630t立式冷擠壓機有限元分析與改進設計,630t立式冷擠壓機有限元分析與改進設計,立式,擠壓,有限元分析,改進,改良,設計 揚州大學廣陵學院 畢業(yè)設計（論文）前期工作材料 學 生 姓 名： 胡遠江 學號： 100007113 教 科 部： 機械力學 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 設計（論文）題目： 630t立式冷擠壓機有限元分析與改進設計 指 導 老 師： 龔 俊 杰 材 料 目 錄 序號 名 稱 數(shù)量 備注 1 畢業(yè)設計（論文）選題、審題表 1 2 畢業(yè)設計（論文）任務書 1 3 畢業(yè)設計（論文）實習調研報告 1 4 畢業(yè)設計（論文）開題報告（含文獻綜述） 1 5 畢業(yè)設計（論文）外文資料翻譯（含原文） 1 6 畢業(yè)設計（論文）中期檢查表 1 2014 年 4月 2日 廣陵學院畢業(yè)設計（論文）任務書 教 科 部： 機 械 力 學 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學生姓名: 胡遠江 學號: 100007113 畢業(yè)（論文）題目：630t立式冷擠壓機有限元分析與改進設計 起 迄 日 期： 2014/2/18-2014/5/20 設計（論文）地點： 學院機房、結構測試與分析研究室 指 導 老 師： 龔 俊 杰 專 業(yè) 負 責 人： 發(fā)任務書日期： 2014年 2月 18日 畢業(yè)設計（論文）任務書 本畢業(yè)設計（論文）課題工作進度計劃 起止日期 工 作 內 容 2014-02-18~2014-03-31 2014-04-20～2014-06-1 2014-06-1～2014-06-4 畢業(yè)設計開始，查閱中外文資料，完成外文翻譯，完成實習調研和實習報告，完成開題報告； 進行畢業(yè)設計，學習有限元軟件的使用方法、進行理論計算與有限元模擬、分析模擬結果，接收畢業(yè)設計中期檢查，撰寫畢業(yè)設計論文； 修改完善畢業(yè)論文、準備畢業(yè)答辯、整理畢業(yè)設計期間的所有資料、成果并歸檔。 所在專業(yè)審核意見： 負責人： 年 月 日 學院意見： 院長： 年 月 日 廣陵學院 畢業(yè)設計(論文)開題報告 學 生 姓 名： 胡遠江 學 號： 100007113 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 設計(論文)題目： 630t立式冷擠壓機有限元分析與改進設計 指 導 老 師： 龔 俊 杰 2014年 4 月 2日 廣陵學院畢業(yè)設計（論文）外文資料翻譯 教 科 部： 機 械 制 造 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 姓 名： 胡遠江 學 號： 100007113 外 文 出 處： 附 件： chapter2 指導老師評語 簽名： 年 月 日 廣陵學院畢業(yè)設計（論文）中期檢查表 學生姓名 學號 指導教師 龔俊杰 選題情況 課題名稱 難易程度 偏難 適中 偏易 工 作 量 較大 合理 較小 符合規(guī)范化 的要求 任務書 有 無 開題報告 有 無 外文翻譯質量 優(yōu) 良 中 差 學習態(tài)度 出勤情況 好 一般 差 工作進度 快 按計劃進行 慢 中期工作匯報及解答問題情況 優(yōu) 良 中 差 中期成績評定： 所在專業(yè)意見： 負責人 年 月 日 揚州大學廣陵學院 本科生畢業(yè)論文 畢業(yè)論文題目 630t立式冷擠壓機有限元分析與改進設計 學 生 姓 名 胡遠江 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 機械81001 指 導 教 師 龔俊杰 完 成 日 期 2014年6月2日 41 摘 要 本文主要是通過有限元分析軟件ANSYS 對630t立式冷擠壓機機身進行靜態(tài)分析，并根據(jù)靜態(tài)分析結果分析應力分布和變形情況，來進行結構優(yōu)化設計。在對630t立式冷擠壓機機身結構進行受力分析時，將機身底面四個腳采用固定約束方法限制其6個自由度，并在加載區(qū)施加均布載荷，然后計算結果，分析機身整體應力云圖和垂直Z向整體變形圖，找到機身應力集中區(qū)和薄弱環(huán)節(jié)，提出改進方案。 根據(jù)計算結果發(fā)現(xiàn)，床身整體應力不大，說明強度足夠，但是機床垂直方向變形量較大，導致加工精度較差。所以需要研究如何在降低機床變形量，提高加工精度的條件下，同時減少材料以降低成本。針對該機身結構存在的問題，本文提出了十種優(yōu)化方案，并把每個方案分別建模，導入有限元軟件ANSYS，分析其強度和剛度，然后分析比較每個方案的計算結果，最終獲得最優(yōu)的改進方案。該方案不僅可以明顯提高機身的剛度，達到了機床加工精度的使用要求，還減輕了床身的質量，降低了生產(chǎn)成本。 關鍵詞 630t冷擠壓壓力機，有限元，靜態(tài)分析，改進設計。 