160关型双主机大梁冲机身结构有限元分析及优化设计.doc

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1、 本科生毕业设计 毕业设计题目 MP160型双主机大梁冲机身结构 有限元分析及优化设计 学 生 姓 名 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 指 导 教 师 完 成 日 期 2014年6 月2 日 MP160型双主机大梁冲机身结构有限元分析及优化设计 中文摘要压力机是生产大型模锻件的重要加工设备。本文以MP160压力机机身为研究对象，利用有限元分析软ANSYS, 在压力机机架满足足够的应力条件下，进行优化，对于缩短产品开发周期，提高产品质量，降低制造成本，增强企业竞争力具有重要意义。为提高压力机产品的性能、质量和寿命降低产成本提供科学计算分析的依据从而能够增强其产品在市场的竞争力。其主要内容

2、如下：1、对MP160型压力机机身进行三维实体建模；2、了解MP160压力机工作性质和工作状态；对其进行工作载荷分析，确定边界条件及加载方案；3、划分网格，进行有限元结构静态分析，求出机身的应力和应变分布规律； 4、根据分析结果，在应力集中危险区域采取措施改善应力状况；在低应力区域，改变相关尺寸变量，以达到减轻部件总体质量的目的。重新进行有限元分析，检验改变尺寸后的刚度和强度。重复进行以上步骤，直到获取最佳方案；5、对机身模型进行模态分析，求解机身固有频率以及相应的振型等动态参数，分析其对工作状况的影响。最后对论文的研究内容进行总结和展望。关键词：MP160,有限元,ANSYS软件，优化设计A

3、bstract The press is an important processing equipment for the production of large forgings. In this paper, MP160 press frame as the research object, using finite element analysis software ANSYS, optimization in the press frame satisfy the stress conditions, adequate, to shorten the product developm

4、ent cycle, improve product quality, reduce manufacturing cost, is of great significance to enhance the competitiveness of enterprises. In order to improve the performance, quality and service life of press products reduce costs and provide scientific analysis basis so as to enhance the competitivene

5、ss of its products in the market. The main contents are as follows：1. for the 3D solid modeling of MP160 press frame;2. understanding of MP160 press the nature of the work and work state; analysis of the work load, boundary conditions and loading scheme;3. mesh, static finite element analysis, the s

6、tress and strain distribution of the fuselage ;4. according to the analysis results, the stress concentration risk areas to take measures to improve the stress condition; in the low stress area, changing the size variables, in order to reduce the overall quality of components of the objective. Re fo

7、r finite element analysis, test after changing the size of stiffness and strength. The above steps are repeated, until obtaining the best scheme.5. the free modal analysis on the model, solving the natural frequencies and corresponding vibration modes of dynamic parameters, and analyzes its influenc

8、e on the working condition of the.Finally,the research contents of this paper is summarized and prospected.Keywords:MP160 ，finite element analysis ，ANSYS，optimization design目录中文摘要IAbstractII第一章 绪论11.1 压力机发展的现状11.2 有限元法的介绍21.3 ANSYS软件的介绍31.4本课题来源及研究的目的和意义41.4.1课题来源41.4.2研究的目的和意义41.4.3本课题需要研究的内容和要解决的问

9、题5第二章 压力机机身的静态分析72.1机身简介72.2有限元模型的建立72.2.1单元类型的选取82.2.2添加材料常数82.2.3网格的划分82.2.4边界条件的施加92.3 计算结果分析112.3.1 应力和变形要求112.3.2应力图形显示122.3.3变形图显示122.3.4应力分析152.3.5变形分析152.3.6讨论16第三章 机身结构的优化173.1优化分析173.2优化方案：173.2.1优化方案一:173.2.2优化方案二：203.2.3优化方案三：24第四章 机身模态分析284.1模态分析概述284.2机身的模态分析结果294.2.1机身自由模态图294.2.3机身约束

