四柱液壓機橫梁結構設計與有限元特性分析

卜勻，龔清華，王曉東

（1.唐山學院機電工程系，河北唐山063000；2.開灤集團服務公司，河北唐山063000）

四柱液壓機橫梁結構設計與有限元特性分析

卜勻1，龔清華1，王曉東2

（1.唐山學院機電工程系，河北唐山063000；2.開灤集團服務公司，河北唐山063000）

介紹四柱式液壓機三橫梁結構設計方法；根據(jù)承載的不同情況，利用有限元軟件對三橫梁分別進行靜態(tài)分析，得到相應應力應變分布規(guī)律。以節(jié)約材料，減輕重量，改善應力分布為目的，提出改進方案，主體結構模態(tài)分析，進一步分析驗證改進設計合理性。

四柱；橫梁；有限元；改進

四柱液壓機由四根立柱、上橫梁、工作臺通過螺母緊固地連接在一起，構成一個空間框架，加上沿立柱移動的活動橫梁、主油缸、頂出缸及其他輔助設施組成。液壓機簡圖如圖1所示。液壓機上橫梁、活動橫梁和下橫梁（工作臺）是三大箱體型橫梁，箱體中間加設按方格形或輻射形布置的筋板。上橫梁以立柱作為主架，位于四個立柱的上部，安裝主油缸并承受主油缸的反作用力?；顒訖M梁與主油缸活塞桿連接傳遞液壓機的動力，并通過導套沿立柱做往返運動。下橫梁作為液壓機整個機體的基座。液壓機長期工作在重載，沖擊載荷作用的環(huán)境下，受交變應力作用，研究橫梁應力應變變化規(guī)律，完善液壓機的設計過程，解決實際問題成為必然。

圖1 液壓機簡圖

液壓機技術參數(shù)：公稱壓力2 000 kN；液體最大工作壓力25 MPa；活動橫梁距工作臺最大距離1 090 mm；立柱中心距：左右1 050 mm，前后675 mm.橫梁材料選用HT200，彈性模量E=1.4×1 011 Pa，泊松比μ=0.3，密度ρ=7 330 kg/m3.

為適應液壓機高速、高效、低能耗的發(fā)展方向，在三橫梁結構設計計算的基礎上，利用有限元軟件對三橫梁分別進行靜態(tài)分析，得到相應應力應變分布規(guī)律。以節(jié)約材料，減輕重量，改善應力分布為目的，提出改進方案，為橫梁設計研究提供依據(jù)。

1 上橫梁結構設計

上橫梁簡化為簡支梁，支點距離為寬邊立柱中心距，利用材料力學的強度分析方法反應上橫梁的應力狀況，計算強度和剛度[1-3]。

（1）中間截面最大彎矩

Mmax=p/2（l/2-D/π）=35.66 MN·cm

式中：l為立柱寬邊中心距；p為公稱壓力；D為缸與上橫梁環(huán)形接觸面平均直徑。

（2）中間截面慣性矩

截面對底邊軸慣性矩：

JW=ΣJoi=Σsiai≈1×106cm4

式中：si為每塊矩形面積對底邊軸的靜面矩；Joi為每塊矩形面積對本身形心軸的慣性矩

整個截面的形心軸到底邊軸的距離：

整個截面對形心軸的慣性矩：

（3）求中間截面最大應力值，校核強度

最大壓應力：σy=Mmaxh1/JZ=34.9 MPa＜80 MPa

最大拉應力：σ1=Mmaxh2/JZ=35.2 MPa＜80 MPa

（4）上橫梁中點撓度

式中：G=E/2（1+μ）=5×106N/cm2

（5）相對撓度：f0/l=0.11 mm/m＜0.15 mm/m，相對撓度小于許用值，上橫梁強度和剛度合理。

2 上橫梁結構靜力學分析

上橫梁選用SOLID185單元類型，劃分網(wǎng)格，在ANSYS中建立上橫梁1/2模型。上橫梁結構和所受載荷Y向對稱，在結構對稱面上施加對稱約束；上橫梁、立柱、工作臺通過立柱和螺母連接，在螺母作用面上施加Z向位移約束；在上表面的左前角點施加X、Y方向位移約束，限制剛體位移。施加載荷，液壓缸的工藝反力作用于上橫梁，以液壓機的公稱壓力2 000 kN作為計算載荷，以均布力的形式作用在相關作用面上，由于受到偏心載荷影響，以1.2倍載荷施加；液壓缸的重力作用在上表面的環(huán)形面上；考慮到橫梁較重，將其自重作為載荷施加到機體上；立柱支撐處承受0.5 MN方向向下的拉力[4]。

