机身为焊接件，机身及拉紧螺杆参数见表1。

图1 组合机身有限元模型

表1 机身材料基本参数

1.1 有限元模型中结合面处理[4]

该机身三大件由钢板焊接而成，采用粘结的结合方式，其中拉紧螺杆的螺母与横梁，横梁与立柱，立柱与底座，底座与下面的螺母之间采用不分离的接触方式，即目标面和接触面一旦建立接触就不再分离，但沿接触面允许微小的滑动。

1.2 边界条件

压力机底座通过地脚螺栓与地基相连的部分6自由度全约束，底座面上其他与地基接触的面引入三坐标接触约束，机身工作时承受两个方向相反、大小相等的载荷，一个作用在曲轴孔上，方向朝上；另一个作用在工作台板上，方向朝下，四根拉紧螺杆上分别承受1.5倍的预紧力，同时机身还受到重力的作用，示意图如图2。

图2 机身受力示意图

2 静态特性分析

2.1 强度分析

机身应力分布如图3所示，机身最大应力发生在横梁拉紧螺杆孔的一圈，最大为138.89MPa，机身整体应力在20～50MPa。

图3 机身应力云图

2.2 刚度分析

机身变形如图4所示，最大变形发生在拉紧螺杆上，最大为2.246mm。

图4 机身变形云图

3 压力机测试

3.1 应力测试

根据JD36-630压力机的机身结构和受力，在适当的应力测点粘贴上电阻应变片，测试中将电阻应变片与静态应变仪相连，参照实际工况给压力机加载，通过计算机控制，将测得的应力数据采集下来。

3.2 变形测试

利用位移传感器（即百分表）测试压力机在工况下静态加载时各典型位置的位移情况。为机床刚度性能优劣分析提供可靠依据。

3.3 测试结果及对比

图5 现场测试图

在测试过程中，先对压力机施加1.5倍公称压力的预紧力且装配好整台机床，将测试仪器调零，因此，在预紧力和载荷共同作用的应力和变形的基础上，减去只有预紧力作用下的应力和变形值，才是最终测得的值，分别在四根立柱上取两点，与实测应力对比，结果基本吻合，误差不到10%，对比结果如表2所示。

表2 机身受载时各取样点应力值对比

根据实测变形与有限元分析的变形值绘制变形曲线，如图7所示，两者变形值基本接近。

4 结论

（1）通过对ANSYS有限元模型接触面的处理以及预紧螺栓施加预紧力的作用，更加接近压力机实际工况。从对横梁、立柱、底座的静态应力分析和测试对比中可以看出，二者的结果很接近。因此可以综合有限元计算结果和测试结果，利用有限元分析机身应力具有一定可行性。

（2）通过有限元分析和测试相结合的方法对JD36-630型压力机分析，不仅可以避免因单独进行有限元分析或测试带来的误差，提高了分析结果的可靠性，也验证了有限元的正确性。

图6 取样点标注图

图7 机身受载时变形值对比

[1]何德誉.曲柄压力机[M].北京：机械工业出版社，1987.

[2]张 皓，贾 方，王兴松.闭式压力机组合机身的有限元分析[J].锻压装备与制造技术，2006，41（4）：32-35.

[3]詹俊勇.JH21-63型压力机机身的有限元分析与结构测试[J].锻压装备与制造技术，2010，45（2）：61-63.

[4]袁松梅，林继杰，刘 强.数控机床整机有限元分析[J].机床与液压，2008，（4）：17-19.

[5]沈炜良，金 红，陈 玮.高速压力机组合机身的有限元分析.现代制造工程，2004，（5）：56-58.