Abstract This article is for 630t Vertical cold extrusion machine body static analysis by finite element analysis software ANSYS and static analysis based on the results of the stress distribution and deformation analysis , to improve , compare and choose the best solution . When cold extrusion machine to 630t Vertical fuselage structure is analyzed, the underside of the fuselage four feet fixed constraint method to limit its six degrees of freedoms, and impose uniform load in the load area, and then calculate the results, analysis Z stress cloud and down to the deformation maps, find body stress concentration zone and weaknesses, to improve the program. According to the results, it was found that the strength parameters is surplus , but the amount of deformation is large, the precision is not enough, so the next step is to ensure the accuracy in the conditions to minimize the material in order to reduce costs. The fuselage structure for the problem, this paper presents an optimization program ten, and the modeling of each program separately, importing finite element software ANSYS, static analysis of its strength and stiffness, and comparative analysis of the results of each program, eventually find the optimal improvement program, not only improves the precision of the body, reaching the machine requirements, but also reduce the mass and reduce the cost. Key words closed press, finite element method, static analysis, improvement designs 目錄 摘要 I Abstract II 第一章 緒論 1 1.1 本課題研究概況 1 1.2 研究背景和來源 1 1.3 冷擠壓壓力機研究現(xiàn)狀 2 1.4 研究目的及意義 2 1.5 主要研究內容 4 第二章 機身結構的靜態(tài)分析 5 2.1 ANSYS軟件簡介 5 2.1.1 ANSYS介紹 5 2.1.2 ANSYS的主要技術特點 6 2.1.3 ANSYS 有限元求解的基本步驟 7 2.2 機身簡介 7 2.2.1建立有限元模型 9 2.2.2單元類型的選擇 9 2.2.3 網(wǎng)格劃分 10 2.2.4 邊界條件 11 2.2.5 材料特性 12 2.3 計算結果分析 12 2.3.1 機身的應力應變要求 12 2.3.2 原始模型整體應力圖 13 2.3.3 原始模型整體變形圖 錯誤！未定義書簽。4 第三章 機身結構的改進設計 15 3.1 改進方案一 15 3.2 改進方案二 17 3.3 改進方案三 18 3.4 改進方案四 20 3.5 改進方案五 22 3.6 改進方案六 24 3.7 改進方案七 26 3.8 改進方案八 28 3.9 改進方案九 30 3.10 改進方案十 32 3.11 最佳方案確定 35 3.12 總結與說明 36 第四章 結論與展望 37 4.1 結論 37 4.2 展望 37 致謝 38 參考文獻 39 胡遠江 630t立式冷擠壓壓力機有限元分析與改進設計 第一章 緒論 1.1 本課題研究概況 第一臺2000KN PK型肘桿式精壓機于1933年誕生于日本會田株式會社，到現(xiàn)在為止已經(jīng)生產(chǎn)超過2000多臺PK系列壓力機[9]。 30年代，德國成功開發(fā)剛才的磷化處理工藝，為鋼制冷擠壓零件的成形創(chuàng)造了條件，并在1955年就開始冷擠壓技術應用于汽車鍛件的生產(chǎn)[9]。 隨著汽車工業(yè)的快速發(fā)展，對高精度、高效率壓力機的需求愈加迫切，日本70年代就研發(fā)出CFT系列多工位壓力機，和肘桿式K型精壓機，1988年研究出FMX系列壓力機，同時日本小松研制出L1C系列和L2C系列冷鍛成形壓力機，這些壓力機精度高，操作簡單，直閉式機身堅固，變形小，滑塊調節(jié)量大，不需要潤滑的導軌，另外還有自動送料裝置和快速換膜裝置，生產(chǎn)效率高，適宜冷（溫）擠壓工藝[9]。 現(xiàn)在美國又將具有5 ～ 6工位的冷鍛機升級為“成形中心”，可以加工各種形狀結構復雜的鍛件。 世界正在發(fā)展溫冷擠壓復合成形工藝。美國的國民公司、德國的舒勒公司、日本的小松等均研發(fā)出整套冷溫鍛造工藝和生產(chǎn)線裝備[9]。 上世紀70年代開始，我國開始將冷擠壓技術應用到自行車、摩托車和汽車等鍛件的生產(chǎn)當中，但是由于當時沒有從根本上解決工藝，材料，自動化及后處理等技術問題，使得冷擠壓技術沒有得到快速發(fā)展[9]。