基于ANSYS的粉末精整壓機主機結構設計與分析

方傳寶,吳士賓

(1. 安徽職業技術學院智能制造學院 安徽 合肥 230011;2.中國三峽新能源股份有限公司,河北 保定 073100)

粉末冶金技術是一種近凈成形加工技術,原材料利用率可高達95%,成型后的制件材料綜合性能可媲美鍛造成型制件,并能制造其它方法難以加工甚至無法制備的材料,因此該技術被廣泛應用于汽車工業、機械制造、冶金設備、電力電子和航空航天等領域[1].

粉末精整壓機(圖1)是實現粉末冶金制品(圖2)整型、復壓工序的關鍵設備,壓機主機是安裝成型制品模架的主要工作部件,在粉末冶金成型過程中,液壓機主機承受全部工作載荷,其剛度和強度對于整機的使用安全性和產品質量起著決定性的作用[2].粉末精整液壓機區別于其他行業壓力機最主要的特征之一就是機架全天24小時連續高頻率地工作,大約2～3年時間其工作循環總次數達到或超過千萬次,因此有必要對壓機主機進行強度和剛度的分析及設計[3].

圖1 粉末精整設備

圖2 壓制出的典型工件

目前,液壓機主機結構設計仍然采用傳統材料力學簡化計算與經驗設計相結合的方法.雖然這種設計方法經過實踐證明具有一定的可靠性,但存在設計周期長、結構冗余和材料使用偏保守等弊端,致使產品重量大、成本高、效益低,削弱了產品競爭力,而且缺乏對設計結果合理性的驗證.

利用Ansys Workbench靜態有限元分析,可以計算并校核主機部件的強度和剛度,并根據受力情況及分析結果合理設計和選用不同厚度的鋼板,減小其尺寸和重量,節約成本.并對結構中的薄弱部分進行加強,盡可能優化設計結構,降低成本,提高效益[4].

近年來不少學者對粉末精整液壓機的仿真分析進行了研究.劉盼中等[5]基于Ansys Workbench,對粉末精整液壓機機身框架結構進行了模態分析,得到了設備框架的固有頻率、振型等動態特性參數.胡開廣等[6]利用Ansys Workbench軟件研究了不同斜置角度下液壓機本體結構的優化設計.王卓等[7]基于Ansys對10MN快鍛液壓機整體機架、活動梁和油缸缸體進行有限元分析.以上方法證明了結構設計及材質選取的合理性.

1 主機結構設計

現代壓機的機架主要有傳統的三梁四柱式、組合拉桿預緊式、整體框架式和C型框架式等幾種結構.

粉末精整壓機的框架一般是直邊的,不宜采用馬鞍型或“C”型框架.這是因為在工況載荷作用下框架會以一定的弧度撓曲,壓機的側壁與底座就會不垂直,所精整的粉末壓坯其頂面與底面就會不平行.另外,粉末精整模具的配合間隙約為0.025 mm～25 mm或更小,撓曲可能會導致模具損壞或急劇磨損.而傳統的三梁四柱式壓機的立柱與導套的間隙需要在壓機精度與滑塊運動平穩性間做出折中取舍,不適用于制造精度高且頻次要求快的粉末精整工件.

基于以上原因,主機采用了整體框架式結構,由上橫梁、下橫梁和對稱布置的四支柱所組成,支柱為矩形截面.機身由鋼板焊接的結構件組成,鋼板采用Q235-B優質鋼板和二氧化碳氣體保護焊;支柱的外側布置了四角八面導軌作為滑塊導向.機身焊后經高溫退火、隨爐冷卻以徹底消除焊接應力,機架整體剛性好且精度由機加工保證,不存在組合框架結構形式因裝配堆疊而出現的累計誤差;主油缸與上橫梁固連,滑塊安裝在液壓機主油缸的柱塞下端,上模板與滑塊固連,滑塊通過導向調整裝置沿立柱導向面上下往復運動,實現零件的整型壓制.

2 主機強度校核

液壓機在工作狀態下,主機在滿載受力作用下會產生一定的彈性變形,如變形過大將影響機器精度和機器性能,所以在主機設計時除了需滿足強度計算要求外,還要保證受力時的變形量.

液壓機主機強度校核采用彈性力學經驗算法,首先根據基本設計參數,參考相關資料,然后根據簡化的力學模型進行強度校核.

設備橫梁截面一般為圖3(a)所示形式,在計算截面慣性矩時,將截面等量簡化為圖3(b)所示形式.由于截面慣性矩只與各面積的形心高度和寬度有關,所以圖3中兩種截面所求得慣性矩相同,不影響計算結果.本文將機身分為上橫梁、立柱、下橫梁3部分來分析.

圖3 橫梁截面及簡化結構

2.1 上橫梁校核

工作狀態下,壓制工件的反作用力通過主缸臺肩傳遞到上橫梁上.此外,上橫梁還承受自身重力及支柱的支撐力作用.將上橫梁按簡支梁初步設計計算,應力值按四柱液壓機機身零件強度規定,并計算截面慣性矩及形心尺寸.上橫梁受力模型、剪力圖和彎矩如圖4所示.圖中P表示公稱壓力(kgf);B表示左右兩立柱行心距離(cm);D表示主缸臺肩尺寸(cm).

