j75g-200閉式高速壓力計結構有限元分析及改進設計論文

1、<p><b>　　揚州大學廣陵學院</b></p><p><b>　　本科生畢業(yè)設計</b></p><p>　　畢業(yè)設計題目J75G-200閉式高速壓力機結構有限元分析及改進設計 </p><p>　　學 生 姓 名

2、 </p><p>　　專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 </p><p>　　班 級

3、 </p><p>　　指 導 教 師 </p><p>　　完 成 日 期 2014年 6 月 2 日 </p><p><b>　　中文摘要</b></p><p>　　有限元分

4、析和結構優(yōu)化等CAE技術的應用，對于縮短產(chǎn)品開發(fā)周期，提高產(chǎn)品質量，降低制造成本，增強企業(yè)競爭力具有重要意義。本論文以壓力機機身為研究對象，利用有限元分析軟件ANSYS作為分析工具，進行有結構靜態(tài)分析、結構優(yōu)化設計以及模態(tài)分析。 </p><p>　　首先，采用四面體實體單元建立機身的三維有限元模型，對壓力機機身結構和受力特點進行分析，確定其載荷分布和約束，分析計算有限元模型，得到機身的應力與應變分布規(guī)律。校核

5、機身部件的強度和剛度，并且根據(jù)分析的結果進行結構優(yōu)化設計,通過較傳統(tǒng)的人工優(yōu)化找出了比較合理的結構，用加厚材料來矯正變形量過大的問題，用去除受力或變形小區(qū)域的材料來減輕質量等。</p><p>　　其次，運用ANSYS Workbench進行模態(tài)分析，分析其固有頻率以及對應的振型。了解該壓力機的模態(tài)特征和動態(tài)特征，為結構的動態(tài)設計和改進提供了理論依據(jù)和基礎。</p><p>　　最后，對論

6、文的研究內容進行了總結和展望。</p><p>　　關鍵詞：壓力機，有限元分析，優(yōu)化設計，模態(tài)分析</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　The application of finite element analysis and structure optimization of CAE technolog

7、y, to shorten the product development cycle, improve product quality, reduce manufacturing cost, is of great significance to enhance the competitiveness of enterprises. The press frame as the research object, using finit

8、e element analysis software ANSYS as the analysis tool, a structural static analysis and modal analysis, structure optimization design.</p><p>　　First of all，to establish a three-dimensional finite element m

9、odel of the frame using tetrahedron solid element, the press frame structure and force characteristics of the analysis, to determine the load distribution and constraints, calculation and analysis of finite element model

10、, to get the stress and strain distribution. Check the strength and stiffness of body parts, and the structure optimization design based on the analysis of the results, a reasonable structure has been found by artifici&l

11、t;/p><p>　　Secondly, the use of ANSYS Workbench analysis of modal analysis, the natural frequency and the corresponding vibration mode. Understand the modal characteristics of the press and the dynamic characte

12、ristic, has provided the theory basis and the foundation for dynamic design and structure improvement.</p><p>　　Finally, the research contents of the thesis are summarized and prospects.</p><p>

13、　　Keywords: Press, finite element analysis, optimization design, modal analysis</p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　中文摘要I</b></p><p>　　AbstractII</p><

14、;p><b>　　第一章 緒論1</b></p><p>　　1.1 國內外壓力機發(fā)展狀況1</p><p>　　1.1.1國外壓力機發(fā)展狀況1</p><p>　　1.1.2國內壓力機發(fā)展狀況1</p><p>　　1.2 有限元分析方法2</p><p>　　1.2.1 有限元

15、理論2</p><p>　　1.2.2 有限元分析軟件的簡介3</p><p>　　1.2.3 機身結構設計中的有限元運用4</p><p>　　1.3 課題來源及選題的目的和意義4</p><p>　　1.3.1 課題來源4</p><p>　　1.3.2 選題的目的和意義4</p><

16、;p>　　1.3.3 課題研究的內容和解決的問題5</p><p>　　第二章 壓力機機身的靜態(tài)分析7</p><p>　　2.1 機身簡介7</p><p>　　2.2.1 單元類型的選擇8</p><p>　　2.2.2 網(wǎng)絡的劃分9</p><p>　　2.2.3 邊界條件的施加9</p&

17、gt;<p>　　2.2.4 材料特性11</p><p>　　2.3 計算結果分析11</p><p>　　2.3.1 應力和變形要求11</p><p>　　2.3.2 應力和變形圖形顯示12</p><p>　　2.3.3 應力分析14</p><p>　　2.3.4 變形分析15<

18、;/p><p>　　2.4 本章小結15</p><p>　　第三章 機身結構的改進16</p><p>　　3.1 優(yōu)化分析16</p><p>　　3.2 優(yōu)化方案一16</p><p>　　3.3 優(yōu)化方案二18</p><p>　　3.4 優(yōu)化方案三20</p>

19、<p>　　3.5 優(yōu)化方案四22</p><p>　　3.6 選擇最佳方案24</p><p>　　3.7 本章小結25</p><p>　　第四章 機身的模態(tài)分析26</p><p>　　4.1 模態(tài)分析概述26</p><p>　　4.1.1 模態(tài)分析理論基礎26</p>&l

20、t;p>　　4.1.2 模態(tài)分析原理26</p><p>　　4.2 對機身進行模態(tài)分析27</p><p>　　4.2.1 自由模態(tài)分析27</p><p>　　4.2.2 自由模態(tài)描述31</p><p>　　4.2.3 約束模態(tài)分析31</p><p>　　4.2.4 約束模態(tài)描述35</

21、p><p>　　4.3 本章小結36</p><p>　　第五章 結論和展望37</p><p><b>　　5.1 結論37</b></p><p><b>　　5.2 展望37</b></p><p><b>　　致謝39</b></p&

22、gt;<p><b>　　參考文獻40</b></p><p><b>　　第一章 緒論</b></p><p>　　1.1 國內外壓力機發(fā)展狀況</p><p>　　機械行業(yè)是國民產(chǎn)業(yè)中極其重要的基礎行業(yè)[1]。隨著我國國民經(jīng)濟的快速發(fā)展，各行各業(yè)對壓力機需求也越來越多，國內國際市場競爭非常激烈。隨著現(xiàn)代

