伺服機械壓力機機身結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計分析

王俊，劉祥，龐秋，胡志力

應(yīng)用技術(shù)

伺服機械壓力機機身結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計分析

王俊1a,1b，劉祥2，龐秋3，胡志力1a,1b

（1.武漢理工大學(xué) a.現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點實驗室；b.材料綠色精密成形技術(shù)與裝備湖北省工程中心，武漢 430070；2.東風(fēng)（武漢）實業(yè)有限公司，武漢 430040；3.武漢科技大學(xué) 機械自動化學(xué)院，武漢 430081）

針對當前伺服機械壓力機機身質(zhì)量與結(jié)構(gòu)分配不合理、剛度不足的問題，以6 000 kN閉式伺服機械壓力機機身為研究對象，對該閉式伺服機械壓力機機身進行重新設(shè)計，以實現(xiàn)提高機身剛度和輕量化的目的。首先進行機身靜力學(xué)分析，確定拓撲優(yōu)化空間，獲得壓力機機身優(yōu)化分析邊界條件；然后采用變密度法對壓力機機身進行拓撲優(yōu)化分析，選擇合適的密度閾值，獲得機身的拓撲優(yōu)化結(jié)構(gòu)。為了便于加工制造，減少制造成本，基于該優(yōu)化結(jié)構(gòu)并考慮可制造性重新設(shè)計機身結(jié)構(gòu)。最后，通過有限元仿真分析和機身剛度測試試驗，對比優(yōu)化前后機身的剛度。優(yōu)化后的伺服機械壓力機機身質(zhì)量減輕了10.9%，一階模態(tài)頻率提高了3.74%，機身剛度提高了約28%。通過對伺服機械壓力機機身結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計，解決了高剛度機身設(shè)計的工程問題，為伺服機械壓力機生產(chǎn)制造提供了一定的理論和技術(shù)支撐。

伺服機械壓力機；機身；結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計；OptiStruct

隨著機械制造業(yè)的快速發(fā)展，作為金屬成形設(shè)備的鍛壓設(shè)備也得到了越來越廣泛的應(yīng)用，其中伺服機械壓力機是目前金屬成形加工領(lǐng)域中最先進的設(shè)備。伺服機械壓力機不僅機身整體結(jié)構(gòu)復(fù)雜、使用的加工材料多，還具有高昂的制造成本，因此機身部件的整體質(zhì)量和材料分布對整個伺服機械壓力機的工作性能有重要的影響[1]。伺服機械壓力機在工作時，產(chǎn)生的大部分力會由機身承載，因此機身會產(chǎn)生一定的變形，機身的變形不僅會影響零件的加工質(zhì)量和生產(chǎn)效率，還會影響模具的使用壽命和整個壓力機的使用安全性[2]。對壓力機機身進行優(yōu)化設(shè)計，不僅可以降低制造成本，實現(xiàn)輕量化，還可以提高機身的剛度和安全性能。為了保證使用性能，采用傳統(tǒng)方法設(shè)計的壓力機機身往往過于笨重，存在結(jié)構(gòu)設(shè)計不合理和大量的材料浪費等問題[3]。

伺服機械壓力機機身整體性能與其結(jié)構(gòu)設(shè)計和機身材料分布有著很大的關(guān)系[4]。傳統(tǒng)機身設(shè)計方法設(shè)計的機身存在結(jié)構(gòu)不合理和質(zhì)量過大等問題，因此需要在保證機身使用性能的前提下對機身進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，提高機身的整體性能[5]。為了對機身進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化、提高機身的整體性能，許多高校學(xué)者對機身的優(yōu)化設(shè)計進行了大量研究。劉運璽[6]通過尺寸優(yōu)化的方法，以壓力機機身質(zhì)量最小為目標函數(shù)，使機身質(zhì)量減少了5.5%。錢抗抗[7]通過優(yōu)化改變機身的板厚尺寸，以壓力機機身體積最小為目標函數(shù)，對機身進行尺寸優(yōu)化，使機身的質(zhì)量大大降低。上述學(xué)者對機身的優(yōu)化設(shè)計主要還停留在尺寸設(shè)計方面，這雖然可以在一定程度上實現(xiàn)提高機身剛度和輕量化的目的，但機身整體的減重效果受到限制。