圖4 上橫梁受力模型、剪力圖和彎矩圖

由于上橫梁截面變化不大,主要計算其最大彎矩處,即中心截面上的強度.

(1)彎曲強度計算公式為:

σ彎=M×H/J,

(1)

式中:M表示上梁所受最大彎矩(kgf·cm);H表示截面形心至最外點距離 (cm);J表示截面慣性矩 (cm4).

公式(1)中輸入相關數據,得到

σ彎=512.15(kgf/cm2);σ彎≤[σ]=600(kgf/cm2),符合規范要求.

(2)剪切強度計算公式為:

τ=Q×Sy/J×by,

(2)

式中:Q表示計算截面剪力 (kgf);J表示截面慣性矩 (cm4);by表示計算截面計算點的寬度 (cm);Sy表示計算截面計算點以外的靜矩(cm3).

公式(2)中輸入相關數據,得到

τ=242(kgf/cm2),τ≤[τ]=450(kgf/cm2),符合規范要求.

2.2 立柱校核

在粉末精整液壓機主機結構中,支柱是主要的支承件和受力件,不但要支撐上梁與油缸、穩固機身,還要承受工作拉力,且對活動橫梁起導向作用,保證活動橫梁與工作臺之間的平行,防止模具壓偏[8].

初步確定立柱平均截面面積,最小截面面積及立柱最小截面許用應力計算公式為:

σ壓=P/(4×S),

(3)

式中:S表示單個支柱的最小承壓面積(cm2);P表示液壓機全噸位壓力(kgf).

公式(3)中輸入相關數據,得到

歐陽修致力于收集古金石拓本，積至千卷，又將其為拓本所作題跋匯集，編為《集古錄》(亦稱《集古錄跋尾》)一書，其子歐陽棐又編次其目，成《集古錄目》。從內容上講，這兩本書顯然各有不同，一則近于文章評論與史學考證，一則為專門目錄；但從文獻形態而言，二者皆以書籍的面目出現并傳世。對朱熹來說，這些“古金石”的吸引力不僅來自其作為古物的一面，更是來自其作為文本或文獻的一面，他更看重的是其“古金石文字”的屬性。他將歐、趙二書進行比較，指出《金石錄》“銓序益條理，考證益精博”，也著眼于其書籍與文獻的屬性，而無關于古物的收藏。從這一段話中也可以看出，在朱子看來，金石學與書籍及文獻都有密切的關系。

σ壓=292(kgf/cm2),σ壓≤[σ]=400-500(kgf/cm2),符合規范要求.

2.3 下橫梁校核

工作狀態下,壓制工件的作用力通過模架底座作用于下橫梁的上表面處,此外,下橫梁還承受自身重力及支柱的支撐力作用.將下橫梁許用應力值按四柱液壓機機身零件強度規定,并計算截面慣性矩及形心尺寸.下橫梁受力模型、剪力圖和彎矩圖如圖5所示.

圖5 下橫梁受力模型、剪力和彎矩

圖5中,P表示公稱壓力(kgf);B1表示模具長度(按有效臺面的80%);B表示左右兩立柱形心距離(cm).

由于下橫梁截面變化不大,主要計算其最大彎矩處中心截面上的強度.

(1)彎曲強度計算公式為:

σ彎=M×H/J,

(4)

式中:M表示上梁所受最大彎矩(kgf·cm);H表示截面形心至最外點距離 (cm);J表示截面慣性矩 (cm4).

公式(4)中輸入相關數據,得到

σ彎=391.8(kgf/cm2),

σ彎≤[σ]=600(kgf/cm2),

符合規范要求.

τ=Q×Sy/J×by,

(5)

式中:Q表示計算截面剪力 (kgf);J表示截面慣性矩(cm4);by表示計算截面計算點的寬度(cm);Sy表示計算截面計算點以外的靜矩(cm3).

公式(5)中輸入相關數據,得到

τ=237.67(kgf/cm2),τ≤[τ]=450(kgf/cm2),符合規范要求.

3 有限元分析

由于主機的內部結構為縱橫交錯的鋼板拼焊結構,傳統理論計算難以建立精確的力學及數學模型.

利用Ansys Workbench前置處理軟件根據主機設計結果建立設備的三維實體模型,能夠比較真實地反映機架各組成部分的工作狀態.由于粉末精密成形設備的零部件很多,為了減少計算難度,在建立幾何模型時,適當簡化模型,對于不會影響整體強度、剛度或不作為主要承力部分的細節非關注部位如尺寸較小的螺紋孔、銷孔、倒角、圓角以及一些細節上的淺槽等零件特征,都進行簡化忽略[9-12].設備框架中的機身由鋼板焊接而成,計算時認為焊接質量可靠無缺陷,因此焊接后的機身組件可以視為一個連續的零件整體建立實體模型.設備中的油缸只需在其安裝位置施加相應的邊界條件.簡化后的三維模型如圖6所示.