10、模态图33第五章 结果385.1计算结果分析385.2对应力以及变形进行综合优化分析后所得的结论38第六章 结论与展望406.1结论406.2展望40致谢42参考文献43IV刘惠斯 MP160型双主机大梁冲机身结构有限元分析及优化设计第一章 绪论1.1 压力机发展的现状 压力机以其良好的加工工艺性能，广泛应用在各类机械加工和耐火材料制造企业1。其中液压机是制品成型生产中应用最广的设备之一。自19世界问世以来发展很快，已成为工业生产中必不可少的设备之一。压力机在锻压设备中起重要作用，早期人们对机身的研究是采用材料力学的方法，计算出设备在公称压力下危险点的应力和机身的最大变形，将机身简化成材料力学

11、中的杆件或杆件组合，其计算结果是非常粗糙的，很难说明问题。设计者为了保险，往往加大安全系数，结果使得设备非常笨重，既增加了成本，又浪费了原材料2- 4。如今，采用有限元分析软件ANSYS可以对机身进行模态分析5.它通过确定多自由度系统的固有频率、固有振型、模拟质量、模态刚度和模态阻尼比等模态参数，可以预测工况下的振动情况，便于找出过大的振动、过高的噪声等一些不正常的响应。通过模态分析可以找出有害振型和危险区域的节点位置6,由此指导改进系统的局部结构，改善其动态特性，使之满足动态强度和刚度的要求。夏敏，向华，庒新村认为伺服压力机作为新一代的成形设备在板料成形领域已经进入实用阶段，正日益发挥重要作

12、用。它解决了传统压力机滑块运动特性单一、压力不易控制、工艺适应性较差的问题，不仅适用于典型的板料成形工艺，而且满足了日趋复杂的板料成形新工艺的需要。但是伺服压力机主要赖于经验和实践，缺乏相关理论的指导，以及其成本较大7。谢鹏认为交流伺服电机驱动的压力机可大大提高设备的自动化、智能化水平，改善压力机的工作特性，是新一代成形设备的发展方向。国外发达国家已经投入研制使用阶段，而目前国内这一技术尚比较落后8。阳林、潘晓涛指出国外数控压力机的应用已经进入普及和成熟的阶段。美国在1978年至1983年间共产生数控压力机约六万台，相当于美国全部压力机总数的20%左右9。 在国内，数控压力机的研制工作起步较晚

13、，水平也较低。金风明、窦志平、韩新民等人认为我国压力机制造自80年代开始，通过技术引进，合作制造和自主创新等模式积极吸收、消化国外机械压力机先进设计及其制造技术，目前已经完全掌握机械压力机设计和制造技术。如今，随着我国经济的快速增长，对高精度、高效率的大型伺服压力机的需求不断增加。伺服压力机的发展将会朝着柔性化、智能化、节能性好、精度高的方向发展10 。1962年6月我国实验生产了第一台12000吨水压机，主要设计标准是机身的强度与刚度，由于受力情况较复杂，在当时的设计水平只能采用近似法，即按照简支梁的负荷进行核算 。张祖芳等对开式压力计机身进行三维有限元分析，根据分析结果进行机身的结构改进和

14、优化，既提高了机身强度、刚度和角度刚，又减轻了机身重量 。王俊领等通过对轧机机架的有限元分析，找出了危险点的位置，确定了极限安全系数的问题 。史宝军等分析了开式压力机床身的结构特点，然后介绍了应用有限元法对开式压力机机床身的结构特点，然后介绍了应用有限元法对开式压力机床身进行结构分析时的力学模型简化方法，并结合若干工程实例，对开式压力机床具进行了有限元分析与结构优选，取得了既减轻床具重量、又提高强度和刚度的显著效果，为结构的合理设计与改进提供了可靠的理论依据。国外对压力机的机身也有大量的研究，德国的M.Neumann 和H.Hahn建立了机械压力机的三种不同复杂程度的工程模型，并通过实验实验进