拓撲優(yōu)化是通過給定模型在實際工況下的外部載荷和邊界條件，在一定的設(shè)計區(qū)域內(nèi)尋找一種最優(yōu)化的模型結(jié)構(gòu)，以此來達到所設(shè)定的最大變形量等約束條件，使模型結(jié)構(gòu)能夠達到一種或多種最優(yōu)性能的設(shè)計方法[8-10]。王蘇號等[11]運用改進的優(yōu)化算法，以位移、應(yīng)力和頻率為約束條件對壓力機機身進行拓撲優(yōu)化，實現(xiàn)了機身質(zhì)量的減輕。饒柳生等[12]采用多目標拓撲優(yōu)化，根據(jù)優(yōu)化后的機身模型密度分布對機身進行優(yōu)化設(shè)計，達到了機身動態(tài)和靜態(tài)特性提高的目的。

文中通過2種方案對壓力機機身進行拓撲優(yōu)化，以機身有限元單元的密度為設(shè)計變量，通過采用不同的約束條件，以機身的質(zhì)量最小和剛度最大為目標函數(shù)，得到了機身材料的最優(yōu)分布，實現(xiàn)了提高機身剛度和輕量化的目的。

1 壓力機機身有限元建模及分析

1.1 原壓力機機身結(jié)構(gòu)

文中的研究對象是某公司生產(chǎn)的6 000 kN伺服機械壓力機機身。伺服機械壓力機在工作時，整個機身承受來自傳動系統(tǒng)和工作臺的壓力，整個壓力機采用八面導(dǎo)向機構(gòu)，具有良好的抗偏載性能和優(yōu)異的導(dǎo)向性能。該伺服機械壓力機機身由底座、工作臺、立柱、橫梁等組成，主要由鋼板焊接而成，整個機身通過螺栓與地面連接。機身的三維模型是后續(xù)進行網(wǎng)格劃分的關(guān)鍵，網(wǎng)格劃分的好壞對后續(xù)的分析極為重要，良好的網(wǎng)格劃分可以提高運算的速度和精度，文中采用三維建模軟件SolidWorks，以機身實際結(jié)構(gòu)尺寸為參考，建立機身的三維模型。為了提高網(wǎng)格劃分的質(zhì)量、降低計算工作量，需要對機身進行一些合理的簡化，將底座、工作臺、立柱、橫梁視為一個整體，忽略一些機身倒角和小孔等微小細節(jié)以簡化形狀[13-14]。圖1為建立的原壓力機機身結(jié)構(gòu)。

為保證伺服機械壓力機的工作精度，其機身應(yīng)該滿足基本的工作要求，例如：具有良好的結(jié)構(gòu)強度，機身工作時最大工作應(yīng)力應(yīng)在許用應(yīng)力范圍內(nèi)；具有符合使用要求的整體剛度，通常用額定載荷下的柔度大小來衡量，即柔度越小，整體剛度越好；具有較好的局部剛度，即機身受力部位的局部變形要在合理范圍內(nèi)；具有良好的動態(tài)特性，機身的一階固有頻率應(yīng)遠離伺服機械壓力機其他部件的頻率，以避免產(chǎn)生共振，一般要求低階固有頻率越高越好[15-16]。

圖1 原壓力機機身結(jié)構(gòu)

1.2 壓力機機身有限元模型建立

首先通過三維建模軟件SolidWorks建立機身的三維模型，導(dǎo)出為通用的.IGS格式[17-18]，然后將建立的簡化機身三維模型導(dǎo)入到HyperMesh中，建立機身結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析的有限元模型，最后對建立的有限元分析模型進行分析優(yōu)化。其中有限元建模主要包含以下幾個方面：（1）節(jié)點和單元，采用實體單元建模，共建立189 256個節(jié)點和826 882個四面體單元，將軸孔受力面的點耦合在一個節(jié)點，方便后面施加載荷；（2）載荷施加，在2個軸孔耦合點處分別施加集中載荷，大小都為3 000 kN，對工作臺面施加均布力，每個節(jié)點的力為2.3 kN；（3）材料屬性，材料采用Q235鋼，其屈服強度為235 MPa；（4）約束定義，實際工作時機身通過螺栓固定在地面上，因此要通過對機身模型底座設(shè)置全約束來限制機身底座各個方向的自由度。

建立有限元分析模型時還要注意網(wǎng)格的質(zhì)量和數(shù)量，劃分網(wǎng)格的質(zhì)量和數(shù)量對分析的結(jié)果非常重要[19-20]。在劃分網(wǎng)格時，要充分考慮機身的關(guān)鍵部位，應(yīng)保證關(guān)鍵部位的網(wǎng)格劃分質(zhì)量良好。圖2為建立的壓力機機身有限元分析模型。

圖2 壓力機機身有限元分析模型

1.3 壓力機機身有限元結(jié)果分析

通過求解器OptiStruct求解計算在HyperMesh中建立的有限元分析模型，并在HyperView中查看計算的結(jié)果，經(jīng)過后處理得到機身的應(yīng)變云圖和應(yīng)力云圖，分別如圖3和圖4所示。提取壓力機機身有限元分析的最大應(yīng)力max、體積和各階固有頻率。

