揚州大學廣陵學院 本科生畢業設計 畢業設計題目 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 學 生 姓 名 專 業 機械設計制造及其自動化 班 級 指 導 教 師 完 成 日 期 2014 年 6 月 2 日 I 中文摘要 有限元分析和結構優化等 CAE 技術的應用，對于縮短產品開發周期，提高產品質量，降低制造成本，增強企業競爭力具有重要意義。本論文以壓力機機身為研究對象， 利用有限元分析軟件 ANSYS 作為分析工具，進行有結構靜態分析、結構優化設計以及模態分析。 首先， 采用四面體實體單元建立機身的三維有限元模型，對壓力機機身結構和受力特點進行分析，確定其載荷分布和約束，分析計算有限元模型，得到機身的應力與應變分布規律。校核機身部件的強度和剛度，并且根據分析的結果進行結構優化設計 ,通過較傳統的人工優化找出了比較合理的結構，用加厚材料來矯正變形量過大的問題，用去除受力或變形小區域的材料來減輕質量等。 其次， 運用 ANSYS Workbench 進行模態分析，分析其固有頻率以及對應的 振型。了解該壓力機的模態特征和動態特征，為結構的 動態 設計和改進提供了理論依據和基礎 。 最后 ， 對論文的研究內容進行了總結和展望。 關鍵詞：壓力機，有限元分析，優化設計，模態分析 II Abstract The application of finite element analysis and structure optimization of CAE technology, to shorten the product development cycle, improve product quality, reduce manufacturing cost, is of great significance to enhance the competitiveness of enterprises. The press frame as the research object, using finite element analysis software ANSYS as the analysis tool, a structural static analysis and modal analysis, structure optimization design. First of all， to establish a three-dimensional finite element model of the frame using tetrahedron solid element, the press frame structure and force characteristics of the analysis, to determine the load distribution and constraints, calculation and analysis of finite element model, to get the stress and strain distribution. Check the strength and stiffness of body parts, and the structure optimization design based on the analysis of the results, a reasonable structure has been found by artificial optimization than traditional, with thicker materials to correct excessive deformation problem, remove stress or deformation small region of the material to reduce quality etc. Secondly, the use of ANSYS Workbench analysis of modal analysis, the natural frequency and the corresponding vibration mode. Understand the modal characteristics of the press and the dynamic characteristic, has provided the theory basis and the foundation for dynamic design and structure improvement. Finally, the research contents of the thesis are summarized and prospects. Keywords: Press, finite element analysis, optimization design, modal analysis III 目錄 中文摘要 . I Abstract . II 第一章 緒論 . 1 1.1 國內外壓力機發展狀況 . 1 1.1.1 國外壓力機發展狀況 . 1 1.1.2 國內壓力機發展狀況 . 1 1.2 有限元分析方法 . 2 1.2.1 有限元理論 . 2 1.2.2 有限元分析軟件的簡介 . 3 1.2.3 機身結構設計中的有限元運用 . 4 1.3 課題來源及選題的目的和意義 . 4 1.3.1 課題來源 . 