热模锻压力机整机刚度估计与结构优化

仲太生，金 魏，吉桂生，潘地磊

（扬力集团股份有限公司，江苏 扬州 225127）

热模锻压力机是汽车关键零部件锻造生产系统的关键设备。目前国产的热模锻压力机基本沿用上世纪80年代引进的德国EUMUCO原有技术，很难满足汽车关键零件智能化精密锻造生产系统的需求。

压力机的整机刚度是沿压力机滑块方向工作载荷与主机在加载方向上变形量之比，是保证压力机锻造精度最重要的指标之一。如果压力机的工作载荷一定，刚度越小，变形量也越大，对成形零件质量的影响也越大。单纯从压力机抵抗弹性变形的能力来说，压力机的刚度参数应该越大越好，但压力机的制造成本也会越高。文献[1]论述了热模锻压力机结构和载荷传递特点。文献[2]从工程经验的角度指出了压力机刚度所需要的机身最大应力和静挠度值。针对压力机结构刚度和振动问题，根据载荷传递特点，有限元法已用于多种吨位的压力机机身结构分析：竖直或水平分力被加载于机身有限元模型进行结构应力与变形计算[3]-[6]；有限元模态分析揭示出了多种吨位压力机机身的振动特性[7][8]。拉杆预紧力、滑块加载力和公称锻造力被加载于20MN对称连杆驱动压力机主传动部件与机身的有限元模型进行刚度分析，并实验验证了有限元法的可行性[9]。实验与仿真的误差在于忽略了的局部连接细节、较稀疏的结构网格、以及材料和工艺的随机性。热弹塑性有限元法已成功用于140MN热模锻压力机的模架部件的结构分析与选型[10]。国外的先进热模锻压力机生产厂家的刚度参数向来是技术机密，国内企业主要通过试验测试，得到其刚度参数的大致范围。刚度参数不合适会导致压力机性能不同程度降低。因此，预先寻求压力机最佳配置的刚度参数显得尤为重要。

为了获得锻造载荷对25MN热模锻压力机的整机刚度的影响，本文立足现代设计与分析方法，针对扬力集团研发成功的HFP2500T热模锻压力机，作锻造载荷反作用力的传递分析，基于有限元仿真提出热模锻压力机实际锻造时工作台表面相对位移变化计算方法，以期对大型压力机的整机刚度作预先分析和结构优化。

1 锻造载荷传递分析

热模锻压力机的核心传力部件包括机身部件、曲柄滑块部件、离合制动部件、工作台、轴承、轴瓦等。在工作时，上述传动部件将承受交变载荷，其受力状态及变形状况将直接影响机构的刚度、安全性和设备的动态精度。

图1a是关键零件的连接关系，其中，制动器、工作台、轴承轴瓦均与机身相连。滑块通过连杆、曲柄、轴承轴瓦、离合器、制动器与机身相连。上述零件构成了锻造交变载荷的反作用力的主要传力路径，也是压力机整机刚度的主要影响因素。

图1b指明了主传力路径上的载荷空间分布关系。锻造载荷分别作用于滑块和工作台上，为作用力和反作用力。是机身与其他附件的等效重力；是其偏移曲柄滑块机构的位移矢量。分别为曲轴、连杆、滑块、工作台的重力。是曲轴承受的锻造力。是制动器的重力是其偏离曲柄滑块机构的位移矢量。是离合器的重力；是其偏离曲柄滑块机构的位移矢量。是飞轮的重力；是其偏离曲柄滑块机构的位移矢量。分别为机身对曲轴等零件的约束反力；相应的偏离曲柄滑块机构的位移矢量分别为。坐标系 o-x-y 固连于曲轴质量中心。

图1 热模锻压力机原理图

在锻造过程中，离合器闭合而制动器分离。曲轴受到离合器接合位置的扭矩。该扭矩没有通过轴承轴瓦作用于机身，而是以锻造力的形式作用于上下模。从设备角度，锻造力作用于滑块和工作台。以连杆和滑块为研究对象，其力平衡方程满足式（1）：

以曲轴为研究对象，其力与力矩平衡满足式（2）、（3）：

其中η1、η2为离合器制动器重力的系数，属于区间（0，1）。

分别以制动器、离合器中与机身连接的部分为研究对象：因为研究对象相对于机身的力矩非常小，所以忽略约束反力的弯矩，则有：

以机身为研究对象，不计离合器制动器对机身的弯矩作用，机身受到作用力包括：机身重力、工作台重力；锻造力约束力；地面约束反力。上述载荷的力平衡和力矩平衡可以获得地面约束反力。