求解分析得到：上橫梁最大位移變化值發(fā)生在上橫梁的液壓缸孔，最大位移變化量為0.047 837 mm，小于上橫梁的許用值。應力變化最大的部位分別在上橫梁的液壓缸孔、立柱孔下端、立柱上端與橫梁上表面過渡圓弧處，最大應力值為34.8 MPa，小于鑄鐵的許用應力。上橫梁符合設計要求，但有較大優(yōu)化余量。據(jù)上述有限元分析結果，設計安全，但造成材料浪費，因此提出改進方案。依據(jù)變形及最大應力位置，改善上橫梁參數(shù)。

修改模型，如表1所示，達到節(jié)約材料、減輕重量、均衡應力的目的。進行靜力分析得到結果如圖2、3所示。上橫梁1/2模型結果顯示，改進后最大應力值為43 MPa，比改進前增大，過渡圓弧處應力得到改善；改進后的最大位移變化值為0.061 5 mm，在允許的范圍內，達到改進目的。

表1 上橫梁側板厚度變化數(shù)值表

圖2 改進后節(jié)點位移云圖

圖3 改進后節(jié)點等效應力云圖

3 活動橫梁靜力學分析

活動橫梁與工作缸活塞桿由鎖母緊固連接，有立柱孔，通過導套與立柱連接，依靠四立柱作導向上下往返運動，傳遞液壓機的動力，下表面有T型槽，便于安裝固定模具。對單缸液壓機，一般只校核活動橫梁承壓面上的擠壓應力。中間截面最大應力值：最大壓應力：σy=Mmaxh1/JZ=13.25＜80 MPa，活動橫梁強度滿足要求。

建立活動橫梁有限元模型，在活動橫梁下端底面施加固定約束，在活動橫梁上端面與活塞桿接觸部位施加均布載荷。求解可知，活動橫梁的位移最大變形量發(fā)生在活動橫梁上端與活塞桿接觸的部位，大小為0.025 36 mm，活動橫梁的應變量變化最大的發(fā)生在活塞腔內過渡部分，大小為20.8 MPa，變形和應變相對較小，材料盈余，活動橫梁結構有較大優(yōu)化空間。改進方案：活動橫梁的筋板、左右側板、前后側板、上壁厚度改為35 mm.下底面厚度改成45 mm. ANSYS中進行靜力學分析，結果如圖4、5所示。改進后的活動橫梁節(jié)點最大位移變化為0.084 17 mm，節(jié)點的最大應力為66.0 MPa，滿足許用要求，設計合理。

圖4 改進后節(jié)點位移云圖

圖5 改進后等效節(jié)點應力云圖

4 工作臺結構靜力學分析

工作臺即下橫梁是液壓機整個機體的基座，表面設置固定模具的T型槽，安裝頂出缸和其它零部件。中小型液壓機，T型槽布置方式一般選為交叉型。工作臺結構設計方法同活動橫梁[5]。

工作臺的兩截面上施加對稱約束，工作臺下表面施加固定約束，取上表面2/3的有效面積施加載荷。工作臺的最大應力發(fā)生在工作臺的內部筋板上。工作臺改進方案：將筋板的尺寸減小5 mm，左右側面板厚度、前后面板厚度、上臂厚度尺寸均減小5 mm.模型導入ANSYS中進行靜力分析，結果如圖6、7所示。

圖6 改進后節(jié)點位移云圖

圖7 改進后節(jié)點等效應力云圖

改進后最大應力值58.3 MPa，改前49.4 MPa，最大位移變化改后為0.149 068 mm，改前0.116 62 mm，已接近工作臺的允許變化值。工作臺的體積變化不大，工作臺剛度和強度得到改善，工作臺改進具有意義。

5 本體結構模態(tài)分析

三橫梁裝配進行液壓機本體結構模態(tài)分析。由于前幾階固有頻率對本體的影響很大，能較好的反應出本體結構的動態(tài)特性，所以求解參數(shù)設為6，分析前六階振型[6]。