4 1.3.2 選題的目的和意義 . 4 1.3.3 課題研究的內容和解決的問題 . 5 第二章 壓力機機身的靜態分析 . 7 2.1 機身簡介 . 7 2.2.1 單元類型的選擇 . 8 2.2.2 網絡的劃分 . 9 2.2.3 邊界條件的施加 . 9 2.2.4 材料特性 .11 2.3 計算結果分析 .11 2.3.1 應力和變形要求 .11 2.3.2 應力和變形圖形顯示 . 12 2.3.3 應力分析 . 14 2.3.4 變形分析 . 15 2.4 本章小結 . 15 IV 第三章 機身結構的改進 . 16 3.1 優化分析 . 16 3.2 優化方案一 . 16 3.3 優化方案二 . 18 3.4 優化方案三 . 20 3.5 優化方案四 . 22 3.6 選擇最佳方案 . 24 3.7 本章小結 . 25 第四章 機身的模態分析 . 26 4.1 模態分析概述 . 26 4.1.1 模態分析理論基礎 . 26 4.1.2 模態分析 原理 . 26 4.2 對機身進行模態分析 . 27 4.2.1 自由模態分析 . 27 4.2.2 自由模態描述 . 31 4.2.3 約束模態分析 . 31 4.2.4 約束模態描述 . 35 4.3 本章小結 . 36 第五章 結論和展望 . 37 5.1 結論 . 37 5.2 展望 . 37 致謝 . 39 參考文獻 . 40 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 1 第一章 緒論 1.1 國內外壓力機發展狀況 機械行業是國民產業中極其重要的基礎行業 1。隨著我國國民經濟的快速發展，各行各業對壓力機需求也越來越多，國內國際市場競爭非常激烈。隨著現代科學技術的快速發展，機械行業正從以機器為特征的傳統技術時代向著高速化、高精化和柔性化的信息時代發展，即利用當代高科技信息來裝備傳統的機械 行業 2。我們運用有限元分析技術對 高速壓力機 進行結構分析并給出優化方案。 來 提高壓力機產品的性能，質量和壽命，降低產品成本提供科學計算分析的依據，增強其產品在市場的競爭力。 1.1.1 國外壓力機發展狀況 高速壓力機的發展將近有 100 年的歷史。 1900 年德國的舒勒 (SCHULER)壓力機公司發明生產出世界第一臺自動化壓力機 3。美國亨利特公司在 1910 年首創四柱底傳動結構的高速壓力機，當時稱為 dieing machine4。在 1955 年以前該機為高速壓力機的代表機型。以后隨著電機和電器工業的 發展，各國紛紛研制高速壓力機。 1953 年德國舒勒公司生產出 1250kN 閉式雙點壓力機，行程 20mm，行程次數達到 150rpm5。后來美國明斯特（ MINSTER）公司推出的 Pulsar 系列超高速壓力機以及日本會田公司引進瑞士布魯德勒公司技術生產 AIDA-BRUDERER 系列 BSTA 型高速壓力機和 PDAL 系列高速壓力機也均采用了上傳動方式，不但提高了動態精度，也在一定程度上減少了噪聲 6-7。隨著科學的發展，技術的革新，壓力機的品種越來越多，質量越來越好，壓力越來越大，精度也越來越高 。目前世界上能夠生產出一流壓力機的主要國家都是傳統的制造強國，其中以日本、美國和德國為主。現在和日本、德國并稱為世界三大高速壓力機生產基地 58。世界上已經能夠設計生產出最大壓下能力為 60000KN 的單動壓力機、最大壓下能力為 32000KN 的雙刀壓力機以及最大壓下能力為 85000KN 的多工位壓力機 9。 1.1.2 國內壓力機發展狀況 國內高速壓力機是上世紀 80 年代開始從國外引進技術而發展起來的。目前，生產高速壓力機的主要廠家有上海第二鍛壓機床廠、廈門鍛壓機床有限公司、諸城 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 2 鍛壓機床股份有限 公司、寧波機床廠和江蘇揚力集團等。我國第一臺高速壓力機是在 1982 年由濟南鑄鍛機械研究所和北京低壓電器廠共同研制的。該壓力機公稱力為 600KN，最高的速度可達到 400 次 /min。隨后又成功研制了公稱力 300KN，最高速度 600 次 /min 的高速精密壓力機。跨入 21 世紀后，國內企業中徐州鍛壓機床廠的高速沖床生產開始形成規模，先后研制成功了 JF75G 系列閉式高速壓力機和 V H45 開式高速精密沖床，其沖壓速度分別達到 600 次 /min 和 1200 次 /min10。目前，由于國內 材料技術和機械加工技術與國外先進技術存在差距，國內高速壓力機的發展也受到了相應的制約。其中差距主要表現在高速壓力機的可靠性和加工精度上，在高精度的加工領域內缺乏競爭力；國內的自動控制與補償技術還未較好的應用于高速壓力機中，使國內產品精度相對先進技術較低；由于國內高速壓力機產品主要通過引進技術生產和自我研發較少，故而國內壓力機品種和規格較為單一 11-13。 1.2 有限元 分析方法 1.2.1 有限元理論 有限元的的核心思想是結構的離散化，就是將實際結構假象的離散為有限數目的規則單元組合體。實際結構的物理性能 可以通過對離散體進行分析，得出滿足工程進度的近似結果來替代對實際結構的分析，這樣可以解決很多實際工程需要解決而理論分析又無法解決的復雜問題。有限元的創立與科學的發展和工業界需求相關。1953 年， Ray W.Clough 在波音公司分析三角形機翼振動時，將機翼分成很多片小三角形板，計算的機翼結構撓度與小比例模型試驗數據吻合是有限元的雛形。 1955 年， John H. Argyris 提出矩形單元。 