基于ANSYS的粉末精整压机主机结构设计与分析

方传宝,吴士宾

(1. 安徽职业技术学院智能制造学院 安徽 合肥 230011;2.中国三峡新能源股份有限公司,河北 保定 073100)

粉末冶金技术是一种近净成形加工技术,原材料利用率可高达95%,成型后的制件材料综合性能可媲美锻造成型制件,并能制造其它方法难以加工甚至无法制备的材料,因此该技术被广泛应用于汽车工业、机械制造、冶金设备、电力电子和航空航天等领域[1].

粉末精整压机(图1)是实现粉末冶金制品(图2)整型、复压工序的关键设备,压机主机是安装成型制品模架的主要工作部件,在粉末冶金成型过程中,液压机主机承受全部工作载荷,其刚度和强度对于整机的使用安全性和产品质量起着决定性的作用[2].粉末精整液压机区别于其他行业压力机最主要的特征之一就是机架全天24小时连续高频率地工作,大约2～3年时间其工作循环总次数达到或超过千万次,因此有必要对压机主机进行强度和刚度的分析及设计[3].

图1 粉末精整设备

图2 压制出的典型工件

目前,液压机主机结构设计仍然采用传统材料力学简化计算与经验设计相结合的方法.虽然这种设计方法经过实践证明具有一定的可靠性,但存在设计周期长、结构冗余和材料使用偏保守等弊端,致使产品重量大、成本高、效益低,削弱了产品竞争力,而且缺乏对设计结果合理性的验证.

利用Ansys Workbench静态有限元分析,可以计算并校核主机部件的强度和刚度,并根据受力情况及分析结果合理设计和选用不同厚度的钢板,减小其尺寸和重量,节约成本.并对结构中的薄弱部分进行加强,尽可能优化设计结构,降低成本,提高效益[4].

近年来不少学者对粉末精整液压机的仿真分析进行了研究.刘盼中等[5]基于Ansys Workbench,对粉末精整液压机机身框架结构进行了模态分析,得到了设备框架的固有频率、振型等动态特性参数.胡开广等[6]利用Ansys Workbench软件研究了不同斜置角度下液压机本体结构的优化设计.王卓等[7]基于Ansys对10MN快锻液压机整体机架、活动梁和油缸缸体进行有限元分析.以上方法证明了结构设计及材质选取的合理性.

1 主机结构设计

现代压机的机架主要有传统的三梁四柱式、组合拉杆预紧式、整体框架式和C型框架式等几种结构.

粉末精整压机的框架一般是直边的,不宜采用马鞍型或“C”型框架.这是因为在工况载荷作用下框架会以一定的弧度挠曲,压机的侧壁与底座就会不垂直,所精整的粉末压坯其顶面与底面就会不平行.另外,粉末精整模具的配合间隙约为0.025 mm～25 mm或更小,挠曲可能会导致模具损坏或急剧磨损.而传统的三梁四柱式压机的立柱与导套的间隙需要在压机精度与滑块运动平稳性间做出折中取舍,不适用于制造精度高且频次要求快的粉末精整工件.

基于以上原因,主机采用了整体框架式结构,由上横梁、下横梁和对称布置的四支柱所组成,支柱为矩形截面.机身由钢板焊接的结构件组成,钢板采用Q235-B优质钢板和二氧化碳气体保护焊;支柱的外侧布置了四角八面导轨作为滑块导向.机身焊后经高温退火、随炉冷却以彻底消除焊接应力,机架整体刚性好且精度由机加工保证,不存在组合框架结构形式因装配堆叠而出现的累计误差;主油缸与上横梁固连,滑块安装在液压机主油缸的柱塞下端,上模板与滑块固连,滑块通过导向调整装置沿立柱导向面上下往复运动,实现零件的整型压制.

2 主机强度校核

液压机在工作状态下,主机在满载受力作用下会产生一定的弹性变形,如变形过大将影响机器精度和机器性能,所以在主机设计时除了需满足强度计算要求外,还要保证受力时的变形量.

液压机主机强度校核采用弹性力学经验算法,首先根据基本设计参数,参考相关资料,然后根据简化的力学模型进行强度校核.

设备横梁截面一般为图3(a)所示形式,在计算截面惯性矩时,将截面等量简化为图3(b)所示形式.由于截面惯性矩只与各面积的形心高度和宽度有关,所以图3中两种截面所求得惯性矩相同,不影响计算结果.本文将机身分为上横梁、立柱、下横梁3部分来分析.

图3 横梁截面及简化结构

2.1 上横梁校核

工作状态下,压制工件的反作用力通过主缸台肩传递到上横梁上.此外,上横梁还承受自身重力及支柱的支撑力作用.将上横梁按简支梁初步设计计算,应力值按四柱液压机机身零件强度规定,并计算截面惯性矩及形心尺寸.上横梁受力模型、剪力图和弯矩如图4所示.图中P表示公称压力(kgf);B表示左右两立柱行心距离(cm);D表示主缸台肩尺寸(cm).