80年代隨著交通工具的發(fā)展，冷擠壓設備技術的引進，使得我國對冷擠壓設備的需求也越來越大，已經(jīng)掌握多工位冷鍛成形工藝，已經(jīng)可以用冷擠壓設備生產(chǎn)表殼、自行車鍛件、精鍛齒輪、火花塞、汽車等速萬向節(jié)和照相機配件等等，已經(jīng)趕上國外先進生產(chǎn)水平。 而中國J88型冷擠壓機拉力肘桿機構是由曲柄滑塊機構加上曲柄擺桿機構組成[9]。由于兩套機構均接近于下死點附近區(qū)域內工作，所以，這種壓機滑塊的工作行程速度緩慢，有利于冷擠壓工藝，又由于機構具急回特性，對提高生產(chǎn)效率有很大作用，因此，這種機構廣泛使用于冷擠壓機。我國肘桿機構冷擠壓機已經(jīng)發(fā)展成形，相繼出現(xiàn)等長肘桿機構，球頭式不等長肘桿機構和三角形連桿肘桿機構。其中三角形連桿肘桿機構的最大優(yōu)點是既能夠增大滑塊的全行程量及工作行程，又能起到增力作用。因此，三角形連桿肘桿機構適合于滑塊行程及工作行程較大受力也較大的冷擠壓工藝[9]。 1.2 課題研究背景和來源 冷擠壓壓力機是鍛壓機械的一種，通過通用曲柄連桿機構或肘桿機構以及其他如齒輪機構等傳動，加工精度高，生產(chǎn)效率高，易于實現(xiàn)機械化，自動化生產(chǎn)，冷擠壓零件在汽車中所占的比例越來越大，所以大力研究和發(fā)展冷擠壓設備對提高我國機械工業(yè)生產(chǎn)力是非常重要的，但是在我國，對于壓力機的設計多是采用經(jīng)驗和類比的傳統(tǒng)分析設計方法，最后設計出的壓力機往往存在很多問題，比如：機床笨重，速度低，精度差，耗時長，成本較高，而且性能差，生產(chǎn)效率低，無法和發(fā)達國家已經(jīng)定型的較成熟的設備相比，競爭壓力較大。所以我國企業(yè)必須改變傳統(tǒng)的研究設計方法，如現(xiàn)在國內外主流的有限元分析法。隨著計算機輔助設計技術的快速發(fā)展，有限元現(xiàn)代結構分析法已用運而生并且已被廣泛地應用于汽車，工程，機床等諸多領域，對現(xiàn)代結構設計發(fā)揮重要作用。本課題主要來源于校企合作的自選課題，對630t立式冷擠壓機進行有限元分析與結構改進，提高剛度和精度，并減輕質量。 1.3 冷擠壓機的研究現(xiàn)狀 趙長樣[10]等對J31-400冷擠壓壓力機進行了研究，發(fā)現(xiàn)J31-400冷擠壓壓力機在自行車生產(chǎn)中不適合左右后花盤的擠壓工藝要求問題，提出了改進方案，通過理論計算和有限元仿真手段，設計出了JA87-500冷擠壓壓力機，該機采用的是下傳動偏心式閉式立式結構，如下圖1-1JA87-500冷擠壓壓力機動作原理簡圖。 圖1-1 JA87-500冷擠壓壓力機動作原理簡圖 為了改善壓力機受力情況和走動特性，采用了滑塊中心和偏心齒輪中心有一定偏距的偏置機構，如下圖1-2所示JA87-500齒輪滑塊偏置機構。 圖1-2 JA87-500齒輪滑塊偏置機構 采用該機構有以下幾點好處： （1） 改變滑塊正反行程運動規(guī)律，有利于進行冷擠壓工藝。 （2） 偏置后減少了滑塊對導軌的作用力，提高了機床的導向精度。 JA87-500冷擠壓壓力機適應性強、行程大、噸位高、能量足，提高了我國鍛件的生產(chǎn)能力和加工精度，已經(jīng)成為了我國大噸位專用冷擠壓壓力機。 1.4 本課題的研究目的及意義 目的：我國冷擠壓機和國外比有很大差距，主要原因在分析研究上，國外不僅用計算機模擬仿真技術，還通過大量的實驗來模擬。而我國主要是通過理論計算，根據(jù)經(jīng)驗來估算許用應力，再用有限元分析軟件來分析，但側重靜態(tài)分析，很少用模擬實驗裝置來做大量的實驗。本課題的研究希望能動態(tài)分析設計，優(yōu)化選擇方案，實現(xiàn)冷擠壓機的高速化和自動化，提高機床的精度，減輕質量，提高壽命，增加我國壓力機在國際市場的競爭優(yōu)勢。 意義：本課題主要是通過有限元分析法來進行靜、動態(tài)分析，模擬冷擠壓機床身的變形、應力分布和振動情況，選擇最優(yōu)方案，提高我們機械結構的分析設計能力。另外應用這些先進的分析方法，還能夠提高我國壓力機的剛度、精度、穩(wěn)定性和使用壽命，提高國際競爭優(yōu)勢。 1.5 本文主要研究內容與要求 本課題主要是對630t立式冷擠壓機床身進行有限元計算，分析擠壓機在承受 800t 載荷作用時，床身的應力和變形分布規(guī)律，從而了解機床的強度和剛度。在此基礎上，運用大型通用有限元軟件對擠壓機進行整體建模，分析得到各個部件應力與變形的全場分布規(guī)律，并對擠壓機進行改進設計，在保證擠壓機強度的基礎上，提高機床的剛度和加工精度,本課題要求加工精度小于1mm（即上下兩加載板之間的總變形量小于1mm），上加載板前后左右變形量要一致，避免機身前后或者左右發(fā)生扭曲變形，否則嚴重影響加工精度，在此基礎上考慮到機身應力的合理分布，要減輕床身的重量以節(jié)省材料和制造成本。 第2章 機身結構的靜態(tài)分析 對于630t立式冷擠壓壓力機分析，主要采用ANSYS有限元軟件進行應力與變形的計算，通過分析計算得到的云圖，了解強度和剛度，以此來分析機床的剛性和加工精度。 2.1 ANSYS軟件簡介 2.1.1 ANSYS介紹 ANSYS軟件是融結構、流體、電磁場、聲場和耦合場分析于一體的大型通用有限元分析軟件，可廣泛應用于核工業(yè)、石油工業(yè)、航空航天、機械制造、能源、船泊、土木、海洋工程、生物工程等許多領域。由世界上最大的有限元分析軟件公司之一的美國ANSYS公司開發(fā).它能與多數(shù)CAD軟件接口，實現(xiàn)數(shù)據(jù)的共享和交換，如Pro/Engineer、 NASTRAN、I－DEAS、Auto CAD等， 是現(xiàn)代產(chǎn)品設計中的高級CAD工具之一，是有限元法的在工程上的實際應用。