1956 年，第一篇有限元文章發表，正式拉開了有限元發展的歷史 14。自從 1965 年 “有限元 ”這個名詞第一 次出現，到今天有限元方法在工程上得到廣泛應用，已經經歷了四十年的發展歷史，理論和算法都已經日趨完善。近年來隨著計算機技術的普及和計算速度的不斷提高，有限元分析在工程設計和分析中得到了越來越廣泛的重視，已經成為解決復雜的工程分析計算問題的有效途徑，現在從汽車到航天飛機幾乎所有的設計制造都已離不開有限元分析計算，其在機械制造、材料加工、航空航天、汽車、土木建筑、電子電器、國防軍工、船舶、鐵道、石化、能源、科學研究等各個領域的廣泛使用已使設計水平發生了質的飛躍。主要表現如下幾方面：增加產品和工程的可靠性；在產品的 設計階段發現潛 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 3 在的問題；經過分析計算，采用優化設計方案，降低原材料成本；縮短產品投向市場的時間；模擬試驗方案，減少試驗次數，從而減少試驗經費 15-17。 1.2.2 有限元分析 軟件的 簡介 ANSYS 是目前國際上著名的有限元軟件之一，該軟件是集結構、熱、流體、電磁場、聲場和藕合場分析于一體。 ANSYS 廣泛應用于機械、航空航天、能源、交通運輸、土木建筑、水利、電子、地礦、生物醫學、教學研究等眾多領域。 ANSYS 作為一個功能強大、應用廣泛的有限元分析軟件，其技術特點主要表現在以下幾個方面 : 1） 數據統一。 ANSYS 使用統一的數據庫來存儲模型數據及求解結果，實現前后處理、分析求解及多場分析的數據統一。 2） 強大的建模能力。 ANSYS 具備三維建模能力，僅靠 ANSYA 的 GUI(圖形界面 )就可建立各種復雜的幾何模型。 3） 強大的求解功能。 ANSYS 提供了數種求解器，用戶可根據分析要求選擇合適的求解器。 4） 強大的非線性功能。 ANSYS 可以進行幾何非線性、材料非線性及狀態非線性分析。 5） 智能網格劃分。 ANSYS 可根據模型的特點自動生成有限元網格。 6） 良 好的優化功能。利用 ANSYS 的優化設計功能，用戶可以確定最優設計方案：利用 ANSYS 的拓撲優化功能，用戶可以對模型進行外型優化，尋求物體對材料的最佳利用。 7） 可實現多場藕合功能。 ANSYS 可以研究各物理場間的相互影響。 8） 提供與其他程序接口。 ANSYS 提供了與多數 CAD 軟件及有限元分析軟件的接口程序 ,可實現數據共享和交換。 9） 良好的用戶開發環境。 ANSYS 開放式的結構使用戶可以利用 APDL、 UIDL和 UPFS 對其進行二次開發。 結構分析是 ANSYS 功能之一，其中包括：靜 力分析 (用于分析結構的靜態行為，可以考慮結構的線性及非線性特性 )；模態分析 (計算線性結構的自振頻率及振型 )；譜分析 (是模態分析的擴展 ,用于計算由于隨機振動引起的結構應力和應變 )；協響應 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 4 分析 (確定線性結構對隨時間按正弦曲線變化的載荷的響應 )；瞬態動力學分析 (確定結構對隨時間任意變化的載荷的響應，可以考慮與靜力分析相同的結構非線性特性 )；特征屈曲分析 (用于計算線性屈曲荷載，并確定屈曲模態形狀 )；專項分析 (斷裂分析，復合材料分析，疲勞分析 )等。 1.2.3 機身結構設計中的有限元運用 優化設計越來越多地應用于產品 設計中。通過優化設計，能夠使零部件的的力學性能得到改善，并獲得理想的結構布局和尺寸大小。結構優化是指在預定目標和一組給定幾何和行為約束的范圍內，尋求滿足條件的最優解。機械結構應用優化設計方法一般可節省材料 7% 40%，因此優化設計技術越來越受到人們的重視。 機身是機床中結構和受力比較復雜的部件，機身有限元分析的目的在于提高其承受能力和抗變形能力、減輕其自身重量并節省材料。另外，就整個機構而言，當機身重量減輕后，整個機床重量也隨之降低，從而改善整個機床的動力 性和經濟性等性能。 安全、節能和環保是機床面臨的三大熱點問題，如何提高整個機床的加工精度是機床穩定性中需要解決的問題之一。利用有限元法進行機床加工過程的模擬計算，涉及到大變形等非線性問題，不同于一般的有限元分析。由于模擬計算可以節省昂貴的實體實驗經費，且在設計階段模擬分析是唯一的分析手段，國內、外機床公司普遍采用這一方法。 1.3 課題來源及選題的目的和意義 1.3.1 課題來源 本課題來源于江蘇揚力集團有限公司。 J75G-200 閉式高速壓力機 是該公司根據市場需求而開發研制的產品。運用有限元分析技術對 J75G-200 閉式高速壓力機 進行結構分析并給出優化方案。通過本課題的研究，為提高壓力機產品的性能，質量和壽命，降低產品成本提供科學計算分析的依據，增強其產品在市場的競爭力。 1.3.2 選題的目的和意義 近年來 ， 由于我國國民經濟的飛速發展 ， 各行各業對壓力機特別是新型壓力機的需求越來越多 ， 國內國際市場競爭非常激烈。世界許多壓力機生產廠家都把精力 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 5 集中在開發高速度、高精度的壓力機上。我國目前對壓力機機身的設計長期以來還沿用經驗、類比的傳統設計方法 ， 設計出的床身不僅性能差 ,結構笨重 ， 速度、精度提不高 ， 而且設計周期長 ， 制 造成本高 ， 更新換代慢 ， 這些問題使得國產壓力機在高檔次壓力機領域內無法與國外壓力機相抗衡。隨著電子技術、計算機技術與機床分析技術的結合 ， 要求我們引入現代設計理念與手段 ， 利用有限元法進行靜態、動態特征的計算 ， 對新型壓力機機身作全面的分析優化。