1—上橫梁;2—立柱;3—下橫梁圖6 機架的三維結構

3.1 模型材料定義及邊界條件與載荷分布設定

(1)機身材料屬性定義(Materials)

為整體機身定義材質,有限元分析過程遵循材料力學的假設,即材料無缺陷彈性,小范圍變形而且各向同性.框架部分材料為熱軋處理的碳素鋼,牌號為Q235-B,其韌性和塑性較好,具有良好的焊接加工性能,設定材料的物理模型參數:Q235-B的彈性模量E為200 GPa,泊松比μ為0.288.

(2)約束處理(Constraints)

因壓機與設備基礎預埋板貼合的支腿處在任何時候往任何方向都不能有移動,所以設備框架地腳螺栓處設置為固定約束,限制設備地腳處的X、Y、Z方向自由度,以防止分析過程中模型發生剛體運動.

(3)載荷處理(Loads)

設備中的油缸不需要建立實體模型,只需在其安裝位置施加相應的邊界條件,按照滿載工作時的實際受力對工件進行壓制時,在主油缸臺肩與上橫梁的圓環接觸面施加4 500 kN的作用力,在兩側缸臺肩與上橫梁的圓環接觸面分別施加250 kN的作用力.在工件上的力通過模架底座作用于下橫梁的上表面處施加5 000 kN作用力.滿載下的受力模型如圖7所示.

圖7 滿載下的受力模型

3.2 網格劃分與求解

網格劃分應能真實地反映分析模型,過于粗大的網格會造成分析結果失真,有限元分析隨著單元尺寸減小而增加求解精度,由于計算機的處理能力和計算效率的要求,需要選擇較合適的網格密度,以優化整體計算規模.

六面體網格能夠加快求解收斂速度,同時還可以減少單元數量.單元和應力擴散的方向對齊,可提高分析精度,減少數值錯誤[10].該模型采用默認單元設置,在Ansys Workbench軟件中用四面體單元和六面體實體單元劃分幾何模型網格,共劃分單元81 935個,節點總數153 727個.網格劃分時要注意對重點關注的局部關鍵部位和應力梯度大的區域、可能存在應力集中的部位(立柱過渡圓角處)以及主要受力面等,這些部位進行網格細化以提高計算精度,模型劃分網格結果如圖8所示.

圖8 模型劃分網格

將有限元模型提交Mechanical(Ansys Multiphysics)計算,將分析類型定義為靜態分析,在Solution中處理計算結果,得到等效應力和總變形.

3.3 結果分析

主機部件受力后的等效應力結果如圖9所示.其中最大von-Mise 應力為109 MPa,Q235-B在常態下的屈服極限235 MPa,而制造框架的Q235-B在熱處理后的性能更好,因此機架的強度足夠滿足靜載設計要求.最大von-Mise應力表現為油缸臺肩與機架油缸孔配合面邊緣上下梁與模架結合面處,這些部位雖然屬于高應力區域范圍,但是這些區域為擠壓應力區域,不易發生疲勞破壞.主機其余各部強度如上橫梁、下橫梁的應力值與理論計算基本一致,整體應力分布比較均勻,均小于材料的彈性屈服極限,滿足設計要求.

圖9 整機等效應力云圖

機架在承受工作載荷時,會產生一定的彈性變形,需要對其剛度進行分析.剛度包括X向(水平方向)和Y向(豎直方向)各自的變形程度.

整機X向(水平方向)的結果如圖10所示,最大變形為0.382 mm,左右側支柱變形相差0.02 mm,機架水平方向的變形會對滑塊油缸的安裝造成一定影響,但因支柱變形左右對稱,導軌調節裝置可對此微小變形量進行有效補償,滿足設計要求.

圖10 整機X向變形云圖

整機Y向(豎直方向)變形結果如圖11所示.其中最大變形為0.906 mm,下梁上表面(模架作用面)最大變形為0.252 mm,機架垂直方向的變形對于設備總體安裝來說影響不大,滿足液壓機機架剛度設計要求.

圖11 整機Y向變形云圖

整機滿載工況下的剪切應力云圖如圖12所示.其中最大剪切應力為36.158 MPa,滿足液壓機機架強度設計要求.

圖12 整機剪切應力云圖

整機滿載工況下的總變形云圖如圖13所示.其中最大總變形為0.909 mm,滿足液壓機機架剛度設計要求.

圖13 整機總變形云圖

4 結論

首先對粉末精整壓機的主機結構進行設計;其次,通過理論計算對主機結構進行強度校核;最后,在施加工況載荷條件下對主機進行仿真計算,得到主機受到的最大應力為109 MPa,在水平方向的最大形變為0.382 mm,左右側支柱變形相差0.02 mm,在豎直方向最大變形為0.906 mm,受到的最大剪切應力為36.158 MPa,最大總變形為0.909 mm,所有結果都在設計的允許范圍內,通過理論計算和仿真分析,得出主機結構剛度和強度均安全、可靠.得到的分析結果為類似粉末精整液壓機的結構設計提供直接依據,同時可為工程實踐提供參考.