ANSYS軟件是第一個通過ISO9001質量認證的大型分析設計類軟件，是美國機械工程師協(xié)會（ASME）、美國核安全局（NQA）及近二十種專業(yè)技術協(xié)會認證的標準分析軟件。在國內第一個通過了中國壓力容器標準化技術委員會認證并在國務院十七個部委推廣使用?，F(xiàn)在已經(jīng)通過了ISO9001 2000質量體系認證[17]。 ANSYS軟件主要包括三個部分：前處理模塊，分析計算模塊和后處理模塊。 前處理模塊（前處理器）提供了一個強大的實體建模及網(wǎng)格劃分工具，用戶可以方便地構造有限元模型。包括參數(shù)定義、實體建模、網(wǎng)格劃分[17]。 分析計算模塊（求解器）包括結構分析（可進行線性分析、非線性分析和高度非線性分析）、流體動力學分析、電磁場分析、聲場分析、壓電分析以及多物理場的耦合分析，可模擬多種物理介質的相互作用，具有靈敏度分析及優(yōu)化分析能力。在次階段，我們進行分析類型定義、分析選項、載荷數(shù)據(jù)和載荷選項。 后處理模塊（后處理器）可將計算結果以彩色等值線顯示、梯度顯示、矢量顯示、粒子流跡顯示、立體切片顯示、透明及半透明顯示（可看到結構內部）等圖形方式顯示出來，也可將計算結果以圖表、曲線形式顯示或輸出。在ANSYS中后處理模塊分為通用后處理模塊（POST1）和時間歷程后處理器（POST26）[17]。 啟動ANSYS，進入歡迎畫面以后，程序會停留在開始平臺。我們可以從開始平臺（主菜單）可以進入各處理模塊：PREP7（通用前處理模塊），SOLUTION（求解模塊），POST1（通用后處理模塊），POST26（時間歷程后處理模塊）等。各個模塊如下圖2-1 ANSYS程序的模塊化結構及其對應主菜單[17]。 模塊結構 SOUTION 求解器 POST1 通用后處理器 POST26 時間歷程后處理器 OPT 優(yōu)化設計模塊 RUNSTAT 評估分析模塊 OTHER 其它功能 圖2-1 ANSYS程序的模塊化結構及其對應主菜單 2.1.2 ANSYS的主要技術特點[17] ANSYS成為載有限元分析軟件中的佼佼者，是因為它有其自身的獨特優(yōu)勢和技術特點，下面作簡要說明： 1. 程序功能強大，應用范圍廣，用戶界面友好。 2. 交互式圖形顯示。 3. 能實現(xiàn)多場及多耦合分析。 4. 統(tǒng)一使用集中的數(shù)據(jù)庫來存儲模型數(shù)據(jù)和結果。 5. 具有多物理場優(yōu)化功能。 6. 具有強大的非線性分析能力。 7. 方便的二次開發(fā)能力。 1.5.4 ANSYS 有限元求解的基本步驟[17] ANSYS軟件含有多種有限元求解功能，包括從簡單的線性靜態(tài)分析到復雜的非線性動態(tài)分析。不過一個典型的ANSYS分析過程一般可以分成三步： 1．建立模型 （前處理模塊：Preprocessor） 1) 指定工作名(Job name)和標題(Title)。 2) 選擇并定義單元類型。 3) 定義單元實常數(shù)。 4) 定義材料特性。 5) 創(chuàng)建或讀入幾何模型。 6) 劃分網(wǎng)格獲得網(wǎng)格化的模型。 7) 檢查模型。 8) 存儲模型。 2. 加載求解（求解模塊：Solution） 1) 選擇分析類型并設置分析選項。 2) 施加載荷。 3) 設置載荷步選項。 4) 求解。 3. 查看分析結果。 1）查看分析結果。 2）分析處理并評估結果。 2.2 機身簡介 壓力機的一個基本支撐部件就是機身，在運作的時候將承受全部工作變形力。因此，合理設計機身結構對提高壓力機剛度和減少機身質量，降低成本，都有重要的意義。 機身分為三大類，即開式機身和閉式機身和半閉式。我研究的630t立式冷擠壓機是半閉式的?？蚣苄谓Y構床身剛性好，所以能承受較大的載荷，而且載荷分布比較均勻。該設備的主要參數(shù)與要求如下： 型號: 630t立式； 機身材料是Q235， 密度； 彈性模量E=210GPa； 泊松比μ=0.3； 動載荷系數(shù)：1.2（由于設備在使用中載荷會隨時間有一定的變化）； 加載800 t；（考慮到動載荷系數(shù)，實際加載=630*1.2=750t） 上下加載板垂直方向相對位移最大1mm。 如下圖2-2所示為630t立式冷擠壓壓力機三維Solid works圖。 圖2-2 630t立式冷擠壓機床身的正視圖與左視圖 2.2.1 有限元模型的建立 打開ANSYS 有限元軟件導入所建的機身模型如下： (直接將solid works軟件所建立的630t立式冷擠壓機機身三維模型導入到 ANSYS軟件中)如下圖2-3 導入的630t立式冷擠壓機機身模型。 圖2-3 導入的630t立式冷擠壓機機身模型 2.2.2單元類型的選擇 該機身是 Q235 焊接結構，形狀不規(guī)則，結構比較復雜，一般的六面體單元無法滿足復雜結構的使用要求，而不管多么復雜的機械結構模型，四面體單元都能精確底反映出結果信息，適應性強，所以可采用四面體單元劃分，本文在 ANSYS 中計算時采用的單元類型就是四面體單元。此單元能夠容許不規(guī)則形狀，并且不會降低精確性，特別適合邊界為曲線的模型。 2.2.3 單元網(wǎng)格的劃分 本文采用自由網(wǎng)格劃分，但為了遵循“均勻應力區(qū)粗劃，應力梯度大的區(qū)域細劃”的原則，部分參數(shù)設置如下; 將relevance center 設置成fine; 將smoothing 設置成high； 將transition 設置成fast； 將Span angle center設置成fine； 圖2-4 網(wǎng)格劃分參數(shù)設置如圖 網(wǎng)格劃分后有限元模型如圖2-5所示。