同時 ， 對壓力機的優化方法進行探索 ， 實現真正意義上的設計 。 1.3.3 課題研究的內容和解決的問題 1）主要內容 要求運用有限元分析軟件 ANSYS 對 J75G-200 閉式高速壓力機 進行有結構靜態分析、模態分析以及結構優化設計。利用靜態有限元分析，校核液壓機機身部件的強度和剛度， 并且根據分析的結果進行結構優化設計以達到降低生產成本，提高經濟效益。模態分析可以求出機身振動的固有頻率以及相應的振型，分析各種振型對壓力機工作狀態的影響。這對于了解液壓機現有結構的力學特性以及進而改善其結構有重要的意義，為壓力機的設計提供了理論和現實依據。 2）技術要求 （ 1） 要求校核 J75G-200 型 壓力機在承載條件下的剛度和強度。 （ 2） 要求在保證液壓機強度和剛度的條件下對液壓機主要部件進行優化設計。 （ 3） 分析液壓機的模態，并對液壓機的工作狀況進行評估。 3）方案定制 （ 1） 先熟悉和了 解 Solidwords 軟件和 ANSYS 軟件； （ 2） 在 Solidwords 里畫出 J75G-200 閉式高速壓力機 的三維模型； （ 3） 將高速壓力機的模型導入 ANSYS 軟件； （ 4） 添加材料特性 ： 機底是 QT600-3，密度 =7120kg/m3；橫梁 HT300，密度=7300kg/m3； （ 5） 對單元進行網絡劃分，遵循 “ 均勻應力區粗劃，應力梯度大的區域細劃 ” 原則； （ 6） 對模型選擇自由端和固定端，并添加約束條件； 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 6 （ 7） 對壓力機進行加載：設備在工作時承受兩個相反方向的載荷，機身所受載荷簡化 為對機身的兩個方向的均布載荷； （ 8） 對壓力機進行應力場分析； （ 9） 分析壓力機在加載情況下機身變形情況以及應力和應變分布規律； （ 10） 對機身結構進行結構靜態分析優化，評價載荷對壓力機工作性能的影響，從而選擇合適的機身尺寸和材料厚度，盡量減輕機身的重量； （ 11） 通過分析結果，改善應力狀況和改變相關尺寸變量，以減輕總體質量，然后進行有限元分析，檢驗剛度和強度，依次重復以上步驟，直至取得最佳方案。 （ 12） 對壓力機進行模態分析，得到機身結構的固有頻率以及相應的振型等動態參數，分析其對工作的狀況 的影響； 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 7 第二章 壓力機機身的靜態分析 2.1 機身簡介 機身是壓力機的一個基本支撐部件，工作時承受全部工作變形力。因此，機身的合理設計對減輕壓力機重量，提高壓力機剛度 ,以及減少制造工時，都有直接的影響。 機身分為兩大類：即開式機身和閉式機身。 J75G-200 是 閉式高速壓力機雙電高速精密壓力機。 機身結構如下圖所示。 J75G-200 閉式 的主要技術規格如下： 型 號： J75G-200 公 稱 壓 力： 2000KN 滑塊行程： 30mm 標準行程次數： 150450/min 圖 2.1 機身 幾何 結構圖 2.2 有限元模型的建立 在進行有限元分析之前，首先需要將分析對象的結構模型轉換為便于分析的結構分析模型或力學模型。為保證全面地反映機身的應力應變情況，同時使有限元模型得到簡化，確定了下面四條建模原則： 1） 對于明顯不會影響機身的整體強度、剛度的部位 ,如螺釘孔、銷孔、圓角等予以簡化； 2）認為焊接質量可靠，且不考慮焊接對各板傳力的影響； 橫梁 底座 工作臺 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 8 3）將導軌看成自由界面，滑塊與導軌之間無力的傳遞； 4）地腳螺栓剛度無限大，不考慮地基及機身以外部件彈 性變形； 圖 2.2 壓力機實體模型 底座材料 QT600-3，密度 37120 mkg ，彈性模量為 1.69E+11N/m2，泊松比為 0.286；橫梁材料 HT300，密度 37300 mkg ，彈性模量為 1.43E+11N/m2，泊松比為 0.27。 2.2.1 單元類型的選擇 在以往壓力機機身的分析中，由于受計算機硬件水平的限制，多選用有限元中的梁、板殼單元來描述機身的結構。由于機身各部分具有不同的板厚，因此即使選擇同一單元類型時，也必須設置不同的實常數 來定義板厚、梁單元的截面尺寸、轉動慣量等參數，若設置參數較少，必然會對結構作較大簡化；若參數設置較多，又給單元的劃分增加了計算量和復雜程度。同時，由于板單元和梁單元的節點自由度數不同，因此必須考慮不同類型單元之間連接時位移的連續性問題，這就需要人工調整。若人工干預太大，容易引起單元畸變。因此，用板、梁等單元建立的有限元模型，必將帶來一定的計算誤差，特別是對一些重要的局部區域，其分析時誤差較大。 因此用三維實體單元來描述機身結構，更能反映機身的實際情況。在 ANSYS 軟件里，三維實體單元有六面體單元和四面體單元 兩種。由于六面體單元在劃分時要求結構規則，而對于機身這類較復雜的結構，對其進行六面體單元的自動劃分十分 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 9 困難。采用四面體單元分析三維結構，單元劃分比較靈活，可以逼近較復雜的幾何形狀。因此 ， 本文計算時 ， 采用單元 sohd45， 該單元為四面體 8 節點三維實體線性單元 ， 每節點有三個移動自由度 ， 同時指定單元邊長 ， 這樣可以得到比較均勻的單元 ， 從而節省計算時間。 