大吨位挤压铸造机框架有限元分析

尹建峰， 刘贤华， 吕国锋， 游东东

（1.广东科达机电股份有限公司，广东佛山528313；2.华南理工大学，广州510640）

大吨位挤压铸造机框架有限元分析

尹建峰1， 刘贤华1， 吕国锋1， 游东东2

（1.广东科达机电股份有限公司，广东佛山528313；2.华南理工大学，广州510640）

大吨位挤压铸造机框架是承载工作压力的最重要组件之一，其框架设计不仅直接影响压机的使用与寿命，而且是反映主机整体设计水平的重要因素。文中通过有限元分析对主机框架在工作状态下进行结构刚度和强度校核计算，得出主机框架整体安全、可靠。其研究结果为大吨位挤压铸造机的生产与制造提供了有效的理论依据。

二板机；挤压铸造；有限元分析；结构优化

0 引言

大吨位挤压铸造机（又称液态模锻）最早由德国人在二战时期形成，二战后转入前苏联，20世纪50年代后经过日本宇部公司全面深入研究和发展形成系列锁模力成型装备，在汽车和精密装备制造中得到良好的运用。由于其制品性能优异，推动了高端汽车总体技术水平的提高，同时也由于其优异的成型性能可运用于国防。

本文以广东科达机电股份有限公司自主创新的3300t大吨位挤压铸造机为研究对象，如图1所示。主机结构为国际上先进的二板机结构。在压力机械结构设计中，有限元分析因其可以较精确地揭示压力机主机的受力及变形情况，已成为压机结构设计的重要依据。通过主机架结构进行有限元模拟分析，并通过有限元模拟分析的结果，对主体框架进行安全性和可靠性验证，其分析结果为结构改进优化提供重要依据。主机架结构的优劣不仅直接影响压机的寿命，而且与加工、制造、安装等方面密切相关，是反映设计、制造水平的重要因素。

1 主机参数

挤压铸造机总工作载荷：33 000 kN。

材料参数的确定，主机框架共4种材料，为合金钢、碳钢、铸钢和铸铁，材料参数如下：

合金钢：弹性模量E=2.06×1011Pa，泊松比μ=0.3，屈服强度σs=440 MPa；

碳钢：弹性模量E=2×1011Pa，泊松比μ=0.3，屈服强度σs=345 MPa；

图1 3 300 t挤压铸造机

铸钢：弹性模量E=1.9×1011Pa，泊松比μ=0.3，屈服强度σs=270 MPa；

铸铁：弹性模量E=1.4×1011Pa，泊松比μ=0.25，屈服强度σb=200 MPa。

2 主机框架结构有限元分析

2.1 有限元模型的建立

主机框架简化1/2模型如图2。主机框架结构比较复杂，为独立导轨导向的新型二板机结构，主机框架结构尺寸为：2 846 mm×3 960 mm×5 500 mm。独立导轨导向结构不再使用大拉杆为导向，将大拉杆从复杂的受力工况解放出来只承受合模力，独立导轨同时为后续的辅机安装提供了重要支撑，导轨部分为碳钢焊接结构，导轨摩擦副材料为铸铁；主机下部为主油缸部件，主油缸部件一部分为碳钢，一部分为合金钢；主机上部为抱合螺母部件，图2中为简化后的抱合螺母，抱合螺母材料为合金钢；大拉杆材料为合金钢，动、定梁材料为铸钢，模具材料为碳钢。主机合模动作为当抱合螺母抱合后主油缸施加油压从而形成合模力。

根据有限元模拟计算的需要，本次考察的主要是主机框架的变形、应力情况，故本次计算对主机框架的结构进行了相应的简化，舍去小的倒圆角以及小的螺纹孔，对抱合螺母与大拉杆连接螺纹部分进行简化。模具尺寸按照实际工况设定尺寸，该主机最初模具为铝合金轮毂模具，其模具尺寸为1 380 mm×1 380 mm×1 120 mm。同时考虑到如果对主机架整体有限元模型进行计算将会对计算机的配置要求非常高，而主机架结构为前后对称结构，故可用二分之一结构进行计算与分析。在有限元分析中，六面体八节点单元相对于四面体十节点单元分析精度较高且运算速度较快，故网格划分时尽可能采用六面体八节点单元。本次的计算是利用有限元求解程序MSC.MARC+ MSC.PATRAN，求出机架在公称压制力下工作时的刚度、强度，在此过程中对原结构进行一些局部优化。对主机框架的网格划分定模板采用四面体十节点单元，其余采用六面体八节点单元，在局部关键区域进行网格细化，节点数47 020；单元数32 617。主机框架有限元网格模型如图3所示。