图4 上横梁受力模型、剪力图和弯矩图

由于上横梁截面变化不大,主要计算其最大弯矩处,即中心截面上的强度.

(1)弯曲强度计算公式为:

σ弯=M×H/J,

(1)

式中:M表示上梁所受最大弯矩(kgf·cm);H表示截面形心至最外点距离 (cm);J表示截面惯性矩 (cm4).

公式(1)中输入相关数据,得到

σ弯=512.15(kgf/cm2);σ弯≤[σ]=600(kgf/cm2),符合规范要求.

(2)剪切强度计算公式为:

τ=Q×Sy/J×by,

(2)

式中:Q表示计算截面剪力 (kgf);J表示截面惯性矩 (cm4);by表示计算截面计算点的宽度 (cm);Sy表示计算截面计算点以外的静矩(cm3).

公式(2)中输入相关数据,得到

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

2.2 立柱校核

在粉末精整液压机主机结构中,支柱是主要的支承件和受力件,不但要支撑上梁与油缸、稳固机身,还要承受工作拉力,且对活动横梁起导向作用,保证活动横梁与工作台之间的平行,防止模具压偏[8].

初步确定立柱平均截面面积,最小截面面积及立柱最小截面许用应力计算公式为:

σ压=P/(4×S),

(3)

式中:S表示单个支柱的最小承压面积(cm2);P表示液压机全吨位压力(kgf).

公式(3)中输入相关数据,得到

欧阳修致力于收集古金石拓本，积至千卷，又将其为拓本所作题跋汇集，编为《集古录》(亦称《集古录跋尾》)一书，其子欧阳棐又编次其目，成《集古录目》。从内容上讲，这两本书显然各有不同，一则近于文章评论与史学考证，一则为专门目录；但从文献形态而言，二者皆以书籍的面目出现并传世。对朱熹来说，这些“古金石”的吸引力不仅来自其作为古物的一面，更是来自其作为文本或文献的一面，他更看重的是其“古金石文字”的属性。他将欧、赵二书进行比较，指出《金石录》“铨序益条理，考证益精博”，也着眼于其书籍与文献的属性，而无关于古物的收藏。从这一段话中也可以看出，在朱子看来，金石学与书籍及文献都有密切的关系。

σ压=292(kgf/cm2),σ压≤[σ]=400-500(kgf/cm2),符合规范要求.

2.3 下横梁校核

工作状态下,压制工件的作用力通过模架底座作用于下横梁的上表面处,此外,下横梁还承受自身重力及支柱的支撑力作用.将下横梁许用应力值按四柱液压机机身零件强度规定,并计算截面惯性矩及形心尺寸.下横梁受力模型、剪力图和弯矩图如图5所示.

图5 下横梁受力模型、剪力和弯矩

图5中,P表示公称压力(kgf);B1表示模具长度(按有效台面的80%);B表示左右两立柱形心距离(cm).

由于下横梁截面变化不大,主要计算其最大弯矩处中心截面上的强度.

(1)弯曲强度计算公式为:

σ弯=M×H/J,

(4)

式中:M表示上梁所受最大弯矩(kgf·cm);H表示截面形心至最外点距离 (cm);J表示截面惯性矩 (cm4).

公式(4)中输入相关数据,得到

σ弯=391.8(kgf/cm2),

σ弯≤[σ]=600(kgf/cm2),

符合规范要求.

τ=Q×Sy/J×by,

(5)

式中:Q表示计算截面剪力 (kgf);J表示截面惯性矩(cm4);by表示计算截面计算点的宽度(cm);Sy表示计算截面计算点以外的静矩(cm3).

公式(5)中输入相关数据,得到

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

3 有限元分析

由于主机的内部结构为纵横交错的钢板拼焊结构,传统理论计算难以建立精确的力学及数学模型.

利用Ansys Workbench前置处理软件根据主机设计结果建立设备的三维实体模型,能够比较真实地反映机架各组成部分的工作状态.由于粉末精密成形设备的零部件很多,为了减少计算难度,在建立几何模型时,适当简化模型,对于不会影响整体强度、刚度或不作为主要承力部分的细节非关注部位如尺寸较小的螺纹孔、销孔、倒角、圆角以及一些细节上的浅槽等零件特征,都进行简化忽略[9-12].设备框架中的机身由钢板焊接而成,计算时认为焊接质量可靠无缺陷,因此焊接后的机身组件可以视为一个连续的零件整体建立实体模型.设备中的油缸只需在其安装位置施加相应的边界条件.简化后的三维模型如图6所示.