15、行验证模型的参数，从而对压力机进行计算机仿真和动态设计11。丹麦的M.Arentoft，M.Eriksen和T.Wanheheim设计了一种压力机实验来确定压力机的六个刚度，从而为压力机的设计提供了有益的帮助12。显示器可以显示出压力机的压制次数、每次的压制压力、油漏、循环周期等十多个参数13。1.2 有限元法的介绍有限元法是计算力学中的一种重要的方法，它是20世纪50年代末60年代初兴起的应用教学、现代力学及计算机科学相互渗透、综合利用的边缘科学。有限元发展至今，已由二维问题扩展到三维问题、板壳问题，由静力学问题扩展到动力学问题、稳定性问题，由结构力学扩展到流体，力学、电磁学、传热学等学科，

16、由线性问题扩展到非线性问题，由弹性材料扩展到弹塑性。塑性、黏塑性和复合材料，从航空技术领域扩展到航天、土木建筑、机械制造、水利工程、造船、电子技术及原子能等。由单一物理场的求解扩展到多物理场的耦合，其应用的深度和广度都得到了极大地拓展。有限元法的基本思路是将计算域划分为有限个互不重叠的单元，在每个单元内 ,选择一些合适的节点作为求解函数的插值点,将微分方程中的变量改写成由各变量或其导数的节点值与所选用的插值函数组成的线性表达式,借助于变分原理或加权余量法，将微分方程离散求解。1.3 ANSYS软件的介绍ANSYS是一款以有限元分析为基础的大型通用CAE软件,是现代产品设计中的高级CAD工具之一

17、，该软件是由美国ANSYS公司研制开发的融结构、流 体、热、声、电磁等学科于一体的大型通用有限元分析软件 14。 在ISO9001国际质量体系认证中，ANSYS软件是第一个通过认证的大型分析设计类软件。它对包括几何建模、网格划分、求解、后处理 、优化设计等在内的模块都具有一体化的处理技术15 。ANSYS中的Structral模块提供了完整的结构分析功能，包括几何非线性材料非线性各种动力分析等计算能力，此程序包在结构分析方面具有强大的功能。在实际生产过程中，常常会遇到各种各样的机械结构分析问题：如机械结构受力，变形及内部应力情况等等利用ANSYS软件对机械模进行仿真模拟计算，通过应力应变云图直

18、观展示构件的性能特点，从而为解决机械结构中常见的问题提供理论依据。传统的结构优化设计是由设计者提供几个不同的设计方案，从中比较，挑选出最优的方案。这种方法，往往是建立在设计者的经验的基础上，再加上资源时间的限制，提供的可选方案个数有限，往往不一定是最优的方案。如想获得最佳的方案，就要提供更多的设计方案进行比较，这就需要大量的资源，单靠人力往往难以做到 16。将ANSYS 用于结构设计中，设计人员可以根据仿真分析的结果进一步了解机构的性能特点，主动地寻求最佳设计方案，使产品的设计更为合理，从而有效地提高产品的质量与工作性能 17。 一个典型的ANSYS分析过程可分为以下三个步骤：（1）创建有限元

19、模型。包括创建或读入几何模型；定义材料属性；划分单元（节点及单元）；（2）施加载荷进行求解。包括施加载荷及边界条件；求解；（3）查看结果。包括查看分析结果；检验分析是否正确。压力机的可靠性、安全性、加工精度和使用寿命等是机床结构设计和机床运行应考虑的主要问题，基于此，利用solidworks和ANSYS软件对压力机进行静态分析、模态分析和谐响应应分析，通过分析得出压力机的静刚度、前六阶振型及固有频率，为评价压力机的动静态特性以及后面的设计改造提供了实验数据，为这种类型的压力机设计改进提供了参考18 。1.4本课题来源及研究的目的和意义1.4.1课题来源本课题来源于江苏金方圆数控机床有限公司，M

20、P160型压力机是该公司根据市场需求而开发研制的产品，要求我们运用有限元分析技术MP160型压力机进行结构分析并给出优化方案。通过本课题的研究，为提高压力机产品的性能，质量和寿命，降低产品成本提供科学计算分析的依据，增强其产品的市场的竞争力。该设备的主要的参数如下：型 号: MP160公 称 压 力: 1600KN标准行程次数: 25mm 行程 50次/分机身材料是Q235A，密度=7800kg/m3许用角变形=1200微弧；该公司以往的压力机是利用传统设计方法，设计方案只是根据经验所提出，没有经过实验校核和有限元分析，可能导致刚度、强度的不足、材料多余等问题，本论文结合现代设计方法，借助有限