2.2.2 網絡的劃分 利用 ANSYS Workbench 的智能尺寸網格劃分功能，網格劃分器 Meshing tool對將要劃分網格的體上的所有線估算單元邊長大小，對 幾何體上的彎曲近似區域的線進行細化，自動生成合理形狀的單元和單元尺寸分布。通過基本控制和高級控制可以設置網格劃分的智能尺寸，本人將網格尺寸選擇為 60mm，精度為 100，畸變度選擇 0.3。網格劃分后共產生 65451 個單元， 118025 個單元節點。 精度越高，網格的質量也越好。當然，復雜幾何區域的網格單元會變扭曲。劣質的單元會導致劣質的結果，或者在某些情況無結果 !有很多方法來檢查單元網格質量 (mesh metrics*)。例如，一個重要的度量是單元畸變度（ Skewness ）。畸變度是單元相對其理想形狀的相對 扭曲的度量，是一個值在 0 (極好的 ) 到 1 (無法接受之間的比例因子。劃分網格后的機身如圖 2-3 所示。 圖 2.3 機身網絡劃分 2.2.3 邊界條件的施加 1）載荷的施加 本設備的公稱壓力是 2000KN，但由于實際應用中載荷并不是由零緩慢增加，在沖壓工件時具有一定的加速度，機身實際上受到的是動荷作用，故應在靜載荷上乘 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 10 以一個動荷系數 1.20，即 2400KN。分析其應力和變形時，取其公稱壓力為機身的外載荷。機身在工作時承受兩個方向的載荷，一個是作用在曲軸支撐孔上，方向向上；另一個是作用在工作臺上，方向向下。 兩者大小相等，方向相反。工作臺上的載荷是均布載荷的形式作用于機身上，二軸承孔上的載荷是通過加載到半軸上的載荷通過接觸的設置，間接傳遞到軸承孔上，這樣能夠真實地反應軸承孔的受力。 2）工作臺及曲軸支撐孔上載荷的處理 工作臺上的壓力 KNF 2400 ，工作臺面積是 2085.2185.1761.1 mA 。由公式AFP / ， 得工作臺所受壓力為 MPaP 15.1 。右側 曲軸支撐孔 受到向上的力KNF 6001 ， 21 74612125.019.014.3 mmRLA 。利用余弦公式計算 支撐 孔的不均勻受力， M P ayyAFP )s in(*16)s in(*/2 111 。中間兩個 曲軸支撐孔 受到向上的力 KNF 6002 ， 2848232 mmRLA ， M P ayPP )s in(*1.1432 。左側 曲軸支撐孔 受到向上的力 KNF 6004 ， 24 71667 mmA 。 M P ayP )s in (*7.164 。 在 Workbench進行有限 元分析時，將載荷按照計算結果施加在 曲軸支撐孔 ，看機身的受力和變形情況。 3）邊界約束條件 J75G-200 是 閉式高速壓力機 機座的邊界約束條件是通過地腳螺釘與地面相連的全約束，即可近似模擬其實際位移狀態。外力載荷及邊界約束如圖 2.4 所示。 圖 2.4 外力載荷及邊界約束 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 11 2.2.4 材料特性 機身為 QT600-3 和 HT300 鋼的板材焊接結構，在工作時其變形是彈性變形。材料特性常數包括：彈性模量、泊松比、密度，根據機械設計手冊， QT600-3 鋼的彈性模量 E 為 169Gpa，泊松比 為 0.286， QT600-3 鋼的密度取 = 7120kg/m3。 HT300鋼的彈性模量 E 為 143Gpa，泊松比 為 0.27， QT600-3 鋼的密度取 = 7300kg/m3。 2.3 計算結果分析 2.3.1 應力和變形要求 （ 1） 變形要求： 0.25m mxx ； 0.25m myy ； mmzz 0.25 。 （ 2） 要求 :材料為球墨鑄鐵和灰鑄鐵，結構的破壞形式一般為塑性屈服。因而在強度分析中采用第三強 度理論或第四強度理論。第三強度理論未考慮主應力 2 影響，可以較好的表現塑性材料屈服現象，適用于拉伸屈服極限和壓縮屈服極限相同的材料。第四強度理論考慮了注意力 2 的影響，而且和實驗較符合，與第三強度理論比較更接近實際情況。因而在強度評價中通常采用第四強度理論導出的等效應力e（又稱 Von Mises 等效應力）來評價。 第四強度的含義就是：在任何應力狀態下，材料部發生破壞的條 件是： e 許用應力， 安全系數 s 而 e = )()()(21 213232221 其中： 1 ， 2 ， 3 第一，第二，第三主應力 由前可知，機身材料為 QT600-3， s =370MPa 考慮到疲勞修正系數和疲勞修正系數安全系數，故安全系數取 1.47，底座 = s /安全系數 =370/1.47=252MPa，橫梁 = s /安全系數 =300/1.47=204MPa. 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 12 而我們所要的應力要求是： MPa204 2.3.2 應力 和變形 圖形顯示 1） Von Mises 應力等值線圖 （單位： MPa，以下相同） 圖 2.5 應力等值線圖 2） X 方向變形圖 （單位： mm，以下相同） 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 13 圖 2.6 X 方向變形圖 3） Y 方向變形圖 圖 2.7 Y 方向變形圖 4） Z 方向變形圖 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 14 圖 2.8 z 方向變形圖 5）總變形圖 圖 2.9 總變形 圖 2.3.3 應力分析 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 15 由 Von Mises 應力等值線圖可以看到，最大應力為 43.012MPa，最小應力很小，這么小的應力可以忽略不計。