有限元模型中一共有275024個節(jié)點，有 149378個單元。 圖2-5 630t立式冷擠壓機機身網(wǎng)格劃分后模型 2.2.4 邊界條件的施加 機身靜態(tài)分析的邊界條件包括兩個方面：邊界約束和施加載荷。 1） 載荷的施加 實際載荷取800t，而ANSYS軟件中輸入的載荷是壓強值，故轉化為壓強作為載荷，其中上矩形墊板尺寸：250*280mm 下環(huán)形墊板尺寸：D=300mm，d=85mm 上矩形墊板載荷/面積=123MPa 下環(huán)形墊板載荷/面積=114MPa 2）邊界約束條件 機座的底面四個腳采用固定約束方式來限制其6個自由度，由于考慮到機身近60t的重量，因此要施加向下的重力加速度9.8m/s2。如下圖2-6邊界條件施加效果圖。 圖2-6邊界條件施加效果圖 2.2.5 材料特性的施加 機身為Q235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(shù)包括：彈性模量、泊松比、密度，Q235鋼的彈性模量E為206.76GPa，泊松比μ為0.27～0.3，本文取 E=2.1×1011Pa，μ=0.3， Q235鋼的密度取ρ= 7800kg/m3。 2.3 計算結果分析 2.3.1 機身的應力應變要求 （1）機身材料為低碳鋼，結構的破壞形式一般為塑性屈服，所以在強度分析中采用第三強度理論或第四強度理論。但是第三強度理論未考慮主應力σ2影響，σ2它可以較好的表現(xiàn)塑性材料塑性屈服現(xiàn)象，只適用于拉伸屈服極限和壓縮屈服極限相同的材料。 而第四強度理論考慮了主應力σ2的影響，且和實驗較符合，它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σε來評價。 第四強度的含義就是：在任何應力狀態(tài)下，材料不發(fā)生破壞的條件是：σε≦[σ] [σ]——許用應力 ， [σ]= σS/安全系數(shù) 而σS = （第四強度理論公式） 其中：σ1——第一主應力； σ2 ——第二主應力； σ3——第三主應力； 由前可知，機身材料為Q235，σS =235MPa 考慮到疲勞修正系數(shù)和疲勞修正系數(shù)安全系數(shù)，故安全系數(shù)取 1.47，則[σ]= 材料屈服強度 /安全系數(shù)=235/1.47=160MPa ，所以我們所要的應力要求是： [σ]≤160MPa。 （2） 機身變形要求: ； 上加載板前后左右變形量要一致。 2.3.2 原始模型整體應力圖 首先對原始設計的機床進行有限元計算，圖2-7所示為床身整體應力分布圖。 如圖2-7原始模型整體應力云圖 圖2-8最大應力點局部放大圖 從圖2-7 可以看出，機身應力的最大值為205.37MPa，發(fā)生在上支撐板根部，圖2-8 所示為該處局部應力放大圖。超過材料的許用應力160MPa，說明機身局部應力偏大，導致強度不滿足要求。 另外從圖上可以看出，床身大部分區(qū)域應力程度較低，遠小于材料的許用應力，存在減重的空間，以減少材料降低制造成本。 2.3.3 整體變形圖 該機身所受載荷主要是上下Z軸方向方向，而且整體上左右相對対稱，所以接下來主要考慮受力方向Z方向的變形量，最后再檢驗下X方向和Y方向的總變形量，滿足要求即可。整體Z向變形如下圖2-9所示： 圖2-9 原始模型整體Z向變形圖 由圖2-9 可以看出，床身上加載板沿Z軸垂直向上的位移為0.96461mm ，下工作臺垂直向下的位移為0.30791mm，沿z向總的相對變形量為δ=0.96461-（-0.30791）=1.273mm，明顯已經(jīng)超過了1mm的精度要求，故要進行結構改進，減小變形量。 希望通過合理的結構設計，在不增加床身自重的前提下，來減小上加載板和下工作臺之間的相對位移量，提高機床的加工精度。 第3章 機身結構的改進設計 機身的優(yōu)化原則是：通過改變機身板的厚度或筋板厚度或地腳螺栓位置，應用ANSYS計算出機身最大應力，并滿足應力和變形要求： 應力：[σ]≤160MPa； 變形：δz ≤1mm； 上加載板前后左右變形量要一致。 3.1 改進方案一 由變形圖3-1顯示，主要變形區(qū)在上、前半部分，集中在加載板支撐部分，因此首先想到的就是將加載板左右支撐板加厚30mm，如下圖截圖所示 圖3-1將加載板左右支撐板加厚30mm 將改進后的模型重新導入有限元ANSYS軟件，加載、加邊界，再計算，整體應力如圖3-2、整體Z向變形如圖3-3。 圖3-2改進方案一機身整體應力云圖 圖3-3改進方案一機身整體Z向變形圖 分析圖3-2可知最大應力σmax=190.13MPa，大于許用應力160MPa ，顯然強度不夠；由圖3-3 可以看出，床身上加載板沿Z軸垂直向上的位移為0.92151mm ，下工作臺垂直向下的位移為0.30279mm，沿z向總的相對變形量為δ=0.92151-（-0.30279）=1.224mm >1mm，變形量較大，剛度不夠； 質量m=58374kg，增加35kg；顯然此方案無法滿足使用要求，需要繼續(xù)改進。 3.2 改進方案二 為了提高方案一改進后的左右支撐板支撐能力，就在該支撐板上各加2個加強筋，如下圖3-4所示： 上加載板左右支撐板加厚30； 在支撐板上加四個加強筋140*80*400。 圖3-4改進方案二機身結構修改部位圖 將改進后的模型重新導入有限元ANSYS軟件，加載、加邊界，再計算，整體應力如圖3-5、整體Z向變形如圖3-6。 