熱模鍛壓力機(jī)整機(jī)剛度估計(jì)與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

仲太生，金 魏，吉桂生，潘地磊

（揚(yáng)力集團(tuán)股份有限公司，江蘇 揚(yáng)州 225127）

熱模鍛壓力機(jī)是汽車關(guān)鍵零部件鍛造生產(chǎn)系統(tǒng)的關(guān)鍵設(shè)備。目前國(guó)產(chǎn)的熱模鍛壓力機(jī)基本沿用上世紀(jì)80年代引進(jìn)的德國(guó)EUMUCO原有技術(shù)，很難滿足汽車關(guān)鍵零件智能化精密鍛造生產(chǎn)系統(tǒng)的需求。

壓力機(jī)的整機(jī)剛度是沿壓力機(jī)滑塊方向工作載荷與主機(jī)在加載方向上變形量之比，是保證壓力機(jī)鍛造精度最重要的指標(biāo)之一。如果壓力機(jī)的工作載荷一定，剛度越小，變形量也越大，對(duì)成形零件質(zhì)量的影響也越大。單純從壓力機(jī)抵抗彈性變形的能力來說，壓力機(jī)的剛度參數(shù)應(yīng)該越大越好，但壓力機(jī)的制造成本也會(huì)越高。文獻(xiàn)[1]論述了熱模鍛壓力機(jī)結(jié)構(gòu)和載荷傳遞特點(diǎn)。文獻(xiàn)[2]從工程經(jīng)驗(yàn)的角度指出了壓力機(jī)剛度所需要的機(jī)身最大應(yīng)力和靜撓度值。針對(duì)壓力機(jī)結(jié)構(gòu)剛度和振動(dòng)問題，根據(jù)載荷傳遞特點(diǎn)，有限元法已用于多種噸位的壓力機(jī)機(jī)身結(jié)構(gòu)分析：豎直或水平分力被加載于機(jī)身有限元模型進(jìn)行結(jié)構(gòu)應(yīng)力與變形計(jì)算[3]-[6]；有限元模態(tài)分析揭示出了多種噸位壓力機(jī)機(jī)身的振動(dòng)特性[7][8]。拉桿預(yù)緊力、滑塊加載力和公稱鍛造力被加載于20MN對(duì)稱連桿驅(qū)動(dòng)壓力機(jī)主傳動(dòng)部件與機(jī)身的有限元模型進(jìn)行剛度分析，并實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了有限元法的可行性[9]。實(shí)驗(yàn)與仿真的誤差在于忽略了的局部連接細(xì)節(jié)、較稀疏的結(jié)構(gòu)網(wǎng)格、以及材料和工藝的隨機(jī)性。熱彈塑性有限元法已成功用于140MN熱模鍛壓力機(jī)的模架部件的結(jié)構(gòu)分析與選型[10]。國(guó)外的先進(jìn)熱模鍛壓力機(jī)生產(chǎn)廠家的剛度參數(shù)向來是技術(shù)機(jī)密，國(guó)內(nèi)企業(yè)主要通過試驗(yàn)測(cè)試，得到其剛度參數(shù)的大致范圍。剛度參數(shù)不合適會(huì)導(dǎo)致壓力機(jī)性能不同程度降低。因此，預(yù)先尋求壓力機(jī)最佳配置的剛度參數(shù)顯得尤為重要。

為了獲得鍛造載荷對(duì)25MN熱模鍛壓力機(jī)的整機(jī)剛度的影響，本文立足現(xiàn)代設(shè)計(jì)與分析方法，針對(duì)揚(yáng)力集團(tuán)研發(fā)成功的HFP2500T熱模鍛壓力機(jī)，作鍛造載荷反作用力的傳遞分析，基于有限元仿真提出熱模鍛壓力機(jī)實(shí)際鍛造時(shí)工作臺(tái)表面相對(duì)位移變化計(jì)算方法，以期對(duì)大型壓力機(jī)的整機(jī)剛度作預(yù)先分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

1 鍛造載荷傳遞分析

熱模鍛壓力機(jī)的核心傳力部件包括機(jī)身部件、曲柄滑塊部件、離合制動(dòng)部件、工作臺(tái)、軸承、軸瓦等。在工作時(shí)，上述傳動(dòng)部件將承受交變載荷，其受力狀態(tài)及變形狀況將直接影響機(jī)構(gòu)的剛度、安全性和設(shè)備的動(dòng)態(tài)精度。