21、元分析工具对MP160压力机机身做有限元分析和优化。1.4.2研究的目的和意义课题的目的：利用有限元软件对压力机机身进行结构优化设计，在满足压力机机身的强度和刚度的基础上改善压力机的形状，达到总体结构轻量化和最优化的目标。我国压力机的分析水平还不高，长期以来还停留在材料力学的方法上，将机身简化成杆梁结构，许用应力大多来自经验。对机身的有限元分析大多限于静态分析，而动态方面研究做得很少。随着电子技术、计算机技术与机床技术的结合，使得分析设计的内容更加完善化、目标最优化、过程动态化、使机床加工高速化、加工过程自动化和柔性化。课题的意义：随着我国国民经济的飞速发展，各行各业对压力机的需求越来越多，国

22、内国际市场竞争非常激烈。我国目前压了机机身的设计长期以来还沿用经验、类比的传统设计方法，设计出的床身不仅性能差，结构笨重，速度和精度都不高，而且设计周期长，制造成本高，更新换代慢。这些问题使得国产压力机在高档次压力机领域无法与国外压力机相抗衡，随着电子技术、计算机技术与机床分析技术的结合，要求我们引入现代设计理念和手段，利用有限元法进行静态、动态特征的计算，对压力机机身做全面的分析优化。同时，对压力机的优化方法进行优化方法探索，实现真正意义上的设计。1.4.3本课题需要研究的内容和要解决的问题（1）研究的内容本文要求运用有限元分析软件ANSYS对MP160型压力机进行有结构静态分析、模态分析以

23、及结构优化设计。利用静态有限元分析，校核液压机机身部件的强度和刚度，并且根据分析的结果进行结构优化设计以达到降低生产成本，提高经济效益。模态分析可以求出机身振动的固有频率以及相应的振型，分析各种振型对液压机工作状态的影响。这对于了解液压机现有结构的力学特性以及进而改善其结构有重要的意义，为液压机的设计提供了理论和现实依据。主要任务内容有： 1） 对MP160型压力机机身进行三维实体建模； 2） 了解MP160型压力机工作性质和工作状态；对其进行工作载荷分析，确定边界条件及加载方案； 3） 划分网格，进行有限元结构静态分析，求出机身的应力和应变分布规律，评价载荷对压力机工作性能的影响； 4） 对

24、机身模型进行自由模态分析，求解机身固有频率以及相应的振型等动态参数，分析其对工作状况的影响。5） 根据分析结果，在应力集中危险区域采取措施改善应力状况；在低应力区域，改变相关尺寸变量，以达到减轻部件总体质量的目的。重新进行有限元分析，检验改变尺寸后的刚度和强度。重复进行以上步骤，直到获取最佳方案。（2）技术要求1） 要求校核MP160型压力机在承载条件下的刚度和强度。2） 要求在保证液压机强度和刚度的条件下对液压机主要部件进行优化设计。3） 分析液压机的模态，并对液压机的工作状况进行评估。（3）方案定制 1）阅读图纸 ，根据分析对主板，主垫板，隔板，拖动架的结构进行适当、合理的 简化，然后运用

25、三维造型软件Solid Works，完成三维实体造型； 2） 熟悉并掌握有限元分析软件ANSYS，将所建立的实体模型导入ANSYS中； 3） 了解MP160型压力机工作性质和工作状态；对其进行工作载荷分析，确定边界条件及加载方案； 4） 划分网格，进行有限元结构静态分析，求出机身的应力和应变分布规律，评价载荷对压力机工作性能的影响；根据分析结果，在应力集中危险区域采取措施改善应力状况；在低应力区域，改变相关尺寸变量，以达到减轻部件总体质量的目的。重新进行有限元分析，检验改变尺寸后的刚度和强度。重复进行以上步骤，直到获取最佳方案。第二章 压力机机身的静态分析2.1机身简介机身是压力机的一个基本支