23、科學技術的快速發(fā)展，機械行業(yè)正從以機器為特征的傳統(tǒng)技術時代向著高速化、高精化和柔性化的信息時代發(fā)展，即利用當代高科技信息來裝備傳統(tǒng)的機械行業(yè)[2]。我們運用有限元分析技術對高速壓力機進行結構分析并給出優(yōu)化方案。來提高壓力機產(chǎn)品的性能，質量和壽命，降低產(chǎn)品成本提供科學計算分析的依據(jù)，增強其產(chǎn)品在市場的競爭力。</p><p>　　1.1.1國外壓力機發(fā)展狀況</p><p>　　高速壓力機的

24、發(fā)展將近有100年的歷史。1900 年德國的舒勒(SCHULER)壓力機公司發(fā)明生產(chǎn)出世界第一臺自動化壓力機[3]。美國亨利特公司在 1910 年首創(chuàng)四柱底傳動結構的高速壓力機，當時稱為 dieing machine[4]。在 1955 年以前該機為高速壓力機的代表機型。以后隨著電機和電器工業(yè)的發(fā)展，各國紛紛研制高速壓力機。1953 年德國舒勒公司生產(chǎn)出 1250kN 閉式雙點壓力機，行程 20mm，行程次數(shù)達到 150rpm[5]。后

25、來美國明斯特（MINSTER）公司推出的 Pulsar 系列超高速壓力機以及日本會田公司引進瑞士布魯?shù)吕展炯夹g生產(chǎn)AIDA-BRUDERER系列 BSTA 型高速壓力機和 PDAL 系列高速壓力機也均采用了上傳動方式，不但提高了動態(tài)精度，也在一定程度上減少了噪聲[6-7]。隨著科學的發(fā)展，技術的革新，壓力機的品種越來越多，質量越來越好，壓力越來越大，精度也越來越高。目前世界上能夠生產(chǎn)出一流壓力機的主要國家都是傳統(tǒng)的制造強國，其中以日本

26、、美國和德國為主?，F(xiàn)在和日本、德國并稱為世界三大高速壓力機生產(chǎn)基地[5][8]。世界上已經(jīng)能夠設計生產(chǎn)出最大</p><p>　　1.1.2國內壓力機發(fā)展狀況</p><p>　　國內高速壓力機是上世紀 80 年代開始從國外引進技術而發(fā)展起來的。目前，生產(chǎn)高速壓力機的主要廠家有上海第二鍛壓機床廠、廈門鍛壓機床有限公司、諸城鍛壓機床股份有限公司、寧波機床廠和江蘇揚力集團等。我國第一臺高速壓力

27、機是在 1982 年由濟南鑄鍛機械研究所和北京低壓電器廠共同研制的。該壓力機公稱力為 600KN，最高的速度可達到 400 次/min。隨后又成功研制了公稱力 300KN，最高速度 600 次/min 的高速精密壓力機?？缛?21 世紀后，國內企業(yè)中徐州鍛壓機床廠的高速沖床生產(chǎn)開始形成規(guī)模，先后研制成功了 JF75G 系列閉式高速壓力機和 V H45 開式高速精密沖床，其沖壓速度分別達到 600 次/min 和 1200 次/min[1

28、0]。目前，由于國內材料技術和機械加工技術與國外先進技術存在差距，國內高速壓力機的發(fā)展也受到了相應的制約。其中差距主要表現(xiàn)在高速壓力機的可靠性和加工精度上，在高精度的加工領域內缺乏競爭力；國內的自動控制與補償技術還未較好的應用于高速壓力機中，使國內產(chǎn)品精度相對先進技術較低；由于國內高速壓力機產(chǎn)品主要通過引進技術生產(chǎn)和自我研發(fā)較少，故而國內壓力機品</p><p>　　1.2 有限元分析方法</p>

29、<p>　　1.2.1有限元理論</p><p>　　有限元的的核心思想是結構的離散化，就是將實際結構假象的離散為有限數(shù)目的規(guī)則單元組合體。實際結構的物理性能可以通過對離散體進行分析，得出滿足工程進度的近似結果來替代對實際結構的分析，這樣可以解決很多實際工程需要解決而理論分析又無法解決的復雜問題。有限元的創(chuàng)立與科學的發(fā)展和工業(yè)界需求相關。1953 年，Ray W.Clough 在波音公司分析三角形機翼振

30、動時，將機翼分成很多片小三角形板，計算的機翼結構撓度與小比例模型試驗數(shù)據(jù)吻合是有限元的雛形。1955 年，John H. Argyris 提出矩形單元。1956 年，第一篇有限元文章發(fā)表，正式拉開了有限元發(fā)展的歷史[14]。自從 1965 年“有限元”這個名詞第一次出現(xiàn)，到今天有限元方法在工程上得到廣泛應用，已經(jīng)經(jīng)歷了四十年的發(fā)展歷史，理論和算法都已經(jīng)日趨完善。近年來隨著計算機技術的普及和計算速度的不斷提高，有限元分析在工程設計和分析中

31、得到了越來越廣泛的重視，已經(jīng)成為解決復雜的工程分析計算問題的有效途徑，現(xiàn)在從汽車到航天飛機幾乎所有的設計制造都已離不開有限元分析計算，其在機械制造、材料加工、航空航天、汽車、土木建筑、電子電器、國防軍工、船舶</p><p>　　1.2.2 有限元分析軟件的簡介</p><p>　　ANSYS是目前國際上著名的有限元軟件之一，該軟件是集結構、熱、流體、電磁場、聲場和藕合場分析于一體。ANS

32、YS廣泛應用于機械、航空航天、能源、交通運輸、土木建筑、水利、電子、地礦、生物醫(yī)學、教學研究等眾多領域。</p><p>　　ANSYS作為一個功能強大、應用廣泛的有限元分析軟件，其技術特點主要表現(xiàn)在以下幾個方面:</p><p>　　1）數(shù)據(jù)統(tǒng)一。ANSYS使用統(tǒng)一的數(shù)據(jù)庫來存儲模型數(shù)據(jù)及求解結果，實現(xiàn)前后處理、分析求解及多場分析的數(shù)據(jù)統(tǒng)一。</p><p>　　