圖1a是關(guān)鍵零件的連接關(guān)系，其中，制動(dòng)器、工作臺(tái)、軸承軸瓦均與機(jī)身相連?；瑝K通過連桿、曲柄、軸承軸瓦、離合器、制動(dòng)器與機(jī)身相連。上述零件構(gòu)成了鍛造交變載荷的反作用力的主要傳力路徑，也是壓力機(jī)整機(jī)剛度的主要影響因素。

圖1b指明了主傳力路徑上的載荷空間分布關(guān)系。鍛造載荷分別作用于滑塊和工作臺(tái)上，為作用力和反作用力。是機(jī)身與其他附件的等效重力；是其偏移曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的位移矢量。分別為曲軸、連桿、滑塊、工作臺(tái)的重力。是曲軸承受的鍛造力。是制動(dòng)器的重力是其偏離曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的位移矢量。是離合器的重力；是其偏離曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的位移矢量。是飛輪的重力；是其偏離曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的位移矢量。分別為機(jī)身對(duì)曲軸等零件的約束反力；相應(yīng)的偏離曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的位移矢量分別為。坐標(biāo)系 o-x-y 固連于曲軸質(zhì)量中心。

圖1 熱模鍛壓力機(jī)原理圖

在鍛造過程中，離合器閉合而制動(dòng)器分離。曲軸受到離合器接合位置的扭矩。該扭矩沒有通過軸承軸瓦作用于機(jī)身，而是以鍛造力的形式作用于上下模。從設(shè)備角度，鍛造力作用于滑塊和工作臺(tái)。以連桿和滑塊為研究對(duì)象，其力平衡方程滿足式（1）：

以曲軸為研究對(duì)象，其力與力矩平衡滿足式（2）、（3）：

其中η1、η2為離合器制動(dòng)器重力的系數(shù)，屬于區(qū)間（0，1）。

分別以制動(dòng)器、離合器中與機(jī)身連接的部分為研究對(duì)象：因?yàn)檠芯繉?duì)象相對(duì)于機(jī)身的力矩非常小，所以忽略約束反力的彎矩，則有：

以機(jī)身為研究對(duì)象，不計(jì)離合器制動(dòng)器對(duì)機(jī)身的彎矩作用，機(jī)身受到作用力包括：機(jī)身重力、工作臺(tái)重力；鍛造力約束力；地面約束反力。上述載荷的力平衡和力矩平衡可以獲得地面約束反力。

式（1）、（2）、（3）、（4）、（5）可根據(jù)鍛造力的極大值位置，計(jì)算出各個(gè)關(guān)鍵件所承受的約束反力。根據(jù)壓力機(jī)幾何尺寸，解析法或數(shù)值法均可獲得地面約束反力，完成鍛造力的完整載荷傳遞。

2 整機(jī)剛度計(jì)算與結(jié)構(gòu)優(yōu)化方法

載荷的傳遞結(jié)果會(huì)造成壓力機(jī)變形；結(jié)構(gòu)變形會(huì)改變圖1b中空間尺寸關(guān)系；空間尺寸關(guān)系的變化會(huì)引起載荷的重新傳遞；載荷的新傳遞結(jié)果會(huì)改變壓力機(jī)變形；如此往復(fù)，直至結(jié)構(gòu)變形趨于穩(wěn)定。該過程的直接模擬具有一定復(fù)雜性。在工程上，往往對(duì)整機(jī)進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并采用剛性單元連接各個(gè)傳載構(gòu)件，然后對(duì)工作臺(tái)和滑塊的兩個(gè)相對(duì)表面，分別施加最大鍛造力。

根據(jù)上述熱模鍛壓力機(jī)整體建模思路，獲得工作臺(tái)和滑塊相對(duì)表面的所有節(jié)點(diǎn)的三軸變形，分別計(jì)作（。其中工作臺(tái)表面節(jié)點(diǎn)總數(shù)為m，滑塊下表面節(jié)點(diǎn)總數(shù)為n。

首先，比較m和n的大小，以節(jié)點(diǎn)較少的表面為基準(zhǔn)，對(duì)該表面的每一個(gè)節(jié)點(diǎn)i的（xiyi）T，在另一平面上尋找與（xiyi）T距離最近的節(jié)點(diǎn)（xiyi）T。

然后，計(jì)算兩點(diǎn)在z軸方向上的距離di，若以k表示m和n中的最小值，則共有k組距離（x1y1d1）T…（xiyidi）T…（xkykdk）T。

最后，計(jì)算距離di的均值，再計(jì)算距離di相對(duì)于均值的偏移量的最大值δ，滿足式（6）：

同時(shí)，根據(jù)各個(gè)組件的應(yīng)力分布，調(diào)整結(jié)構(gòu)形狀和尺寸，再進(jìn)行一系列的整機(jī)剛度計(jì)算，在保證相對(duì)位置精度的同時(shí)，給出合理的允許變形方向和變形量，把剛度對(duì)精度的影響程度降低到最小，獲得質(zhì)輕、剛度好的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。