26、撑部件，工作时承受全部工作变形力。因此，机身的合理设计对减轻压力机重量，提高压力机刚度，以及减少制造工时，都有直接的影响。机身分为两大类，即开式机身和闭式机身。机身结构分为铸造结构和焊接结构两种。MP160压力机机身为半开半闭的焊接加螺栓结构，左右基本对称，建构简图如图2.1.1，主要技术规格如下：型 号: MP160公 称 力： 1600KN标准行程次数: 25mm 行程 50次/分图2.1 压力机机身结构图2.2有限元模型的建立在进行有限元分析之前，首先需要将分析对象的结构模型转换为便于分析的结构分析模型或力学模型。为保证全面地反映机身的应力应变情况，同时使得有限元模型得到简化，确定以下建

27、模规则：1） 对于明显不会影响机身整体强度、刚度的部位，如螺钉孔、销孔、圆角 等予以简化；2） 认为焊接质量可靠，且不考虑焊接对各板传力的影响；3） 将导轨看成自由界面，滑块与导轨之间无力的传递；4） 地脚螺栓刚度无限大、不考虑地基及机身以外部件弹性变形。2.2.1单元类型的选取用三维实体单元来描述机身结构，能反映机身的实际情况、在ANSYS软件里，三维实体单元有六面体单元和四面体单元两种。由于六面体单元在划分时要求结构规则，而对于机身这类较复杂的结构，对其进行六面体单元的自动划分十分困难。采用四面体单元分析三维结构，单元划分比较灵活，可以逼近较复杂的几何形状。因此，本文计算时，采用单元Sol

28、id45，该单元为四面体8节点三维实体线性单元，每个节点有三个移动自有度，同时指定单元边长，这样可以得到比较均匀的单元，从而节省计算时间。2.2.2添加材料常数选用的机身材料为Q235A，弹性模量E=2.1E11Pa；泊松比=0.3，Q235A，密度 =7800kg/m3 。2.2.3网格的划分单元的划分遵循“均匀应力区粗划，应力梯度大的区域细划”的原则，网格应细划的位置：喉口圆角处及主垫板，网格应粗划的位置是：左右侧板的绝大部分及两侧板间的连接筋板等部位。一般来说，网格数量越多越能反映实体的应力应变情况，提高计算的精度，但随着单元数的增加，计算量也越来越大，本文的单元大小为50mm,细划部位

29、采用的单元大小为40mm,经过划分单元后，共有136128个节点，81431个单元。图2.2网格图2.2.4边界条件的施加（1）载荷的施加载荷的施加是有限元分析的重要环节，它直接关系到计算结果的真实性。已知该型压力机所受最大载荷即公称力160KN,设备在工作时受到两个方向的载荷，一个是作用在液压缸的上表面，方向向上；另一个作用在工作台上，方向向下。两力大小相等，方向相反。液压缸上表面和工作台上的载荷均是均布载荷。（2）工作台及液压缸上载荷的处理 工作台上的载荷按均布载荷处理，其大小计算如下：P=F*1.2/A 其中：F公称压力； A受力面积； 1920KN的动载荷平均分布在工作台上，则P=16

30、00KN*1.2/（0.16*0.16） =75MPa。 缸上的载荷按均布载荷，P=1600KN*1.2/（*0.1*0.1）=61MPa。图2.3 工作台加载力示意图图2.4 缸上加载力示意图（3） 边界的约束条件 施加边界约束条件是有限元分析过程的重要一环，边界约束条件的准确度直接影响到有限元分析的结果。在有限元分析中确定边界条件一般应做到以下几条：要施加足够的约束，保证模型不产生刚体位移；施加的边界条件必须符合物理模型的实际工况；力求简单直观，便于计算分析。 在本文的静力分析中，对机座底部的所有自由度进行约束。2.3 计算结果分析2.3.1 应力和变形要求 （1）变形要求：；。 （2）要