33、2）強大的建模能力。ANSYS具備三維建模能力，僅靠ANSYA的GUI(圖形界面)就可建立各種復雜的幾何模型。</p><p>　　3）強大的求解功能。ANSYS提供了數(shù)種求解器，用戶可根據(jù)分析要求選擇合適的求解器。</p><p>　　4）強大的非線性功能。ANSYS可以進行幾何非線性、材料非線性及狀態(tài)非線性分析。</p><p>　　5）智能網(wǎng)格劃分。ANSYS

34、可根據(jù)模型的特點自動生成有限元網(wǎng)格。</p><p>　　6）良好的優(yōu)化功能。利用ANSYS的優(yōu)化設計功能，用戶可以確定最優(yōu)設計方案：利用ANSYS的拓撲優(yōu)化功能，用戶可以對模型進行外型優(yōu)化，尋求物體對材料的最佳利用。</p><p>　　7）可實現(xiàn)多場藕合功能。ANSYS可以研究各物理場間的相互影響。</p><p>　　8）提供與其他程序接口。ANSYS提供了與

35、多數(shù)CAD軟件及有限元分析軟件的接口程序,可實現(xiàn)數(shù)據(jù)共享和交換。</p><p>　　9）良好的用戶開發(fā)環(huán)境。ANSYS開放式的結構使用戶可以利用APDL、UIDL和UPFS對其進行二次開發(fā)。</p><p>　　結構分析是ANSYS功能之一，其中包括：靜力分析(用于分析結構的靜態(tài)行為，可以考慮結構的線性及非線性特性)；模態(tài)分析(計算線性結構的自振頻率及振型)；譜分析(是模態(tài)分析的擴展,用

36、于計算由于隨機振動引起的結構應力和應變)；協(xié)響應分析(確定線性結構對隨時間按正弦曲線變化的載荷的響應)；瞬態(tài)動力學分析(確定結構對隨時間任意變化的載荷的響應，可以考慮與靜力分析相同的結構非線性特性)；特征屈曲分析(用于計算線性屈曲荷載，并確定屈曲模態(tài)形狀)；專項分析(斷裂分析，復合材料分析，疲勞分析)等。</p><p>　　1.2.3 機身結構設計中的有限元運用</p><p>　　優(yōu)化

37、設計越來越多地應用于產(chǎn)品設計中。通過優(yōu)化設計，能夠使零部件的的力學性能得到改善，并獲得理想的結構布局和尺寸大小。結構優(yōu)化是指在預定目標和一組給定幾何和行為約束的范圍內，尋求滿足條件的最優(yōu)解。機械結構應用優(yōu)化設計方法一般可節(jié)省材料7%40%，因此優(yōu)化設計技術越來越受到人們的重視。</p><p>　　機身是機床中結構和受力比較復雜的部件，機身有限元分析的目的在于提高其承受能力和抗變形能力、減輕其自身重量并節(jié)省材料。

38、另外，就整個機構而言，當機身重量減輕后，整個機床重量也隨之降低，從而改善整個機床的動力性和經(jīng)濟性等性能。</p><p>　　安全、節(jié)能和環(huán)保是機床面臨的三大熱點問題，如何提高整個機床的加工精度是機床穩(wěn)定性中需要解決的問題之一。利用有限元法進行機床加工過程的模擬計算，涉及到大變形等非線性問題，不同于一般的有限元分析。由于模擬計算可以節(jié)省昂貴的實體實驗經(jīng)費，且在設計階段模擬分析是唯一的分析手段，國內、外機床公司普遍

39、采用這一方法。</p><p>　　1.3 課題來源及選題的目的和意義</p><p>　　1.3.1 課題來源</p><p>　　本課題來源于江蘇揚力集團有限公司。J75G-200閉式高速壓力機是該公司根據(jù)市場需求而開發(fā)研制的產(chǎn)品。運用有限元分析技術對J75G-200閉式高速壓力機進行結構分析并給出優(yōu)化方案。通過本課題的研究，為提高壓力機產(chǎn)品的性能，質量和壽命，

40、降低產(chǎn)品成本提供科學計算分析的依據(jù)，增強其產(chǎn)品在市場的競爭力。</p><p>　　1.3.2 選題的目的和意義</p><p>　　近年來，由于我國國民經(jīng)濟的飛速發(fā)展，各行各業(yè)對壓力機特別是新型壓力機的需求越來越多，國內國際市場競爭非常激烈。世界許多壓力機生產(chǎn)廠家都把精力集中在開發(fā)高速度、高精度的壓力機上。我國目前對壓力機機身的設計長期以來還沿用經(jīng)驗、類比的傳統(tǒng)設計方法，設計出的床身不僅

41、性能差,結構笨重，速度、精度提不高，而且設計周期長，制造成本高，更新?lián)Q代慢，這些問題使得國產(chǎn)壓力機在高檔次壓力機領域內無法與國外壓力機相抗衡。隨著電子技術、計算機技術與機床分析技術的結合，要求我們引入現(xiàn)代設計理念與手段，利用有限元法進行靜態(tài)、動態(tài)特征的計算，對新型壓力機機身作全面的分析優(yōu)化。同時，對壓力機的優(yōu)化方法進行探索，實現(xiàn)真正意義上的設計。</p><p>　　1.3.3 課題研究的內容和解決的問題<

42、/p><p><b>　　1）主要內容</b></p><p>　　要求運用有限元分析軟件ANSYS對J75G-200閉式高速壓力機進行有結構靜態(tài)分析、模態(tài)分析以及結構優(yōu)化設計。利用靜態(tài)有限元分析，校核液壓機機身部件的強度和剛度，并且根據(jù)分析的結果進行結構優(yōu)化設計以達到降低生產(chǎn)成本，提高經(jīng)濟效益。模態(tài)分析可以求出機身振動的固有頻率以及相應的振型，分析各種振型對壓力機工作狀

43、態(tài)的影響。這對于了解液壓機現(xiàn)有結構的力學特性以及進而改善其結構有重要的意義，為壓力機的設計提供了理論和現(xiàn)實依據(jù)。</p><p><b>　　2）技術要求</b></p><p>　?。?） 要求校核J75G-200型壓力機在承載條件下的剛度和強度。</p><p>　?。?） 要求在保證液壓機強度和剛度的條件下對液壓機主要部件進行優(yōu)化設計