图2 主机框架简化二分之一模型

图3 有限元网格二分之一模型

2.2 边界条件设置及加载

对主机框架的有限元模型施加边界条件及载荷，原则上尽可能接近实际工况。边界条件及加载如图4所示，对称面施加对称边界条件，即该对称面的法向位移为零，主机底座地脚螺钉孔处固定，各个相邻零件之间接触类型定义为可分离的接触，零件之间的摩擦因数设定为0.1，主油缸腔压力28.8 MPa。

2.3 有限元模拟结果分析

2.3.1 模拟分析结果合理性检查

边界条件的检查：通过检查分析结果的对称面、约束点以及主油缸承受油压面可知满足所定义的要求。

图4 边界条件及加载

有无应力奇变点：通过检查框架可知整个模型的应力梯度变化合理，无明显的奇变点。说明模型的建立和边界条件的定义符合要求，见图5。

图5 主机框架应力情况

拉杆的变形情况与理论分析的误差：大拉杆有效受力长度为3 357 mm，杆件变形公式为△l＝Pl/（EA）。代入数值得△l=1.48 mm，而有限元计算拉杆变形结果约为1.53 mm，有限元计算结果与理论计算误差为3.38%。考虑到有限元分析结果并非完全的拉伸，由于模板变形还导致大拉杆有一定的弯曲变形，这也足够说明理论计算与有限元结果相当接近，分析结果是可信的。大拉杆变形分析件如图6。

图6 大拉杆有限元受力轴向变形

2.3.2 有限元模拟结果分析

1）刚度分析。在施加合模力后，主机框架会产生一定的弹性变形，需对其刚度进行分析。该挤压铸造机框架为国内首创结构，除考虑整体变形情况外，更多关注的是导轨以及两个模板的变形。刚度分析包括：主机框架的整体变形，导轨在x方向（水平方向）变形程度，两个模板在y方向（竖直方向）的变形情况。图7是主机框架总体的位移云图，图8是导轨在x方向（水平方向）的位移云图，图9是定模板在y方向（竖直方向）的位移云图，图10是动模板在y方向（竖直方向）的位移云图。

图7 主机框架整体变形云图

图8 导轨在x方向（水平方向）的变形云图

图9 定模板在竖直方向的变形云图

图10 动模板在竖直方向的变形云图

由图可知：主机框架变形最大的地方在大拉杆及主油缸部位处，最大位移值为2.34 mm，该变形主要由大拉杆的拉伸变形产生，一般情况下拉杆的弹性变形由材料力学判定都在安全范围之内可以不予考虑，不考虑大拉杆变形，主机框架变形约为0.6 mm，在安全范围之内。导轨中间部位在x方向（水平方向）的最大变形为0.482 mm，该变形是由于动模板变形侧向挤压导轨产生，导轨的高度为5 030 mm，则导轨单位长度变形为0.09 mm/m，导轨的变形在允许的安全范围内。定模板的模具安装平面在y方向（竖直方向）中间圆孔处两边点变形为-0.261 mm、-0.254 mm，两边缘处的变形为-0.186mm、-0.138mm，则定模板竖直方向单位变形一侧为0.066 mm/m，另一侧为0.10 mm/m，定模板工作平面两边变形不一致主要是由于下面一侧有一大缺口造成，一般模板原则上变形不能超过0.15 mm/m，定模板变形也是在允许的范围之内。动模板的变形为0.07 mm/m，也是在安全的允许范围内。