計算結(jié)果顯示，機身最大變形量出現(xiàn)在工作臺處和上部橫梁處，為0.33 mm，機身的底座未出現(xiàn)明顯變形，最大應(yīng)力值為119.5 MPa。通過分析結(jié)果可知，該機身能夠滿足使用要求，但整體質(zhì)量過大，橫梁和立柱部分仍有較大的優(yōu)化空間。因此，可以對機身進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，實現(xiàn)提高壓力機機身剛度和輕量化的目的。

圖3 壓力機機身應(yīng)變分布

圖4 壓力機機身應(yīng)力分布

2 壓力機機身結(jié)構(gòu)拓撲優(yōu)化

2.1 壓力機機身拓撲優(yōu)化三維模型

根據(jù)現(xiàn)有壓力機機身的結(jié)構(gòu)和尺寸大小，在三維建模軟件中對壓力機機身進行填充設(shè)計，建立壓力機機身拓撲優(yōu)化的三維模型[21]。這一過程主要是對原壓力機機身底座區(qū)域和上橫梁區(qū)域進行填充，因為這些地方存在較大的設(shè)計潛力，通過填充設(shè)計建立機身拓撲優(yōu)化的三維模型，圖5為建立的壓力機機身填充三維模型。

圖5 壓力機機身填充三維模型

2.2 壓力機機身拓撲優(yōu)化有限元分析模型

對填充后的壓力機機身模型進行網(wǎng)格劃分，建立有限元分析模型，其約束和載荷的定義與1.2節(jié)壓力機機身分析模型中的保持一致，然后進行拓撲優(yōu)化分析。

文中主要采用了2種拓撲優(yōu)化方案對機身進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。第1種方案的優(yōu)化目標為機身模型質(zhì)量最小，約束條件為機身的最大變形量小于0.3 mm、一階頻率不小于29.12 Hz，設(shè)計變量為機身模型的單元密度。第2種方案的優(yōu)化目標為機身模型剛度最大，約束條件為機身的最大變形量小于0.3 mm、一階頻率不小于29.12 Hz，設(shè)計變量為機身模型的單元密度。

2.3 壓力機機身拓撲優(yōu)化結(jié)果分析

對壓力機機身有限元模型進行優(yōu)化求解分析，通過HyperView查看優(yōu)化結(jié)果，并將有限元網(wǎng)格單元的相對密度閾值設(shè)置為0.35，只顯示相對密度閾值大于0.35的單元。圖6為方案1的優(yōu)化結(jié)果，圖7為方案2的優(yōu)化結(jié)果。

圖6 方案1優(yōu)化結(jié)果

圖7 方案2優(yōu)化結(jié)果

對比優(yōu)化后的結(jié)果發(fā)現(xiàn)，2種優(yōu)化結(jié)果所去除材料的區(qū)域基本相似，機身頂端橫梁和立柱外側(cè)有部分單元消失，下端橫梁部分有大面積的單元消失。根據(jù)拓撲優(yōu)化后的結(jié)果并考慮可制造性，對壓力機機身進行重新設(shè)計，圖8為重新設(shè)計的壓力機機身結(jié)構(gòu)。

圖8 重新設(shè)計的壓力機機身結(jié)構(gòu)

2.4 壓力機機身優(yōu)化前后對比分析

為了驗證重新設(shè)計后的壓力機機身的結(jié)構(gòu)剛度和強度，對重新設(shè)計的機身進行靜態(tài)性能和模態(tài)分析。圖9為優(yōu)化后壓力機機身的應(yīng)變分布圖，圖10為優(yōu)化后壓力機機身的應(yīng)力分布圖。

圖9 優(yōu)化后壓力機機身應(yīng)變分布

圖10 優(yōu)化后壓力機機身應(yīng)力分布

優(yōu)化后壓力機機身的最大變形量為0.322 mm，壓力機機身的最大應(yīng)力為126.1 MPa，一階模態(tài)頻率為30.21 Hz，符合使用要求，然后提取壓力機機身的性能參數(shù)。表1為原壓力機機身和優(yōu)化后壓力機機身的性能參數(shù)對比，1—6分別為壓力機機身的前六階模態(tài)頻率。

通過對比表1的數(shù)據(jù)，可以得出：（1）優(yōu)化后壓力機機身的質(zhì)量減小了10.9%，實現(xiàn)了機身輕量化的目標；（2）優(yōu)化后壓力機機身最大應(yīng)力為126.10 MPa，仍小于材料的許用應(yīng)力，滿足使用要求；（3）優(yōu)化后壓力機機身的一階固有頻率提高了3.74%，機身的動態(tài)性能得到了改善。