44、。</p><p>　?。?） 分析液壓機的模態(tài)，并對液壓機的工作狀況進行評估。</p><p><b>　　3）方案定制</b></p><p>　?。?） 先熟悉和了解Solidwords軟件和ANSYS軟件；</p><p>　　（2） 在Solidwords里畫出J75G-200閉式高速壓力機的三維模型；&

45、lt;/p><p>　　（3） 將高速壓力機的模型導入ANSYS軟件；</p><p>　　（4） 添加材料特性：機底是QT600-3，密度ρ=7120kg/m3；橫梁HT300，密度ρ=7300kg/m3；</p><p>　?。?） 對單元進行網(wǎng)絡劃分，遵循“均勻應力區(qū)粗劃，應力梯度大的區(qū)域細劃”原則；</p><p>　?。?） 對模

46、型選擇自由端和固定端，并添加約束條件；</p><p>　?。?） 對壓力機進行加載：設備在工作時承受兩個相反方向的載荷，機身所受載荷簡化為對機身的兩個方向的均布載荷；</p><p>　?。?） 對壓力機進行應力場分析；</p><p>　　（9） 分析壓力機在加載情況下機身變形情況以及應力和應變分布規(guī)律；</p><p>　?。?0

47、） 對機身結構進行結構靜態(tài)分析優(yōu)化，評價載荷對壓力機工作性能的影響，從而選擇合適的機身尺寸和材料厚度，盡量減輕機身的重量；</p><p>　?。?1） 通過分析結果，改善應力狀況和改變相關尺寸變量，以減輕總體質量，然后進行有限元分析，檢驗剛度和強度，依次重復以上步驟，直至取得最佳方案。</p><p>　?。?2） 對壓力機進行模態(tài)分析，得到機身結構的固有頻率以及相應的振型等動態(tài)參數(shù)，分

48、析其對工作的狀況的影響；</p><p>　　第二章 壓力機機身的靜態(tài)分析</p><p><b>　　2.1 機身簡介</b></p><p>　　機身是壓力機的一個基本支撐部件，工作時承受全部工作變形力。因此，機身的合理設計對減輕壓力機重量，提高壓力機剛度,以及減少制造工時，都有直接的影響。機身分為兩大類：即開式機身和閉式機身。J75G-2

49、00是閉式高速壓力機雙電高速精密壓力機。機身結構如下圖所示。J75G-200閉式的主要技術規(guī)格如下：</p><p>　　型 號： J75G-200</p><p>　　公 稱 壓 力： 2000KN</p><p>　　滑塊行程： 30mm</p><p>　　標準行程次數(shù)： 150~450/min</p>

50、;<p>　　圖2.1 機身幾何結構圖</p><p>　　2.2 有限元模型的建立</p><p>　　在進行有限元分析之前，首先需要將分析對象的結構模型轉換為便于分析的結構分析模型或力學模型。為保證全面地反映機身的應力應變情況，同時使有限元模型得到簡化，確定了下面四條建模原則：</p><p>　　對于明顯不會影響機身的整體強度、剛度的部位,如螺

51、釘孔、銷孔、圓角等予以簡化；</p><p>　　2）認為焊接質量可靠，且不考慮焊接對各板傳力的影響；</p><p>　　3）將導軌看成自由界面，滑塊與導軌之間無力的傳遞；</p><p>　　4）地腳螺栓剛度無限大，不考慮地基及機身以外部件彈性變形；</p><p>　　圖2.2 壓力機實體模型</p><p>

52、　　底座材料QT600-3，密度，彈性模量為1.69E+11N/m2，泊松比為0.286；橫梁材料HT300，密度，，彈性模量為1.43E+11N/m2，泊松比為0.27。</p><p>　　2.2.1 單元類型的選擇</p><p>　　在以往壓力機機身的分析中，由于受計算機硬件水平的限制，多選用有限元中的梁、板殼單元來描述機身的結構。由于機身各部分具有不同的板厚，因此即使選擇同一單元

53、類型時，也必須設置不同的實常數(shù)來定義板厚、梁單元的截面尺寸、轉動慣量等參數(shù)，若設置參數(shù)較少，必然會對結構作較大簡化；若參數(shù)設置較多，又給單元的劃分增加了計算量和復雜程度。同時，由于板單元和梁單元的節(jié)點自由度數(shù)不同，因此必須考慮不同類型單元之間連接時位移的連續(xù)性問題，這就需要人工調整。若人工干預太大，容易引起單元畸變。因此，用板、梁等單元建立的有限元模型，必將帶來一定的計算誤差，特別是對一些重要的局部區(qū)域，其分析時誤差較大。</p&

54、gt;<p>　　因此用三維實體單元來描述機身結構，更能反映機身的實際情況。在ANSYS軟件里，三維實體單元有六面體單元和四面體單元兩種。由于六面體單元在劃分時要求結構規(guī)則，而對于機身這類較復雜的結構，對其進行六面體單元的自動劃分十分困難。采用四面體單元分析三維結構，單元劃分比較靈活，可以逼近較復雜的幾何形狀。因此，本文計算時，采用單元sohd45，該單元為四面體8節(jié)點三維實體線性單元，每節(jié)點有三個移動自由度，同時指定單元

55、邊長，這樣可以得到比較均勻的單元，從而節(jié)省計算時間。</p><p>　　2.2.2 網(wǎng)絡的劃分</p><p>　　利用ANSYS Workbench的智能尺寸網(wǎng)格劃分功能，網(wǎng)格劃分器Meshing tool對將要劃分網(wǎng)格的體上的所有線估算單元邊長大小，對幾何體上的彎曲近似區(qū)域的線進行細化，自動生成合理形狀的單元和單元尺寸分布。通過基本控制和高級控制可以設置網(wǎng)格劃分的智能尺寸，本人將網(wǎng)格

56、尺寸選擇為60mm，精度為100，畸變度選擇0.3。網(wǎng)格劃分后共產(chǎn)生65451個單元，118025個單元節(jié)點。</p><p>　　精度越高，網(wǎng)格的質量也越好。當然，復雜幾何區(qū)域的網(wǎng)格單元會變扭曲。劣質的單元會導致劣質的結果，或者在某些情況無結果!有很多方法來檢查單元網(wǎng)格質量(mesh metrics*)。例如，一個重要的度量是單元畸變度（ Skewness ）?；兌仁菃卧鄬ζ淅硐胄螤畹南鄬εで亩攘浚且粋€