圖3-5改進方案二機身應力云圖 圖3-6改進方案二機身整體Z向變形圖 分析圖3-5可知最大應力σmax=163.2MPa，大于許用應力160MPa ，顯然強度不夠；由圖3-6 可以看出，床身上加載板沿Z軸垂直向上的位移為0.84801 ，下工作臺垂直向下的位移為0.3027mm，沿z向總的相對變形量為δ=0.84801-（-0.3027）=1.151mm >1mm，變形量較大，剛度不夠，但是和前一個方案相比，效果很明顯。 質量m=58514kg增加175kg；總的來說，此方案機身強度、剛度不夠，無法滿足使用要求，需要繼續(xù)改進。 3.3 改進方案三 考慮到最上面的頂板前半部分承受較大的載荷，而且變形較大，作為上加載板的重要支撐部分，可以在方案二的基礎上，將上頂板前半部分加厚40mm，如下圖3-7所示： 上加載板左右支撐板加厚30； 在支撐板上加四個加強筋140*80*400； 將上頂板前半部分加厚40mm。 圖3-7改進方案三機身修改部分圖 將改進后的模型重新導入有限元ANSYS軟件，加載、加邊界，再計算，整體應力如圖3-8、整體Z向變形如圖3-9。 圖3-8改進方案一機身整體應力云圖 圖3-9改進方案一機身整體Z向變形圖 分析圖3-8可知最大應力σmax=174.4MPa，大于許用應力160MPa ，顯然強度不夠；由圖3-9 可以看出，床身上加載板沿Z軸垂直向上的位移為0.81891 ，下工作臺垂直向下的位移為0.30302mm，沿z向總的相對變形量為δ=0.81891-（-0.30302）=1.122mm >1mm，變形量較大，剛度不夠，但是和前一個方案相比，效果很明顯。 質量m=59607g，增加1268kg；總的來說，此方案機身強度、剛度不夠，無法滿足使用要求，需要繼續(xù)改進。 3.4 改進方案四 理論上兩側豎筋板對上加載板施加向下的拉力，可以有效阻礙上加載板向上發(fā)生變形，所以在方案三的基礎上將兩側豎筋板加厚20mm，如下圖3-10所示： 上加載板左右支撐板加厚30； 在支撐板上加四個加強筋140*80*400； 將上頂板前半部分加厚40mm； 兩側豎筋板加厚20mm。 圖3-10改進方案四機身修改部位圖 將改進后的模型重新導入有限元ANSYS軟件，加載、加邊界，再計算，整體應力如圖3-11、整體Z向變形如圖3-12。 圖3-11改進方案四機身整體應力云圖 圖3-12改進方案四機身整體Z向變形圖 分析圖3-11可知最大應力σmax=177.94MPa，大于許用應力160MPa ，顯然強度不夠；由圖3-12 可以看出，床身上加載板沿Z軸垂直向上的位移為0.79633 ，下工作臺垂直向下的位移為0.30312mm，沿z向總的相對變形量為δ=0.79633-（-0.30312）=1.100mm >1mm，變形量略大，剛度不夠，但是和前一個方案相比，效果很明顯。 質量m=61122g，增加2783kg；總的來說，此方案機身強度、剛度不夠，雖然改進后效果很好，但是質量增加太多，嚴重增加成本負擔，所以此方案要舍去，需要繼續(xù)改進。 3.5 改進方案五 由圖2-9原始模型變形情況可以看出，機身下半部分變形最大的地方就在下工作臺上，其Z軸向下變形量大于0.3mm，所以可以將下工作臺加厚40mm，來提高其剛度，減少向下的位移量，如圖3-13所示： 上加載板左右支撐板加厚30； 在支撐板上加四個加強筋140*80*400； 將上頂板前半部分加厚40mm; 工作臺加厚40mm。 圖3-13改進方案五機身修改部位圖 將改進后的模型重新導入有限元ANSYS軟件，加載、加邊界，再計算，整體應力如圖3-14、整體Z向變形如圖3-15。 圖3-14改進方案五機身整體應力云圖 圖3-15改進方案五機身整體Z向變形圖 分析圖3-11可知最大應力σmax=164.72MPa，大于許用應力160MPa ，顯然強度不夠；由圖3-12 可以看出，床身上加載板沿Z軸垂直向上的位移為0.81887 ，下工作臺垂直向下的位移為0.28291mm，沿z向總的相對變形量為δ=0.81887-（-0.28291）=1.102mm >1mm，變形量略大，剛度不夠，和前一個方案相比，效果不明顯。 質量m=59985g，增加1646kg；總的來說，此方案機身強度、剛度不夠，質量雖然增加很多，但是和前一個方案比，要好很多，需要繼續(xù)改進。 3.6 改進方案六 由方案五可以看出，質量還是增加很多，考慮到機身底板主要承受的是壓力，而低碳鋼抗拉能力不高，但是抗壓能力很好，所以底板無需太厚，可以適當減少材料，如下圖3-16所示將底板厚度減去20mm： 上加載板左右支撐板加厚30； 在支撐板上加四個加強筋140*80*400； 將上頂板前半部分加厚40mm; 工作臺加厚40mm； 底板厚度減去20mm。 圖3-16改進方案六機身修改部位圖 將改進后的模型重新導入有限元ANSYS軟件，加載、加邊界，再計算，整體應力如圖3-17、整體Z向變形如圖3-18。 圖3-17改進方案六機身整體應力云圖 圖3-18改進方案六機身整體Z向變形圖 分析圖3-17可知最大應力σmax=147.61MPa，小于許用應力160MPa ，顯然強度足夠；由圖3-12 可以看出，床身上加載板沿Z軸垂直向上的位移為0.81803mm ，下工作臺垂直向下的位移為0.28687mm，沿z向總的相對變形量為δ=0.81803-（-0.28687）=1.105mm >1mm，變形量略大，剛度不夠，和前一個方案相比，效果不明顯。 質量m=59066g，增加727kg；總的來說，此方案機身強度足夠，在降低應力方面顯然比前面方案要好，但是整體剛度不夠，質量增加依然很多，還需要繼續(xù)改進。 3.7 改進方案七 由方案六可知，改變底板厚度對機身強度和重量影響很大，所以可以將底板再減去10mm，即和原始機身相比總共減去30mm，如下圖3-19所示： 上加載板左右支撐板加厚30； 在支撐板上加四個加強筋140*80*400； 將上頂板前半部分加厚40mm; 工作臺加厚40mm； 底板厚度減去30mm。 