按第四強度理論 max 。其中 MPa204 這是前面已經計算過了的 ， 應力滿足條件。 2.3.4 變形分析 由變形圖可以看到最大變形量是 0.21457mm， X 方向的最大變形量是0.080341mm， Y 方向的最大變形量是 0.21448mm， Z 方向的最大變形量是0.032461mm。最小變形量是 0mm。變形要求： 0.25m mX X； 0.25m myy ； mmzz 0.25 。都是滿足要求的。 2.4 本章小結 本章主要內容是詳細介紹在設計過程中的三維實體模型的建立，確定有限元分析中的單元選擇，網格劃分方法，載荷的施加，約束的施加以及用分析軟件對模型進行分析并得出結論。 本章介紹了模型建立過程中的注意點以及簡化模型建立 的原則，讓讀者能了解三維實體建模的整個過程。在有限元分析得出分析圖之后，通過 XYZ 三個方向的變形以及應力圖，來判斷所建模型是否滿足強度和剛度的要求，如果不滿足則需要改進機構，假如滿足要求了，還要從節省材料成本的角度上看，在不影響壓力機功能的前提下是否可以去除一些不必要的部分。有限元分析是都是不考慮圓角和倒角的，所以還要將應力集中問題考慮在內。 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 16 第三章 機身結構的改進 3.1 優化分析 一般來說，正規的設計方法，往往取決于各種因素的作用，提出一種初始方案，然后對其進行數值分析，使其滿足強度 、剛度、穩定性及可靠性和壽命等要求的預期目標，然后反復修改方案，使其具有較好的使用性能，并力求節省材料和能源，經濟而具有競爭力。 機身的優化原則是：通過改變機身板的厚度，應用 ANSYS 計算出機身最大應力，并滿足應力和變形要求：應力： 204MPa。變形： x0.25mm y0.25mm z0.25mm。 3.2 優化方案一 由于壓力機機身的強度和剛度都達到了要求，現在就是考慮如何減輕質量，在機身強度和剛度依然滿足要求的前提下，最大程度地減少材料。所以此優化方案是減小軸承孔面的厚度。兩邊的軸承 孔面由 125mm 減到了 100mm，中間兩個面由150mm減到了 100mm。 1） Von Mises 應力等值線圖 圖 3.1 應力等值線圖 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 17 2） X 方向變形圖 圖 3.2 X 方向變形圖 3） Y 方向變形圖 圖 3.3 Y 方向變形圖 4） Z 方向變形圖 圖 3.4 Z 方向變形圖 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 18 5）總變形圖 圖 3.5 總變形圖 優化方案一中通過板厚的調整，減少了很多材料。 X 方向和 Z 方向變化非常小，Y 方向變形略微增大，最大應力 43.626MPa 滿足要求，總變形為 0.2338mm 滿足要求。 3.3 優化方案二 在優化方案一的基礎上，減少底座工作臺的面積和并且對底座部分挖空。 1） Von Mises 應力等值線圖 圖 3.6 應力等值線圖 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 19 2） X 方向變形圖 圖 3.7 X 方向變形圖 3） Y 方向變形圖 圖 3.8 Y 方向變形圖 4） Z 方向變形圖 圖 3.9 Z 方向變形圖 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 20 5）總變形圖 圖 3.10 總變形圖 優化方案二對底座的工作太和局部挖空，但是 XYZ 方向變形不大，最大應力也變化不大 。最大應力為 44.537MPa，滿足要求。 總變形為 0.23556mm，滿足要求。并且省了很多材料。 3.4 優化 方案三 在優化方案二的基礎上，減少軸承孔板面的面積，切除 250mm的厚度的板面。 1） Von Mises 應力等值線圖 圖 3.11 應力等值線圖 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 21 2） X 方向變形圖 圖 3.12 X 方向變形圖 3） Y 方向變形圖 圖 3.13 Y 方向變形圖 4） Z 方向變形圖 圖 3.14 Z 方向變形圖 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 22 5）總變形圖 圖 3.15 總變形圖 經過優化方案三的步驟后，最大應力達到 44.341MPa，應力滿足要求。 XYZ 三個方向變形都變大，總變形達到 0.25648mm，變形不滿足要求。 3.5 優化方案四 要減少方案三的變形， 將 曲軸 支撐 孔 加厚并且在 上部分設立加強筋。 1) Von Mises 應力等值線圖 圖 3.16 應力等值線圖 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 23 2) X 方向變形圖 圖 3.17 X 方向變形圖 3) Y 方向變形圖 圖 3.18 Y 方向變形圖 4） Z 方向變形圖 圖 3.19 Z 方向變形圖 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 24 5）總變形圖 圖 3.20 總變形圖 優化方案四，使最大應力變 45.294MPa，小于許用應力，三個方向的變形小于許用變形，總變形變為 0.24860mm，滿足要求 。