57、值在0 (極好的) 到1 (無法接受之間的比例因子。劃分網(wǎng)格后的機身如圖2-3所示。</p><p>　　圖2.3 機身網(wǎng)絡劃分</p><p>　　2.2.3 邊界條件的施加</p><p><b>　　1）載荷的施加</b></p><p>　　本設備的公稱壓力是2000KN，但由于實際應用中載荷并不是由零緩慢增加，

58、在沖壓工件時具有一定的加速度，機身實際上受到的是動荷作用，故應在靜載荷上乘以一個動荷系數(shù)1.20，即2400KN。分析其應力和變形時，取其公稱壓力為機身的外載荷。機身在工作時承受兩個方向的載荷，一個是作用在曲軸支撐孔上，方向向上；另一個是作用在工作臺上，方向向下。兩者大小相等，方向相反。工作臺上的載荷是均布載荷的形式作用于機身上，二軸承孔上的載荷是通過加載到半軸上的載荷通過接觸的設置，間接傳遞到軸承孔上，這樣能夠真實地反應軸承孔的受力。

59、</p><p>　　2）工作臺及曲軸支撐孔上載荷的處理</p><p>　　工作臺上的壓力，工作臺面積是。由公式，得工作臺所受壓力為。右側曲軸支撐孔受到向上的力，。利用余弦公式計算支撐孔的不均勻受力，。中間兩個曲軸支撐孔受到向上的力，，。左側曲軸支撐孔受到向上的力，。。在Workbench進行有限元分析時，將載荷按照計算結果施加在曲軸支撐孔，看機身的受力和變形情況。</p>

60、<p><b>　　3）邊界約束條件</b></p><p>　　J75G-200是閉式高速壓力機機座的邊界約束條件是通過地腳螺釘與地面相連的全約束，即可近似模擬其實際位移狀態(tài)。外力載荷及邊界約束如圖2.4所示。</p><p>　　圖2.4 外力載荷及邊界約束</p><p>　　2.2.4 材料特性</p>&l

61、t;p>　　機身為QT600-3和HT300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，根據(jù)《機械設計手冊》，QT600-3鋼的彈性模量E為169Gpa，泊松比μ為0.286，QT600-3鋼的密度取ρ= 7120kg/m3。HT300鋼的彈性模量E為143Gpa，泊松比μ為0.27，QT600-3鋼的密度取ρ= 7300kg/m3。</p><p>　　2.3 計

62、算結果分析</p><p>　　2.3.1 應力和變形要求</p><p>　　（1） 變形要求：；；。</p><p>　?。?） 要求:材料為球墨鑄鐵和灰鑄鐵，結構的破壞形式一般為塑性屈服。因而在強度分析中采用第三強度理論或第四強度理論。第三強度理論未考慮主應力影響，可以較好的表現(xiàn)塑性材料屈服現(xiàn)象，適用于拉伸屈服極限和壓縮屈服極限相同的材料。第四強度理論考慮

63、了注意力的影響，而且和實驗較符合，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（又稱Von Mises 等效應力）來評價。</p><p>　　第四強度的含義就是：在任何應力狀態(tài)下，材料部發(fā)生破壞的條件是：</p><p><b>　　[]</b></p><p>　　[]——許用應力， </p

64、><p><b>　　而=</b></p><p>　　其中：，，——第一，第二，第三主應力</p><p>　　由前可知，機身材料為QT600-3，=370MPa</p><p>　　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，底座[]=/安全系數(shù)=370/1.47=252MPa，橫梁[]=/安全系數(shù)=

65、300/1.47=204MPa.</p><p>　　而我們所要的應力要求是：</p><p>　　2.3.2 應力和變形圖形顯示</p><p>　　1）Von Mises應力等值線圖（單位：MPa，以下相同）</p><p>　　圖2.5 應力等值線圖</p><p>　　2）X方向變形圖（單位：mm，以下相同

66、）</p><p>　　圖2.6 X方向變形圖</p><p><b>　　3）Y方向變形圖</b></p><p>　　圖2.7 Y方向變形圖</p><p><b>　　4）Z方向變形圖</b></p><p>　　圖2.8 z方向變形圖</p>&l

67、t;p><b>　　5）總變形圖</b></p><p>　　圖2.9 總變形圖</p><p>　　2.3.3 應力分析</p><p>　　由Von Mises應力等值線圖可以看到，最大應力為43.012MPa，最小應力很小，這么小的應力可以忽略不計。按第四強度理論。其中這是前面已經(jīng)計算過了的，應力滿足條件。</p>

68、<p>　　2.3.4 變形分析</p><p>　　由變形圖可以看到最大變形量是0.21457mm，X方向的最大變形量是0.080341mm，Y方向的最大變形量是0.21448mm，Z方向的最大變形量是0.032461mm。最小變形量是0mm。變形要求：；；。都是滿足要求的。</p><p><b>　　2.4 本章小結</b></p>&

69、lt;p>　　本章主要內容是詳細介紹在設計過程中的三維實體模型的建立，確定有限元分析中的單元選擇，網(wǎng)格劃分方法，載荷的施加，約束的施加以及用分析軟件對模型進行分析并得出結論。</p><p>　　本章介紹了模型建立過程中的注意點以及簡化模型建立的原則，讓讀者能了解三維實體建模的整個過程。在有限元分析得出分析圖之后，通過XYZ三個方向的變形以及應力圖，來判斷所建模型是否滿足強度和剛度的要求，如果不滿足則需要改

70、進機構，假如滿足要求了，還要從節(jié)省材料成本的角度上看，在不影響壓力機功能的前提下是否可以去除一些不必要的部分。有限元分析是都是不考慮圓角和倒角的，所以還要將應力集中問題考慮在內。</p><p>　　第三章 機身結構的改進</p><p><b>　　3.1 優(yōu)化分析</b></p><p>　　一般來說，正規(guī)的設計方法，往往取決于各種因素的作