圖3-19改進方案七機身修改部位圖 將改進后的模型重新導入有限元ANSYS軟件，加載、加邊界，再計算，整體應力如圖3-20、整體Z向變形如圖3-21。 圖3-20改進方案七機身整體應力云圖 圖3-21改進方案七機身整體Z向變形圖 分析圖3-20可知最大應力σmax=145.18MPa，小于許用應力160MPa ，顯然強度足夠；由圖3-21 可以看出，床身上加載板沿Z軸垂直向上的位移為0.82008mm ，下工作臺垂直向下的位移為0.29016mm，沿z向總的相對變形量為δ=0.82008-（-0.29016）=1.110mm >1mm，變形量略大，剛度不夠，和前一個方案相比，效果不明顯。 質量m=58607g，增加268kg；總的來說，此方案機身強度足夠，和前面方案相比，質量增加的很少，但是整體剛度不夠，還需要繼續(xù)改進。 3.8 改進方案八 由圖2-2可知，上加載板的下加強筋與兩側豎筋板的接觸面比較小，理論上，增加加強筋的長度可以有效阻礙上加載板向上發(fā)生位移，所以將該處加強筋加長200mm，如下圖3-22所示： 上加載板左右支撐板加厚30； 在支撐板上加四個加強筋140*80*400； 將上頂板前半部分加厚40mm； 工作臺加厚40mm； 底板厚度減去30mm； 上加載板下面兩側加強筋長度增加200mm。 圖3-22改進方案八機身修改部位圖 將改進后的模型重新導入有限元ANSYS軟件，加載、加邊界，再計算，整體應力如圖3-23、整體Z向變形如圖3-24。 圖3-23改進方案八機身整體應力云圖 圖3-24改進方案八機身整體Z向變形圖 分析圖3-23可知最大應力σmax=144.48MPa，小于許用應力160MPa ，顯然強度足夠；由圖3-24 可以看出，床身上加載板沿Z軸垂直向上的位移為0.81613mm ，下工作臺垂直向下的位移為0.29016mm，沿z向總的相對變形量為δ=0.81613-（-0.28925）=1.105mm >1mm，變形量略大，剛度不夠，和前一個方案相比，總的相對位移量減小了一點。 質量m=58609g，增加270kg；總的來說，此方案機身強度足夠，和前面方案相比，質量增加的很少，但是整體剛度不夠，還需要繼續(xù)改進。 3.9 改進方案九 由方案八可知，機身重量依然增加了270kg，考慮到機身后半部分應力較低，垂直方向變形量較小，有很大的減料空間，而前半部分應力和變形量較大，所以可以將上頂板后半部分的厚度適當減掉20mm，以減輕重量，而前半部分厚度增加10mm，以提高剛度，減小Z軸向上的位移，如圖3-25所示： 上加載板左右支撐板加厚30； 在支撐板上加四個加強筋140*80*400； 將上頂板前半部分加厚40mm; 工作臺加厚40mm； 底板厚度減去30mm； 上加載板下面兩側加強筋長度增加200mm； 上頂板前半部分加厚10mm，后半部分減掉20mm。 圖3-25改進方案九機身修改部位圖 將改進后的模型重新導入有限元ANSYS軟件，加載、加邊界，再計算，整體應力如圖3-26、整體Z向變形如圖3-27。 圖3-26改進方案九機身整體應力云圖 圖3-27改進方案九機身整體Z向變形圖 分析圖3-26可知最大應力σmax=144.12MPa，小于許用應力160MPa ，顯然強度足夠；由圖3-27 可以看出，床身上加載板沿Z軸垂直向上的位移為0.80682mm ，下工作臺垂直向下的位移為0.2899mm，沿z向總的相對變形量為δ=0.80682-（-0.2899）=1.097mm >1mm，變形量略大，剛度不夠，和前一個方案相比，總的相對位移量減小了一點。 質量m=58449g，增加110kg；總的來說，此方案機身強度足夠，和前面方案相比，質量增加的很少，但是整體剛度不夠，還需要繼續(xù)改進。 3.10 改進方案十 在改進方案五里面將下工作臺整體加厚了40mm，但是由圖2-9可知，工作臺的變形主要集中在加載區(qū)域，而加載區(qū)周圍變形很小可忽略，所以只需要在工作臺中間區(qū)域加個600*600*60mm的凸臺，如下圖3-28所示： 上加載板左右支撐板加厚30； 在支撐板上加四個加強筋140*80*400； 將上頂板前半部分加厚40mm; 底板厚度減去30mm； 上加載板下面兩側加強筋長度增加200mm； 上頂板前半部分加厚10mm，后半部分減掉20mm； 工作臺加上凸臺600*600*60mm。 圖3-28改進方案十機身修改部位圖 將改進后的模型重新導入有限元ANSYS軟件，加載、加邊界，再計算，整體應力如圖3-29、整體Z向變形如圖3-30。 圖3-29改進方案十機身整體應力云圖 如圖3-30改進方案十機身整體Z向變形圖 分析圖3-29可知最大應力σmax=140.44MPa，小于許用應力160MPa ，顯然強度足夠；由圖3-30 可以看出，床身上加載板沿Z軸垂直向上的位移為0.80906mm ，下工作臺垂直向下的位移為0.28685mm，沿z向總的相對變形量為δ=0.80906-（-0.28685）=1.095mm >1mm，變形量很接近1mm，剛度足夠，和前一個方案相比，總的相對位移量減小了一點。 質量m=58238g，減少101kg；總的來說，此方案機身強度和剛度足夠，而且質量也減少了，降低了制造成本。但是考慮到上加載板前后左右變形一致的要求，所以還要進一步檢驗，其結果如下圖3-31所示： 圖3-31上加載板前后左右垂直向上相對位移量 由上圖3-31可以看出，上加載板前后左右的變形量分別是0.8901mm、0.8918mm、0.8989mm、0.8933mm，數(shù)值相差很小，基本一致。因此該方案滿足要求。 