可以看出機身剛度變大，同時減小了質量，優化方案四 不錯。 3.6 選擇最佳方案 將四個優化方案的最大應力，最大變形以及質量的減少量進行對比，選擇最優化方案。如表 3.1 所示。 表 3.1 優化方案數據 方案 最大應力 (MPa） 最大變形 (mm) 質量減小量 (kg) 優化方案一 43.6 0.2388 1732.5 優化方案二 44.5 0.2356 1732.5+925.6 優化方案三 44.3 0.2565 1732.5+925.6+788.4 優化方案四 45.3 0.2487 1732.5+925.6+788.4-176.2 經過比較 得知，方案三節省的材料最多，但是變形較其它的方案要大，最大變形超過許用變形，所以這個方案是在機身強度剛度下降的前提下進行的。優化方案四的材料節省量比較多，并且計算出來的最大應力和最大變形都小于許用應力和許用變形，很安全。方案一和方案二的最大變形都比較小，偏安全。因而從降低成本 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 25 的角度考慮，原則上選擇優化方案四。 3.7 本章小結 優化設計最重要的是遵循優化準則，優化設計中評定方案是否達到最優，通常會用產品設計中的某項或幾項設計指標，如質量指標、性能指標、重量指標、或成本指標。原有結構的應力和變形較小 , 其結構 尺寸有減小的余地。優化后的壓力機機身雖然變形有所增大，但最大變形還是符合要求的。最大應力沒有太大的變化。改進后的箱體重量降低 3.27t , 可以較大地降低成本 , 大大提高經濟效益。 優化設計過程中最重要的是要掌握設計方法，做到胸有成竹，不僅能提高效率，而且可以保證設計出符合要求的產品。 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 26 第四章 機身的模態分析 4.1 模態分析概述 4.1.1 模態分析理論基礎 模態分析為結構的動態設計核心，其目的就是利用了模態變換矩陣將耦合的復雜自由度系統解耦成一系列的單自由度系統振動的 線性疊加，為結構系統的振動特性分析，振動故障診斷及動力特性的優化設計提供依據。 線性的振動系統按照自身的某階固有頻率做自由諧振即是系統的模態，而振型則指的是整個系統會有確定振動形態。模態向量就是描述這類振動形態的向量，“加權正交性”是其一個重要的特性。 模態分析即為利用系統的固有模態正交性，將系統各階的模態向量所組成的模態矩陣當做變換矩陣，選取其中的物理坐標線性變換，最終將振動系統利用物理參數及物理坐標所描述、耦合成的運動方程組，變成用模態參數及模態坐標所描述的相互獨立的一組方程組，便于計算求解。經過這樣 一種線性的變換過程，原有的物理坐標中的系統對于任意激勵后的響應，就能視作系統的各階模態線性組合，所以模態分析也稱為模態疊加。各階模態坐標的響應就決定了各階模態在疊加后所占有的比重或者加權系數。通常來說，高階的模態比低階的模態加權系數小很多，一般只須選擇前面幾階的模態進行疊加就可滿足精度要求。 4.1.2 模態分析原理 模態分析是一種確定結構振動特征的技術，包括自然頻率，振型，模態參與系數（在某個方向某個振型的貢獻大小）。模態分析是所有動力學分析的基礎。模態分析的工程應用，是設計可以避開共振或使結構在某一指定 的頻率處振動（如揚聲器）；使工程人員能夠意識到對于不同的動力載荷，結構式如何進行響應的；對于其它動力學分析有助于求解控制參數的確定（時間步長等）。因為結構振動特性決定了其對于任何動力載荷的響應，所以在進行其他任何動力學分析之前，建議先進行模態分析。 振動模態是彈性結構固有的、整體的特性。通過模態分析方法搞清楚了結構在某一易受影響的頻率范圍內的各階主要模態的特性，就可以預言結構在此 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 27 頻段內在外部或內部各種振源作用下產生的實際振動響應。因此，模態分析是結構動態設計及設備故障診斷的重要方法 模態分析技術從 20 世紀 60 年代后期發展至今已趨成熟，它和有限元分析技術一起成為結構動力學的兩大支柱。模態分析作為一種 “逆問題 ”分析方法，是建立在實驗基礎上的，采用實驗與理論相結合的方法來處理工程中的振動問題。 4.2 對機身進行模態分析 為了知道機身結構在某一受影響的頻率范圍內的各階主要模態的特性，測出在此頻率段內各種振源作用下壓力機機身的震動響應，需要對機身進行自由模態分析。 通過 ANSYS Workbench 對機身進行自由模態分析， 去除前六階剛性模態， 圖 4-1 至圖 4-10 是機身自由模態分析的第 一 階模態到第十階模態的振型。 4.2.1 自由 模態分析 圖 4.1 一 階模態 振型 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 28 圖 4.2 二 階模態 振型 圖 4.3 三 階模態 振型 圖 4.4 四 階模態 振型 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 29 圖 4.5 五 階模態 振型 圖 4.6 六 階模態 振型 圖 4.7 七 階模態 振型 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 30 圖 4.8 八 階模態 振型 圖 4.9 九 階模態 振型 圖 4.10 十階模態 振型 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 31 4.2.2 自由 模態描述 第 一 階振型是機身在 Y 方向扭轉。 