71、用，提出一種初始方案，然后對其進行數(shù)值分析，使其滿足強度、剛度、穩(wěn)定性及可靠性和壽命等要求的預期目標，然后反復修改方案，使其具有較好的使用性能，并力求節(jié)省材料和能源，經(jīng)濟而具有競爭力。</p><p>　　機身的優(yōu)化原則是：通過改變機身板的厚度，應用ANSYS計算出機身最大應力，并滿足應力和變形要求：應力：[]≤204MPa。變形：δx≤0.25mm δy≤0.25mm δz≤0.25mm。</p>

72、<p><b>　　3.2 優(yōu)化方案一</b></p><p>　　由于壓力機機身的強度和剛度都達到了要求，現(xiàn)在就是考慮如何減輕質量，在機身強度和剛度依然滿足要求的前提下，最大程度地減少材料。所以此優(yōu)化方案是減小軸承孔面的厚度。兩邊的軸承孔面由125mm減到了100mm，中間兩個面由150mm減到了100mm。</p><p>　　1）Von Mises

73、應力等值線圖</p><p>　　圖3.1 應力等值線圖</p><p><b>　　2）X方向變形圖</b></p><p>　　圖3.2 X方向變形圖</p><p><b>　　3）Y方向變形圖</b></p><p>　　圖3.3 Y方向變形圖</p>

74、<p><b>　　4）Z方向變形圖</b></p><p>　　圖3.4 Z方向變形圖</p><p><b>　　5）總變形圖</b></p><p>　　圖3.5 總變形圖</p><p>　　優(yōu)化方案一中通過板厚的調整，減少了很多材料。X方向和Z方向變化非常小，Y方向變形略

75、微增大，最大應力43.626MPa滿足要求，總變形為0.2338mm滿足要求。</p><p><b>　　3.3 優(yōu)化方案二</b></p><p>　　在優(yōu)化方案一的基礎上，減少底座工作臺的面積和并且對底座部分挖空。</p><p>　　1）Von Mises 應力等值線圖</p><p>　　圖3.6 應力等值線

76、圖</p><p><b>　　2）X方向變形圖</b></p><p>　　圖3.7 X方向變形圖</p><p><b>　　3）Y方向變形圖</b></p><p>　　圖3.8 Y方向變形圖</p><p><b>　　4）Z方向變形圖</b>

77、;</p><p>　　圖3.9 Z方向變形圖</p><p><b>　　5）總變形圖</b></p><p>　　圖3.10 總變形圖</p><p>　　優(yōu)化方案二對底座的工作太和局部挖空，但是XYZ方向變形不大，最大應力也變化不大。最大應力為44.537MPa，滿足要求?？傋冃螢?.23556mm，滿足要求。

78、并且省了很多材料。</p><p><b>　　3.4 優(yōu)化方案三</b></p><p>　　在優(yōu)化方案二的基礎上，減少軸承孔板面的面積，切除250mm的厚度的板面。</p><p>　　1）Von Mises 應力等值線圖</p><p>　　圖3.11 應力等值線圖</p><p><

79、;b>　　2）X方向變形圖</b></p><p>　　圖3.12 X方向變形圖</p><p><b>　　3）Y方向變形圖</b></p><p>　　圖3.13 Y方向變形圖</p><p><b>　　4）Z方向變形圖</b></p><p>　

80、　圖3.14 Z方向變形圖</p><p><b>　　5）總變形圖</b></p><p>　　圖3.15 總變形圖</p><p>　　經(jīng)過優(yōu)化方案三的步驟后，最大應力達到44.341MPa，應力滿足要求。XYZ三個方向變形都變大，總變形達到0.25648mm，變形不滿足要求。</p><p><b>

81、　　3.5 優(yōu)化方案四</b></p><p>　　要減少方案三的變形，將曲軸支撐孔加厚并且在上部分設立加強筋。</p><p>　　1) Von Mises 應力等值線圖</p><p>　　圖3.16 應力等值線圖</p><p><b>　　2) X方向變形圖</b></p><p

82、>　　圖3.17 X方向變形圖</p><p><b>　　3) Y方向變形圖</b></p><p>　　圖3.18 Y方向變形圖</p><p><b>　　4）Z方向變形圖</b></p><p>　　圖3.19 Z方向變形圖</p><p><b&g

83、t;　　5）總變形圖</b></p><p>　　圖3.20 總變形圖</p><p>　　優(yōu)化方案四，使最大應力變45.294MPa，小于許用應力，三個方向的變形小于許用變形，總變形變?yōu)?.24860mm，滿足要求?？梢钥闯鰴C身剛度變大，同時減小了質量，優(yōu)化方案四不錯。</p><p>　　3.6 選擇最佳方案</p><p>

84、;　　將四個優(yōu)化方案的最大應力，最大變形以及質量的減少量進行對比，選擇最優(yōu)化方案。如表3.1所示。</p><p>　　表3.1 優(yōu)化方案數(shù)據(jù)</p><p>　　經(jīng)過比較得知，方案三節(jié)省的材料最多，但是變形較其它的方案要大，最大變形超過許用變形，所以這個方案是在機身強度剛度下降的前提下進行的。優(yōu)化方案四的材料節(jié)省量比較多，并且計算出來的最大應力和最大變形都小于許用應力和許用變形，很安全。

85、方案一和方案二的最大變形都比較小，偏安全。因而從降低成本的角度考慮，原則上選擇優(yōu)化方案四。</p><p><b>　　3.7 本章小結</b></p><p>　　優(yōu)化設計最重要的是遵循優(yōu)化準則，優(yōu)化設計中評定方案是否達到最優(yōu)，通常會用產(chǎn)品設計中的某項或幾項設計指標，如質量指標、性能指標、重量指標、或成本指標。原有結構的應力和變形較小, 其結構尺寸有減小的余地。優(yōu)化

86、后的壓力機機身雖然變形有所增大，但最大變形還是符合要求的。最大應力沒有太大的變化。改進后的箱體重量降低3.27t , 可以較大地降低成本, 大大提高經(jīng)濟效益。</p><p>　　優(yōu)化設計過程中最重要的是要掌握設計方法，做到胸有成竹，不僅能提高效率，而且可以保證設計出符合要求的產(chǎn)品。</p><p>　　第四章 機身的模態(tài)分析</p><p>　　4.1 模態(tài)分析概