3 25MN熱模鍛壓力機(jī)結(jié)構(gòu)優(yōu)化

3.1 模型與邊界條件

建立25MN熱模鍛壓力機(jī)零件及裝配體的幾何模型，曲軸和連桿的幾何位置為鍛造行程的下死點(diǎn)位置。圖2是其主視圖。結(jié)構(gòu)連接與傳力關(guān)系與圖1原理一致。機(jī)身外形尺寸：長(zhǎng)3500mm、寬3500mm、高 8900mm；滑塊長(zhǎng) 1740、寬 1470、高 2190；連桿長(zhǎng)2400mm、寬1070mm；曲軸長(zhǎng)4065mm、最大外圓直徑880mm。

圖2 熱模鍛壓力機(jī)主視圖

約束機(jī)身與地面的接觸表面的自由度，在滑塊與上模的接觸表面、或下模與工作臺(tái)的接觸表面施加鍛造力極值的均布載荷25MN，引入重力加速度的作用。材料基本參數(shù)如表1所示。

3.2 結(jié)果與討論

對(duì)25MN熱模鍛壓力機(jī)進(jìn)行有限元分析，其整機(jī)主要傳載構(gòu)件的等效變形分布如圖3所示。由圖可見，最大變形發(fā)生在滑塊位置；連桿和曲軸也擁有較大變形；整機(jī)在Z方向的最大變形為1.2793mm。經(jīng)數(shù)值處理，其滑塊與工作臺(tái)的相對(duì)位置精度的表征量δ為0.615mm。

表1 材料參數(shù)

為了提高位置精度，根據(jù)各個(gè)組件的應(yīng)力分布，增大了其應(yīng)力較大區(qū)的結(jié)構(gòu)尺寸，減小了應(yīng)力較小區(qū)的結(jié)構(gòu)尺寸。對(duì)各個(gè)組件的新幾何模型，采用所提方法進(jìn)行計(jì)算?；瑝K、連桿、偏心軸、機(jī)身的分析改進(jìn)結(jié)果如圖4、圖5、圖6、圖7、圖8、圖9、圖10、圖11所示。

圖4 滑塊變形分布（單位：mm）

圖5 滑塊應(yīng)力分布

圖6 連桿變形分布

圖4表明滑塊的最大等效變形在其底部，為0.21989mm；圖5表明滑塊Mises應(yīng)力的最大值為110.52MPa；圖6表明連桿的最大等效變形在其底部，為0.15721mm；圖7表明連桿的Mises應(yīng)力為98.886MPa，是主要零件中的應(yīng)力最小值；圖8表明曲軸的最大等效變形為0.367mm，在其與連桿連接位置；圖9表明曲軸的Mises應(yīng)力可達(dá)208.07MPa；圖10表明機(jī)身的最大等效變形為0.276mm，位于工作臺(tái)位置；圖11表明機(jī)身Mises應(yīng)力最大值為181.56MPa。工作臺(tái)和滑塊的相對(duì)位置精度的表征量δ為0.494mm。該結(jié)果優(yōu)于尺寸調(diào)整前的相對(duì)位置精度。

圖7 連桿應(yīng)力分布

圖9 偏心軸應(yīng)力分布

圖10 機(jī)身變形分析

4 結(jié)語

圖11 機(jī)身應(yīng)力分析

完成了鍛造載荷在壓力機(jī)整機(jī)的載荷傳遞分析。建立了典型25MN熱模鍛壓力機(jī)鍛造載荷主傳力構(gòu)件的整機(jī)有限元模型。獲得了各個(gè)構(gòu)件的應(yīng)力和變形分布，計(jì)算了工作臺(tái)和滑塊的相對(duì)位置精度。根據(jù)數(shù)值仿真結(jié)果，改進(jìn)了滑塊、連桿、曲軸和機(jī)身的形狀和相關(guān)尺寸，優(yōu)化了熱模鍛壓力機(jī)的整機(jī)結(jié)構(gòu)。

在此鍛造工況下，滑塊和曲軸組件不僅是主要傳力結(jié)構(gòu)，而且變形也較大。與連桿相比，滑塊和曲軸在結(jié)構(gòu)改進(jìn)后更多地增加了整機(jī)剛度指標(biāo)。