1—上横梁;2—立柱;3—下横梁图6 机架的三维结构

3.1 模型材料定义及边界条件与载荷分布设定

(1)机身材料属性定义(Materials)

为整体机身定义材质,有限元分析过程遵循材料力学的假设,即材料无缺陷弹性,小范围变形而且各向同性.框架部分材料为热轧处理的碳素钢,牌号为Q235-B,其韧性和塑性较好,具有良好的焊接加工性能,设定材料的物理模型参数:Q235-B的弹性模量E为200 GPa,泊松比μ为0.288.

(2)约束处理(Constraints)

因压机与设备基础预埋板贴合的支腿处在任何时候往任何方向都不能有移动,所以设备框架地脚螺栓处设置为固定约束,限制设备地脚处的X、Y、Z方向自由度,以防止分析过程中模型发生刚体运动.

(3)载荷处理(Loads)

设备中的油缸不需要建立实体模型,只需在其安装位置施加相应的边界条件,按照满载工作时的实际受力对工件进行压制时,在主油缸台肩与上横梁的圆环接触面施加4 500 kN的作用力,在两侧缸台肩与上横梁的圆环接触面分别施加250 kN的作用力.在工件上的力通过模架底座作用于下横梁的上表面处施加5 000 kN作用力.满载下的受力模型如图7所示.

图7 满载下的受力模型

3.2 网格划分与求解

网格划分应能真实地反映分析模型,过于粗大的网格会造成分析结果失真,有限元分析随着单元尺寸减小而增加求解精度,由于计算机的处理能力和计算效率的要求,需要选择较合适的网格密度,以优化整体计算规模.

六面体网格能够加快求解收敛速度,同时还可以减少单元数量.单元和应力扩散的方向对齐,可提高分析精度,减少数值错误[10].该模型采用默认单元设置,在Ansys Workbench软件中用四面体单元和六面体实体单元划分几何模型网格,共划分单元81 935个,节点总数153 727个.网格划分时要注意对重点关注的局部关键部位和应力梯度大的区域、可能存在应力集中的部位(立柱过渡圆角处)以及主要受力面等,这些部位进行网格细化以提高计算精度,模型划分网格结果如图8所示.

图8 模型划分网格

将有限元模型提交Mechanical(Ansys Multiphysics)计算,将分析类型定义为静态分析,在Solution中处理计算结果,得到等效应力和总变形.

3.3 结果分析

主机部件受力后的等效应力结果如图9所示.其中最大von-Mise 应力为109 MPa,Q235-B在常态下的屈服极限235 MPa,而制造框架的Q235-B在热处理后的性能更好,因此机架的强度足够满足静载设计要求.最大von-Mise应力表现为油缸台肩与机架油缸孔配合面边缘上下梁与模架结合面处,这些部位虽然属于高应力区域范围,但是这些区域为挤压应力区域,不易发生疲劳破坏.主机其余各部强度如上横梁、下横梁的应力值与理论计算基本一致,整体应力分布比较均匀,均小于材料的弹性屈服极限,满足设计要求.

图9 整机等效应力云图

机架在承受工作载荷时,会产生一定的弹性变形,需要对其刚度进行分析.刚度包括X向(水平方向)和Y向(竖直方向)各自的变形程度.

整机X向(水平方向)的结果如图10所示,最大变形为0.382 mm,左右侧支柱变形相差0.02 mm,机架水平方向的变形会对滑块油缸的安装造成一定影响,但因支柱变形左右对称,导轨调节装置可对此微小变形量进行有效补偿,满足设计要求.

图10 整机X向变形云图

整机Y向(竖直方向)变形结果如图11所示.其中最大变形为0.906 mm,下梁上表面(模架作用面)最大变形为0.252 mm,机架垂直方向的变形对于设备总体安装来说影响不大,满足液压机机架刚度设计要求.

图11 整机Y向变形云图

整机满载工况下的剪切应力云图如图12所示.其中最大剪切应力为36.158 MPa,满足液压机机架强度设计要求.

图12 整机剪切应力云图

整机满载工况下的总变形云图如图13所示.其中最大总变形为0.909 mm,满足液压机机架刚度设计要求.

图13 整机总变形云图

4 结论

首先对粉末精整压机的主机结构进行设计;其次,通过理论计算对主机结构进行强度校核;最后,在施加工况载荷条件下对主机进行仿真计算,得到主机受到的最大应力为109 MPa,在水平方向的最大形变为0.382 mm,左右侧支柱变形相差0.02 mm,在竖直方向最大变形为0.906 mm,受到的最大剪切应力为36.158 MPa,最大总变形为0.909 mm,所有结果都在设计的允许范围内,通过理论计算和仿真分析,得出主机结构刚度和强度均安全、可靠.得到的分析结果为类似粉末精整液压机的结构设计提供直接依据,同时可为工程实践提供参考.