第 二 階振型是機身在 X 方向左右擺動。 第 三 階振型是機身底座在 Y 方向扭轉。 第 四 階振型是機身在 Y 方向扭轉。 第 五 階振型是機身橫梁頂 部兩側在 XY 平面某個方向跳動。 第 六 階振型是機身橫梁頂部兩側在 XY 平面某個方向跳動。 第 七 階振型是機身在 Y 方向扭轉。 第 八 階振型是機身橫梁頂部兩側在 XY 平面某個方向跳動。 第 九 階振型是機身橫梁頂部兩側在 XY 平面某個方向跳動。 第十階振型是機身橫梁頂部兩側在 XY 平面某個方向跳動。 表 5.1 無約束各階模態固有頻率 頻率（ Hz） 振型 一 階 95.294 機身在 Y 方向扭轉 二 階 105.86 機身在 X 方向左右擺動 三 階 175.6 機身底座在 Y 方向扭轉 四 階 182.89 機身在 Y 方向扭轉 五 階 191.98 橫梁頂部兩側在 XY平面某個方向跳動 六 階 193.43 橫梁頂部兩側在 XY平面某個方向跳動 七 階 196.16 機身在 Y 方向扭轉 八 階 208.1 橫梁頂部兩側在 XY平面某個方向跳動 九 階 210 橫梁頂部兩側在 XY平面某個方向跳動 十階 212.64 橫梁頂部兩側在 XY平面某個方向跳動 4.2.3 約束 模態分析 對機身的底座加以固定，然后對機身進行約束模態分析，對振型和頻率進行研究，避開某個頻率范圍。 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 32 圖 4.11 一階模態 振型 圖 4.12 二階模態 振型 圖 4.13 三階模態 振型 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 33 圖 4.14 四階模態 振型 圖 4.15 五階模態 振型 圖 4.16 六階模態 振型 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 34 圖 4.17 七階模態 振型 圖 4.18 八階模態 振型 圖 4.19 九階模態 振型 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 35 圖 4.20 十階模態 振型 4.2.4 約束 模態描述 第一階振型是機身橫梁在 X 方向左右擺動。 第二階振型是機身橫梁在 Z 方向左右擺動。 第三階振型是機身橫梁在 Y 方向發生扭轉。 第四階振型是機身橫梁在 Y 方向上下移動。 第五階振型是機身橫梁頂部兩側在 Y 方向上下跳動。 第六階振型是機身橫梁在 Z 方向左右擺動。 第七 階振型是橫梁頂部兩側在 Y 方向上下跳動。 第八階振型是機身橫梁頂部 Y 方向扭轉。 第九階振型是機身橫梁頂部兩側在 Y 方向上下跳動。 第十階振型是 機身橫梁頂部兩側在 XY 平面某個方向跳動 表 5.2 有約束 各階模態固有頻率 頻率（ Hz） 振型 一階 40.474 機身橫梁在 X 方向左右擺動 二階 46.11 機身橫梁在 Z 方向左右擺動 三階 82.726 機身橫梁在 Y 方向發生扭轉 四階 142.13 機身橫梁在 Y 方向上下移動 五階 166.78 機身橫梁頂部兩側在 Y 方向上下跳動 六階 167.75 機身橫梁在 Z 方 向左右擺動 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 36 七階 194.18 上部兩側板板沿 Y 軸扭轉 八階 197.95 機身橫梁頂部 Y 方向扭轉 九階 206.89 機身橫梁頂部兩側在 Y 方向上下跳動 十階 211.13 橫梁頂部兩側在 XY 平面某個方向跳動 4.3 本章小結 通過對壓力機機身的最優方案進行模態分析，可以找出一到十階機身的固有頻率，對于裝配件的固有頻率或者工作中實際的頻率要避開這個頻率范圍，防止產生共振，導致機身毀壞。從各振型的振動形態中還能看出變形和扭曲嚴重的部位，時間長了以后，這些部位容易發生折斷或者裂開。有的振型發生扭轉和 彎曲，會影響模具的壽命和加工質量。從振態的形狀我們可以知道在某個自然共振頻率下，結構的變形趨勢。若要加強結構的剛性，你可以從這些較弱的部分來加強。比如說一個高樓的設計，如果經過模態分析后會發現，最低頻的振態是在整個高樓的扭轉方向，那表示這個方向的剛度是首先需加強的部分。知道了這些，我們可以想辦法改進機身設計，可以防止長時間以后機身出現裂紋，這樣還能延長模具的壽命和加工質量。 陳建平 J75G-200 閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 37 第五章 結論和展望 5.1 結論 以計算機技術為基礎的先進技術，已成為一個企業具有競爭力、在市場經濟中生存和發 展以及一個國家興旺發達的支柱。 CAE 技術日益成為工程設計和分析人員進行設計、替代物理模型的有力工具。本課題以有限元軟件 workbench 為工具平臺，對壓力機機身進行有限元靜態、結構優化設計和模態，在完成課題的工作中，主要得出以下幾方面的結論： （ 1）通過對壓力機機身進行靜態分析后發現，機身的高應力區集中在曲軸支撐孔上端。 （ 2）分析機身各結