2）强度分析。工作状态下，主机框架属于复杂受理状态，既有压应力也有拉应力，当结构设计不合理时，局部应力集中会成为疲劳破坏源，导致整个结构的失效，设计中应予以关注。主机框架均为弹塑性钢材，以第四屈服强度理论为依据，分别考察大拉杆、导轨、动定模板的应力情况。图11～图14分别为大拉杆、导轨、定模板、动模板的von Mises图。

图11 大拉杆von Mises图

图12 导轨von Mises图

图13 定模板von Mises图

由大拉杆合应力图可知最大应力为169 MPa，位于大拉杆与抱合螺母结合部位，该应力较大主要是由于螺母前端受力大后端受力小造成，该处安全系数为2.6倍；拉杆主要受单向拉应力，拉杆主体拉应力为95 MPa，这说明拉杆设计是合理的，拉应力过大容易导致拉断，拉应力过小说明拉杆的安全系数过大，会浪费材料。由导轨应力图知其最大合应力仅为17.4 MPa，说明导轨主要是承担模板导向，并没有参与到主机复杂的受力工况中，承受模板导向功能足以满足。由定模板应力图知最大von Mises应力为63.4 MPa，位于主油缸与模板结合处，该处主要承受压应力，定模板的屈服强度为270 MPa，则安全系数为4.25倍，是足够安全的；需要注意的是中间圆孔边缘最大拉应力为62.5 MPa，该圆孔通过机加工后边缘处需要人工打磨一定圆角，以提高其疲劳强度。由动模板应力图知最大von Mises为128 MPa，位于抱合螺母和动模板结合处，主要为压应力，动模板安全系数为2.1倍，是在安全范围内。动模板的最大合应力约为定模板最大合应力的2倍，均在与大拉杆与模板联接部位，均为压应力，原因在于定模板下方为主油缸底盖，主油缸底盖和定模板的接触面积远大于抱合螺母和动模板的接触面积，接触面积大则会将应力扩散，局部应力集中不会很明显。

3 结语

通过对3 300 t大吨位挤压铸造机框架总体结构进行刚度和强度的有限元模拟校核计算，主机架总体结构刚度和强度均安全、可靠。在结构优化设计上通过对定模板圆孔下边缘处打磨成圆角以提高其疲劳强度，在实际工业运行中验证主机是可靠的。

［1］ 俞新陆.液压机的设计与应用［M］.北京：机械工业出版社，2009.

［2］ 罗守靖.液态模锻与挤压铸造技术［M］.北京：化学工业出版社，2007.

［3］ 刘鸿文.材料力学［M］.北京：高等教育出版社，1998.

［4］ 李邦国.Patran 2006与Nastran 2007有限元分析实例指导教程［M］.北京：机械工业出版社，2007.

［5］ 邵敏.有限单元法的基本原理和数值方法［M］.北京：清华大学出版社，2001.

［6］ 陈火红.新编Marc有限元实例教程［M］.北京：机械工业出版社，2007.

［7］ 刘鸣放，刘胜新.金属材料力学性能手册［M］.北京：机械工业出版社，2011.

（编辑明 涛）

Finite Element Aalysis of Main Frame Structure in Large Tonnage Squeeze Forming Machine

YIN Jianfeng1,LIU Xianhua1,LYU Guofeng1,YOU Dongdong2
（1.Guangdong KEDA Industrial Co.,Ltd.Foshan 528313,China；2.South China University of Technology，Guangzhou 510640，China）

Main frame structure of large tonnage squeeze casting is the most important component for bearing workpressure,the design of main frame structure not only directly effects use and life of the machine,but also reflects important factor of the main machine whole designing level.FEA has been applied to respectively check the stiffness and strength of the main frame structure under the working status in the text.It is verified that the whole structure of main frame is safe and reliable.The achievement provides effective theoretical basis for production and manufacturing of large tonnage squeeze casting machine.

two board machine;squeeze casting;finite element analysis;structure optimization

TP 391.7

A

1002－2333（2014）05－0130－03

尹建峰（1980—），男，硕士，工程师，从事挤压成型装备设计研发。

2014-03-10

国家科技支撑计划项目（2011BAE21B02）；第一批广东省战略性新兴产业核心技术攻关项目（2011A010802005）