87、述</p><p>　　4.1.1 模態(tài)分析理論基礎</p><p>　　模態(tài)分析為結構的動態(tài)設計核心，其目的就是利用了模態(tài)變換矩陣將耦合的復雜自由度系統(tǒng)解耦成一系列的單自由度系統(tǒng)振動的線性疊加，為結構系統(tǒng)的振動特性分析，振動故障診斷及動力特性的優(yōu)化設計提供依據(jù)。</p><p>　　線性的振動系統(tǒng)按照自身的某階固有頻率做自由諧振即是系統(tǒng)的模態(tài)，而振型則指的是整個系

88、統(tǒng)會有確定振動形態(tài)。模態(tài)向量就是描述這類振動形態(tài)的向量，“加權正交性”是其一個重要的特性。 </p><p>　　模態(tài)分析即為利用系統(tǒng)的固有模態(tài)正交性，將系統(tǒng)各階的模態(tài)向量所組成的模態(tài)矩陣當做變換矩陣，選取其中的物理坐標線性變換，最終將振動系統(tǒng)利用物理參數(shù)及物理坐標所描述、耦合成的運動方程組，變成用模態(tài)參數(shù)及模態(tài)坐標所描述的相互獨立的一組方程組，便于計算求解。經(jīng)過這樣一種線性的變換過程，原有的物理坐標中的系統(tǒng)對于

89、任意激勵后的響應，就能視作系統(tǒng)的各階模態(tài)線性組合，所以模態(tài)分析也稱為模態(tài)疊加。各階模態(tài)坐標的響應就決定了各階模態(tài)在疊加后所占有的比重或者加權系數(shù)。通常來說，高階的模態(tài)比低階的模態(tài)加權系數(shù)小很多，一般只須選擇前面幾階的模態(tài)進行疊加就可滿足精度要求。</p><p>　　4.1.2 模態(tài)分析原理</p><p>　　模態(tài)分析是一種確定結構振動特征的技術，包括自然頻率，振型，模態(tài)參與系數(shù)（在某個

90、方向某個振型的貢獻大小）。模態(tài)分析是所有動力學分析的基礎。模態(tài)分析的工程應用，是設計可以避開共振或使結構在某一指定的頻率處振動（如揚聲器）；使工程人員能夠意識到對于不同的動力載荷，結構式如何進行響應的；對于其它動力學分析有助于求解控制參數(shù)的確定（時間步長等）。因為結構振動特性決定了其對于任何動力載荷的響應，所以在進行其他任何動力學分析之前，建議先進行模態(tài)分析。</p><p>　　振動模態(tài)是彈性結構固有的、整體的

91、特性。通過模態(tài)分析方法搞清楚了結構在某一易受影響的頻率范圍內的各階主要模態(tài)的特性，就可以預言結構在此頻段內在外部或內部各種振源作用下產(chǎn)生的實際振動響應。因此，模態(tài)分析是結構動態(tài)設計及設備故障診斷的重要方法</p><p>　　模態(tài)分析技術從20世紀60年代后期發(fā)展至今已趨成熟，它和有限元分析技術一起成為結構動力學的兩大支柱。模態(tài)分析作為一種“逆問題”分析方法，是建立在實驗基礎上的，采用實驗與理論相結合的方法來處理

92、工程中的振動問題。</p><p>　　4.2 對機身進行模態(tài)分析</p><p>　　為了知道機身結構在某一受影響的頻率范圍內的各階主要模態(tài)的特性，測出在此頻率段內各種振源作用下壓力機機身的震動響應，需要對機身進行自由模態(tài)分析。</p><p>　　通過ANSYS Workbench對機身進行自由模態(tài)分析，去除前六階剛性模態(tài)，圖4-1至圖4-10是機身自由模態(tài)分析

93、的第一階模態(tài)到第十階模態(tài)的振型。</p><p>　　4.2.1 自由模態(tài)分析</p><p>　　圖4.1 一階模態(tài)振型</p><p>　　圖4.2 二階模態(tài)振型</p><p>　　圖4.3 三階模態(tài)振型</p><p>　　圖4.4 四階模態(tài)振型</p><p>　　圖4.5

94、五階模態(tài)振型</p><p>　　圖4.6 六階模態(tài)振型</p><p>　　圖4.7 七階模態(tài)振型</p><p>　　圖4.8 八階模態(tài)振型</p><p>　　圖4.9 九階模態(tài)振型</p><p>　　圖4.10 十階模態(tài)振型</p><p>　　4.2.2 自由模態(tài)描述&l

95、t;/p><p>　　第一階振型是機身在Y方向扭轉。</p><p>　　第二階振型是機身在X方向左右擺動。</p><p>　　第三階振型是機身底座在Y方向扭轉。</p><p>　　第四階振型是機身在Y方向扭轉。</p><p>　　第五階振型是機身橫梁頂部兩側在XY平面某個方向跳動。</p><p

96、>　　第六階振型是機身橫梁頂部兩側在XY平面某個方向跳動。</p><p>　　第七階振型是機身在Y方向扭轉。</p><p>　　第八階振型是機身橫梁頂部兩側在XY平面某個方向跳動。</p><p>　　第九階振型是機身橫梁頂部兩側在XY平面某個方向跳動。</p><p>　　第十階振型是機身橫梁頂部兩側在XY平面某個方向跳動。<

97、;/p><p>　　表5.1 無約束各階模態(tài)固有頻率</p><p>　　4.2.3 約束模態(tài)分析</p><p>　　對機身的底座加以固定，然后對機身進行約束模態(tài)分析，對振型和頻率進行研究，避開某個頻率范圍。</p><p>　　圖4.11 一階模態(tài)振型</p><p>　　圖4.12 二階模態(tài)振型</p>

98、;<p>　　圖4.13 三階模態(tài)振型</p><p>　　圖4.14 四階模態(tài)振型</p><p>　　圖4.15 五階模態(tài)振型</p><p>　　圖4.16 六階模態(tài)振型</p><p>　　圖4.17 七階模態(tài)振型</p><p>　　圖4.18 八階模態(tài)振型</p><

99、p>　　圖4.19 九階模態(tài)振型</p><p>　　圖4.20 十階模態(tài)振型</p><p>　　4.2.4 約束模態(tài)描述</p><p>　　第一階振型是機身橫梁在X方向左右擺動。</p><p>　　第二階振型是機身橫梁在Z方向左右擺動。</p><p>　　第三階振型是機身橫梁在Y方向發(fā)生扭轉。<