式（1）、（2）、（3）、（4）、（5）可根据锻造力的极大值位置，计算出各个关键件所承受的约束反力。根据压力机几何尺寸，解析法或数值法均可获得地面约束反力，完成锻造力的完整载荷传递。

2 整机刚度计算与结构优化方法

载荷的传递结果会造成压力机变形；结构变形会改变图1b中空间尺寸关系；空间尺寸关系的变化会引起载荷的重新传递；载荷的新传递结果会改变压力机变形；如此往复，直至结构变形趋于稳定。该过程的直接模拟具有一定复杂性。在工程上，往往对整机进行网格划分，并采用刚性单元连接各个传载构件，然后对工作台和滑块的两个相对表面，分别施加最大锻造力。

根据上述热模锻压力机整体建模思路，获得工作台和滑块相对表面的所有节点的三轴变形，分别计作（。其中工作台表面节点总数为m，滑块下表面节点总数为n。

首先，比较m和n的大小，以节点较少的表面为基准，对该表面的每一个节点i的（xiyi）T，在另一平面上寻找与（xiyi）T距离最近的节点（xiyi）T。

然后，计算两点在z轴方向上的距离di，若以k表示m和n中的最小值，则共有k组距离（x1y1d1）T…（xiyidi）T…（xkykdk）T。

最后，计算距离di的均值，再计算距离di相对于均值的偏移量的最大值δ，满足式（6）：

同时，根据各个组件的应力分布，调整结构形状和尺寸，再进行一系列的整机刚度计算，在保证相对位置精度的同时，给出合理的允许变形方向和变形量，把刚度对精度的影响程度降低到最小，获得质轻、刚度好的结构形状和尺寸。

3 25MN热模锻压力机结构优化

3.1 模型与边界条件

建立25MN热模锻压力机零件及装配体的几何模型，曲轴和连杆的几何位置为锻造行程的下死点位置。图2是其主视图。结构连接与传力关系与图1原理一致。机身外形尺寸：长3500mm、宽3500mm、高 8900mm；滑块长 1740、宽 1470、高 2190；连杆长2400mm、宽1070mm；曲轴长4065mm、最大外圆直径880mm。

图2 热模锻压力机主视图

约束机身与地面的接触表面的自由度，在滑块与上模的接触表面、或下模与工作台的接触表面施加锻造力极值的均布载荷25MN，引入重力加速度的作用。材料基本参数如表1所示。

3.2 结果与讨论

对25MN热模锻压力机进行有限元分析，其整机主要传载构件的等效变形分布如图3所示。由图可见，最大变形发生在滑块位置；连杆和曲轴也拥有较大变形；整机在Z方向的最大变形为1.2793mm。经数值处理，其滑块与工作台的相对位置精度的表征量δ为0.615mm。

表1 材料参数

为了提高位置精度，根据各个组件的应力分布，增大了其应力较大区的结构尺寸，减小了应力较小区的结构尺寸。对各个组件的新几何模型，采用所提方法进行计算。滑块、连杆、偏心轴、机身的分析改进结果如图4、图5、图6、图7、图8、图9、图10、图11所示。

图4 滑块变形分布（单位：mm）

图5 滑块应力分布

图6 连杆变形分布

图4表明滑块的最大等效变形在其底部，为0.21989mm；图5表明滑块Mises应力的最大值为110.52MPa；图6表明连杆的最大等效变形在其底部，为0.15721mm；图7表明连杆的Mises应力为98.886MPa，是主要零件中的应力最小值；图8表明曲轴的最大等效变形为0.367mm，在其与连杆连接位置；图9表明曲轴的Mises应力可达208.07MPa；图10表明机身的最大等效变形为0.276mm，位于工作台位置；图11表明机身Mises应力最大值为181.56MPa。工作台和滑块的相对位置精度的表征量δ为0.494mm。该结果优于尺寸调整前的相对位置精度。

图7 连杆应力分布

图9 偏心轴应力分布

图10 机身变形分析

4 结语

图11 机身应力分析

完成了锻造载荷在压力机整机的载荷传递分析。建立了典型25MN热模锻压力机锻造载荷主传力构件的整机有限元模型。获得了各个构件的应力和变形分布，计算了工作台和滑块的相对位置精度。根据数值仿真结果，改进了滑块、连杆、曲轴和机身的形状和相关尺寸，优化了热模锻压力机的整机结构。

在此锻造工况下，滑块和曲轴组件不仅是主要传力结构，而且变形也较大。与连杆相比，滑块和曲轴在结构改进后更多地增加了整机刚度指标。