表1 壓力機機身性能參數(shù)對比

Tab.1 Comparison of press frame performance parameters

3 壓力機機身優(yōu)化試驗驗證分析

對2個壓力機機身模型進行同比例縮放，然后設(shè)置相同的3D打印參數(shù)打印出壓力機機身的實體塑料模型，圖11為優(yōu)化后的壓力機機身實體塑料模型，圖12為原壓力機機身實體塑料模型。通過電子萬能試驗機對2個壓力機機身實體塑料模型進行壓縮試驗驗證，分別對2個模型施加從小到大的力，電子萬能試驗機的壓縮速度設(shè)置為1 mm/min，在力達到3 kN時，模型出現(xiàn)壓潰現(xiàn)象，停止壓縮，分別記錄2個壓力機機身實體塑料模型變形量和所受力的數(shù)據(jù)，并繪制成曲線進行比較。圖13為2個壓力機機身實體塑料模型所受壓力與變形量的曲線。

通過對比曲線可知，在2個壓力機機身實體塑料模型所受力相同的情況下，優(yōu)化后的壓力機機身的變形量要略小于原壓力機機身的變形量，當力施加到3 kN時，原壓力機機身最大變形量為1.37 mm，優(yōu)化后壓力機機身最大變形量為1.07 mm，機身剛度提高了28%。

圖11 優(yōu)化后壓力機機身實體塑料模型

圖12 原壓力機機身實體塑料模型

圖13 壓力機機身所受力與變形量曲線

4 結(jié)論

1）基于不同的優(yōu)化目標函數(shù)對伺服機械壓力機機身進行拓撲優(yōu)化分析，并以分析結(jié)果為參考對伺服機械壓力機機身進行重新設(shè)計，在伺服機械壓力機機身性能滿足使用要求的前提下，機身質(zhì)量減小了10.9%，達到了機身輕量化和節(jié)約成本的目的。

2）通過電子萬能試驗機對優(yōu)化前后的壓力機機身進行壓縮承載試驗驗證，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后的壓力機機身剛度提高了28%。

3）重新設(shè)計的壓力機機身材料總體呈現(xiàn)下重上輕的分布趨勢，機身的整體重心下移，有利于提高機身的動態(tài)性能。

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Optimization Design and Analysis of Servo Mechanical Press Frame Structure

WANG Jun1a,1b, LIU Xiang2, PANG Qiu3, HU Zhi-li1a,1b

(1. a. Hubei Key Laboratory of Advanced Technology for Automotive Components; b. Hubei Engineering Research Center for Green & Precision Material Forming, Wuhan University of Technology, Wuhan 430070, China; 2. Dongfeng (Wuhan) Industrial Co., Ltd., Wuhan 430040, China; 3. School of Machinery and Automation, Wuhan University of Science and Technology, Wuhan 430081, China)

The work aims to take the 6 000 kN closed servo mechanical press frame as the research object, and redesign this closed servo mechanical press frame to solve the problems of unreasonable frame mass and structure distribution and insufficient stiffness in current servo mechanical press, thus improving the stiffness and lightening the weight of frame. Firstly, the static analysis of the frame was carried out and the space for topology optimization of the servo mechanical press frame was determined to obtain the boundary conditions for the optimization analysis of the press frame. Then, the variable density method was used to analyze the topology optimization of the press frame, and the appropriate density threshold was selected to obtain the topology optimization structure of the press frame. In order to facilitate manufacturing and reduce manufacturing costs, the frame structure was redesigned based on the optimized structure and manufacturability. Finally, the stiffness of the frame before and after the optimization was compared through the finite element simulation analysis and the frame stiffness test. From the results, the weight of the optimized servo mechanical press frame was reduced by 10.9%, the first-order modal frequency was increased by 3.74%, and the frame stiffness was increased by about 28%. The optimization design of servo mechanical press frame structure solves the engineering problem in the design of high stiffness frame and provides a certain theoretical and technical support for the production and manufacturing of servo mechanical press.

servo mechanical press;frame;structural optimization design; OptiStruct

10.3969/j.issn.1674-6457.2022.07.019

TG315.5

A

1674-6457(2022)07-0136-07

2022–01–15

國家重點研發(fā)計劃（2019YFB1704500）；國家自然科學(xué)基金（52075400）；湖北省重點研發(fā)計劃（2020BAB140）

王?。?997—），男，碩士生，主要研究方向為輕量化技術(shù)。

龐秋（1979—），女，博士，副教授，主要研究方向為汽車輕量化設(shè)計制造技術(shù)。

責(zé)任編輯：蔣紅晨