100、;/p><p>　　第四階振型是機身橫梁在Y方向上下移動。</p><p>　　第五階振型是機身橫梁頂部兩側在Y方向上下跳動。</p><p>　　第六階振型是機身橫梁在Z方向左右擺動。</p><p>　　第七階振型是橫梁頂部兩側在Y方向上下跳動。</p><p>　　第八階振型是機身橫梁頂部Y方向扭轉。</p&g

101、t;<p>　　第九階振型是機身橫梁頂部兩側在Y方向上下跳動。</p><p>　　第十階振型是機身橫梁頂部兩側在XY平面某個方向跳動</p><p>　　表5.2有約束各階模態(tài)固有頻率</p><p><b>　　4.3 本章小結</b></p><p>　　通過對壓力機機身的最優(yōu)方案進行模態(tài)分析，可以找

102、出一到十階機身的固有頻率，對于裝配件的固有頻率或者工作中實際的頻率要避開這個頻率范圍，防止產(chǎn)生共振，導致機身毀壞。從各振型的振動形態(tài)中還能看出變形和扭曲嚴重的部位，時間長了以后，這些部位容易發(fā)生折斷或者裂開。有的振型發(fā)生扭轉和彎曲，會影響模具的壽命和加工質量。從振態(tài)的形狀我們可以知道在某個自然共振頻率下，結構的變形趨勢。若要加強結構的剛性，你可以從這些較弱的部分來加強。比如說一個高樓的設計，如果經(jīng)過模態(tài)分析后會發(fā)現(xiàn)，最低頻的振態(tài)是在整個

103、高樓的扭轉方向，那表示這個方向的剛度是首先需加強的部分。知道了這些，我們可以想辦法改進機身設計，可以防止長時間以后機身出現(xiàn)裂紋，這樣還能延長模具的壽命和加工質量。</p><p><b>　　第五章 結論和展望</b></p><p><b>　　5.1 結論</b></p><p>　　以計算機技術為基礎的先進技術，已成

104、為一個企業(yè)具有競爭力、在市場經(jīng)濟中生存和發(fā)展以及一個國家興旺發(fā)達的支柱。CAE 技術日益成為工程設計和分析人員進行設計、替代物理模型的有力工具。本課題以有限元軟件 workbench為工具平臺，對壓力機機身進行有限元靜態(tài)、結構優(yōu)化設計和模態(tài)，在完成課題的工作中，主要得出以下幾方面的結論：</p><p>　?。?）通過對壓力機機身進行靜態(tài)分析后發(fā)現(xiàn)，機身的高應力區(qū)集中在曲軸支撐孔上端。</p>&l

105、t;p>　?。?）分析機身各結構對機身應力、位移的影響程度。發(fā)現(xiàn)增加曲軸支撐孔的厚度和在支撐孔頂部添加加強筋能降低機身的最大應力、機身最大位移和最大Y向位移。但當厚度增加到一定程度時，降低幅度變得很小。</p><p>　?。?）在模態(tài)分析中發(fā)現(xiàn)在靜態(tài)下的機身剛度較好的結構，在動態(tài)下卻變得比較薄弱，比如橫梁頂部兩側，因此對于那些在靜態(tài)下剛度比較好的結構（或對于靜態(tài)剛度影響不大的結構）不能去掉，需要進一步做動

106、態(tài)分析。</p><p>　　（4）對機身做靜態(tài)結構優(yōu)化，優(yōu)化方案四種機身重量減輕了3.27 t，機身的靜態(tài)質量性能得到全面的提高，同時也降低了重量，具有重要的價值。</p><p><b>　　5.2 展望</b></p><p>　　在對壓力機機身進行靜態(tài)、模態(tài)、動態(tài)響應分析和結構優(yōu)化過程中，提出了一些分析數(shù)據(jù)和設計方案，得出一系列結論，對

107、于今后的機床機身設計具有一定的參考價值，但由于各方面的原因，致使研究工作存在諸多不足之處，今后將重點在以下幾個方面進行研究和改進：</p><p>　　（1）在壓力機的靜態(tài)和模態(tài)分析中，有限元模型的建立及其修正問題，在條件允許下進行實驗驗證，在實驗上確立有限元模型與壓力機實際工作的吻合程度。</p><p>　　（2）壓力機作為一個系統(tǒng)工程，機身僅僅是作為其一小部分，其各項分析須服務于整體

108、，不能將其獨立出來。以模態(tài)分析為例，其機身的模態(tài)特征與整體存在一定的差異，但機身作為壓力機主要承力部分，其特征必然影響整體。故在本課題以后的研究中需增強與整體設計的連接與溝通。</p><p>　　（3）有限元分析作為一門綜合性學科,其分析精度并不與機時成正比,如何在保證計算精度的同時減少分析成本,是在以后的研究工作中需要加強。</p><p>　?。?）本課題在質量優(yōu)化、局部應力優(yōu)化的基

109、礎上,通過對結構的局部修改優(yōu)化機身的動態(tài)性能。在時間、精度上得到保證,但如何使其效果得到進一步的提高,是下一步階段所要著力考慮的。</p><p><b>　　致謝</b></p><p>　　近三個月時間的畢業(yè)課程設計是本人大學生活中很有意義的一段時光。這里有治學嚴謹而又親切的老師，互相幫助的同學，更有積極、向上、融洽的學習生活氛圍。短短的時間里，我學到了很多東西。

110、借此論文，向所有幫助、關心、支持我的老師、同學、朋友們，表達我最真誠的謝意。</p><p>　　首先，感謝鄭老師，本設計是在鄭老師的耐心指導下多次修改完成的。在此，對她的幫助表達我最真誠的謝意。</p><p>　　其次，感謝帶畢業(yè)設計的學長，平時遇到問題總是會去麻煩他們，但是他們總會不厭其煩地悉心指導，知道我理解為止。</p><p>　　最后，感謝我的同學。當

111、在畢業(yè)設計碰到問題和沮喪的時候，是她們在默默地支持，一起努力完成畢業(yè)設計。</p><p>　　總之，在以后的學習、工作、生活中，本人將繼續(xù)努力，不讓別人失望。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　朱森第.我國裝備制造業(yè)的發(fā)展和提升[R].開發(fā)研究，2009(1)：6-11</p><p>

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