求解得到液壓機本體結構模態(tài)分析前六階固頻率以及各階的相應振型如圖8～13所示。

圖8 一階振型圖

圖9 二階振型圖

圖10 三階振型圖

圖11 四階振型圖

圖12 五階振型圖

圖13 六階振型圖

結果分析：①一階振動頻率：f1=11.825 Hz，前后平移型振型，上橫梁和活動橫梁均在Y方向上同向前后擺動，從上到下振幅逐漸減小，對立柱的剛度和強度要求會有所提高，而且會造成加工件很大誤差。②二階振動頻率：f2=12.932 Hz，左右平移型振型，上橫梁和活動橫梁在X方向上同向左右擺動，振幅變化同一階振型，對本體結構的影響同一階振型。③三階振動頻率：f3=28.237 Hz，上下平移型，活動橫梁在Z方向上下平移，要求本體結構加強活塞桿的強度和剛度。④四階振動頻率：f4=3 6.239 Hz，Z方向扭轉型，上橫梁和活動橫梁繞Z方向同向轉動。⑤五階振動頻率：f5=78.266 Hz，前后擺動性，上橫梁與活動橫梁在Y方向上前后反向擺動。⑥六階振動頻率：f6=80.686 Hz，左右擺動型，上橫梁和活動橫梁在X方向反向左右擺動。

據(jù)前六階振型得到：液壓機本體結構的固有頻率較低，且遠遠大于本體的沖擊頻率（本設計液壓機工作速度滿荷時為12 mm/s，回程速度為52 mm/s，行程為1 090 mm，周期為111.96 s，頻率為0.089 Hz），機架不會發(fā)生共振。激振頻率在10～85 Hz范圍，前兩階頻率在20 Hz內，機架會產生次聲波，造成噪音污染，這種環(huán)境下工作人員容易產生疲勞。

6 結論

依據(jù)液壓機設計原理，橫梁設計及校核結果顯示設計滿足要求，并有較大結構改進空間。液壓機三橫梁受力不同，施加載荷和約束方法不同。靜載情況下，三橫梁局部應力和位移變化比較集中，其余部分強度和剛度有很大盈余；結構改進后，液壓機三橫梁強度和剛度應力和位移集中現(xiàn)象明顯得到改善。通過三橫梁裝配后機架的模態(tài)分析，得到前6階固有頻率和相應的固有振型及振幅，結果表明，液壓機的固有頻率較高，不易發(fā)生共振現(xiàn)象，機架整體剛度和質量分布較為均衡，無明顯的薄弱部位和過剩部位，動態(tài)性能參數(shù)較合理，滿足設計要求。

[1]俞新陸.液壓機的設計與應用[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006：166-169.

[2]高耀東，郭喜平.ANSYS機械工程應用25例[M].北京：電子工業(yè)出版社，2007.

[3]天津市鍛壓機床廠.中小型液壓機設計計算（主機的設計計算）[M].北京：人民出版社，1977.

[4]陳小剛.基于ANSYS的YJ32-100型四柱液壓機關鍵零部件優(yōu)化設計研究及應用[D].重慶：重慶大學，2007：17-22.

[5]卜勻，龔清華，高艷紅.基于有限元分析的200 t四柱液壓機主體設計[J].現(xiàn)代機械，2013（02）：28-31.

[6]劉廣君，賈延.4MN液壓鐓鍛機機架有限元模態(tài)分析[J].煤礦機械，2008，29（05）：72-75.

Four-column Hydraulic Press Beams Structure Design and Finite Element Analysis

BU Yun1，GONG Qing-hua1，WANG Xiao-dong2
（1.Department of Mechanical and Electrical Engineering，Tangshan College，Tangshan Hebei 063000，China；2.Service Company，Kai Luan Group，Tangshan Hebei 063000，China）

In this paper，the structural design methods of three beams of four-column hydraulic are introduced；According to the different situation of bearing，the three beams are static analysis by using finite element software，the corresponding distribution of stress and strain is obtained.To save material，reduce weight，improve the stress distribution for the purpose，the improvement plans are put forward，the overall structure modal analysis，further analysis of verifying the rationality of design improvements.

four-column；beams；finite element；improve

TG315.4

A < class="emphasis_bold">文章編號：1

1672-545X（2017）05-0007-05

2017-02-18

唐山市科學技術研究與發(fā)展課題基金項目（14110214a）

卜勻（1971-），女，河北唐山人，副教授，工學碩士，主要從事機械制造、電液系統(tǒng)數(shù)字控制與仿真等方面研究。