3.11 最佳方案的確定 比較每個方案的結果如下表3-1： 表3-1各方案比較 數(shù)據(jù) 方案 M/kg △m/kg σ/MPa δz/ mm 原始模型 58339 0 213.67 1.273 方案一 58374 35 190.13 1.224 方案二 58514 175 163.2 1.151 方案三 59607 1268 174.4 1.122 方案四 61122 2783 177.94 1.100 方案五 59985 1646 164.72 1.102 方案六 59066 727 147.61 1.105 方案七 58607 268 145.18 1.110 方案八 58609 270 144.48 1.105 方案九 58449 110 144.12 1.097 方案十 58238 -101 140.44 1.095 由上表3-1可以看出，方案五機身垂直方向上總相對變形量很小，但質量增加最多，嚴重增加成本負擔，顯然不可取，而方案十，機身所受的最大應力最小，垂直方向上總相對變形量最小，而且重量最輕，比原來機床重量減少了101kg，降低了成本，因此綜上所述，方案十為最優(yōu)方案。 3.12 總結與說明 由于本課題是我校與啟東一家企業(yè)合作項目，目前該機床630t立式冷擠壓壓力機正處于設計階段，還沒有完全成型，所以無法現(xiàn)場測試來對比和檢驗我所建模的正確性，無法看出我所設計的結果與實際的差距，但是基于有限元仿真的層面上，優(yōu)化后機身強度和剛度都比原來機床大有提高，質量也減少了很多，降低了機床制造成本，效果還是很明顯的。 第四章 結論與展望 4.1 結論 本文通過有限元軟件ANSYS對630t立式冷擠壓機進行有限元靜態(tài)分析和結構改進設計，并得到以下兩個結論: 1. 機身的上支撐板和加載板區(qū)域，以及工作臺中間圓孔處存在較大的應力，這主要是由于上下拉、壓應力作用的結果。而變形較大的地方主要集中在上加載區(qū)附近，后半和下半部分變形較小。 2. 原壓力機機身能承受較大的應力，但是精度低而且重量大，浪費材料，對此進行改進：上加載板左右支撐板加厚30； 在支撐板上加四個加強筋140*80*400； 將上頂板前半部分加厚40mm; 底板厚度減去30mm； 兩側縫隙加強筋長度200mm； 上頂板前半部分加厚10mm，后半部分減掉20mm； 工作臺加上凸臺600*600*60mm。 結果發(fā)現(xiàn)各項參數(shù)都符合要求，并且機身材料減少101kg，效果很好。 4.2 展望 由于對有限元軟件ANSYS接觸比較少，只掌握了一些簡單的操作指令如導入模型，單元體選擇，有限元模型建立（網(wǎng)格劃分），約束和加載，并能夠簡單靜態(tài)分析模型的受力情況和變形情況，但對模態(tài)分析并不熟悉，也沒有通過模態(tài)分析來檢驗模型，另外還沒有通過實際測量來驗證所建的有限元模型的正確性，但是以后到了企業(yè)，如果碰到這個問題，一定會更加全面地分析與改進設計。 致謝 在這半年的時間里，我非常感謝龔俊杰老師和李康超學長對我的支持鼓勵和指導，尤其是李學長詳細耐心地給我講解我所做的課題相關的注意事項，并給我提示了完成這個課題的思路，聽了之后，我感覺思路很清晰，知道自己接下來要干什么，在中期考核之前不僅及時完成前期材料的整理任務，還抽出時間認真學習了ANSYS有限元軟件，熟悉了簡單入門指令，如導入模型，有限元建模，靜態(tài)分析等，掌握如何從計算結果圖形里提取信息的能力，當遇到不會的地方時，我都會到學長那請教軟件的使用方法，到了后期就已經(jīng)能夠熟練掌握ANSYS有限元軟件的基本操作，在這里非常感謝他不厭其煩地教我有限元方法，非常感謝大家對我的支持和鼓勵！ 參考文獻 [1] 羅中華.J88型冷擠壓機拉力肘桿機構的優(yōu)化設計[J].機械設計與研究，1997， （2）:58-60. [2] 羅中華.j88型冷擠壓機拉力肘桿機構構件尺寸參數(shù)的確定[J]．1997，（2）:23-25. [3] 羅中華.JA 88 型臥式冷擠壓機壓力肘桿機構的優(yōu)化設計[J].湘潭大學自然科學學報，1996，（1）:106-110. [4] 趙長樣.JA 8 7—500冷擠壓力機的研制[J].輕工機械，1994,（3）:40-42. [5] 陳曼龍.擺式剪板機刀架設計中應考慮的因素[J].2008，33（1）：117-118. [6] 柏甫榮，高建和.半閉式壓力機機身的有限元分析與優(yōu)化[J] .制造業(yè)信息化， 2010，（11）：90-91. [7] 顧祥軍.基于ANSYS的剪板機機架有限元分析[J].礦冶技術，2010，10（2）：476-478. [8] 劉營營.基于ANSYS液壓剪板機刀架有限元分析[J].設計與研究，2009，（6）：35-39. [9] 王曉強.冷擠壓設備現(xiàn)狀及發(fā)展[J].鍛壓裝備與制作技術，2007，（3）：28-30. [10] 李健.三角擺桿肘桿式冷擠壓機機構運動學分析[J].重型機械，1998，（2）37-39. [11] 陳琪.數(shù)控轉塔沖床床身有限元分析與優(yōu)化[J].科技信息，2010，（27）：44-45. [12] 陳琪.數(shù)控轉塔沖床機身模態(tài)分析與優(yōu)化設計[J].科技信息，2011，（4）：20-23. [13] 史榮.斜刃剪板機剪切能力測定與機架有限元分析[J].2001，（126）：9-11. [14] 李塹.閘式剪板機刀架剛性的有限元分析[J].EQUIPMENT裝備，2011，（6）：33-36. [15] 武銳.折彎機機械補償技術研究[J].機械制造與研究，2011，（6）：62-64. [16] 高建和.折彎機壓力不均勻分布研究[J].2011，（6）：44-47. [17] 尚曉江等. ANSYS結構有限元高級分析方法與范例應用.中國水利水電出版社.2006.1