31、求:材料为低碳钢，结构的破坏形式一般为塑性屈服。因而在强度分析中采用第三强度理论或第四强度理论。第三强度理论未考虑主应力影响，可以较好的表现塑性材料屈服现象，适用于拉伸屈服极限和压缩屈服极限相同的材料。第四强度理论考虑了注意力的影响，而且和实验较符合，与第三强度理论比较更接近实际情况。因而在强度评价中通常采用第四强度理论导出的等效应力（又称Von Mises 等效应力）来评价。 第四强度的含义就是：在任何应力状态下，材料部发生破坏的条件是： 许用应力， 而=其中：，第一，第二，第三主应力由前可知，机身材料为Q235A，=235MPa。考虑到疲劳修正系数和疲劳修正系数安全系数，故安全系数取1.5

32、，则=/安全系数=235/1.5=160MPa。而我们所要的应力要求是：160MPa。2.3.2应力图形显示（单位：MPa，以下相同） 确定上述条件后，运用ANSYS软件求解，得出机身的位移分布图和等效应力分布图。1）Von Mises应力等值线图。图2.5 Von Mises 应力等值线图2）Von Mises局部图图2.6 Von Mises局部图2.3.3变形图显示 （单位：mm，以下相同）1）X方向变形图图 2.7 X方向变形图2）Y方向变形图图2.8 Y方向变形图3）Z方向变形图 图 2.9 Z方向变形图4）总体变形图图2.10 总体变形图2.3.4应力分析由总应力（图2-4），可以

33、看出：最大Von Mises应力为111，发生在候口处，也远远小于该材料的许应力。2.3.5变形分析（1）候口处的角变形： 角变形 其中： 为节点Y位移； L 为三角形X边长； 由图2-14、图2-15可以看出： 角变形（上）=0.57987 m/0.6m=0.966 弧=966； 角变形（下）=0.046139 m/0.27m=0.171 弧=171； 角变形共计=966+171=1137= =0.001 式中：机身的许用叫刚度，KN/； 压力机公称力，KN。 =0.001*1600=1.6 KN/（3）角刚度计算= 1.2* 其中机身角刚度，KN/； 压力机公称力，KN； 机身的角变形，r

34、ad。=(1.2*1600*)/(1137*)=1.69 KN/1.6。（3）沿X方向最大变形0.623mm在油缸处，工作台沿X方向变形为0.037mm。 沿Y方向最大变形0.612mm在油缸处，工作台沿Y方向变形为0.0187mm。 沿Z方向最大变形0.0514mm，在右侧板候口处,工作台沿Z方向变形为0.00595mm。 位移最大值在液压缸和候口处为0.775，最小值在工作台处为0mm。2.3.6讨论机身与垫板连接处直接承压情况图2.11机身与垫板连接处Von Mises应力等值线放大图 如图所示，压力机最大应力出现在候口处，即:最大Von Mises应力值为111，候口优先优化设计。而机

35、身和垫板连接处最大Von Mises值为98。最大变形在候口和液压缸处，着重考虑候口处的角变形。 所以优化设计要围绕候口处展开。第三章 机身结构的优化3.1优化分析通常，一个好的产品设计，往往是综合各种因素，提出一种初始方案，然后对其进行数值分析，使其满足强度、刚度、稳定性及可靠性和寿命等要求的预期目标，然后反复修改方案，使其具有较好的使用性能，并力求节省材料和能源，经济而具有竞争力。机身的优化原则是：通过改变机身板的厚度，应用ANSYS计算出机身最大应力，并满足应力和变形要求：应力：160MPa。变形要求：x1mm y1mm z1mm。3.2优化方案：3.2.1优化方案一:为了减少材料，在原

36、来方案的基础上将主板厚度减少20mm。1） 机身几何模型图图3.1 机身几何模型图2）Von Mises应力等值线图图3.2 Von Mises应力等值线图3）X方向位移变形图图 3.3 X方向位移变形图4）Y方向位移变形图图 3.4 Y方向位移变形图5）Z方向位移变形图 图3.5 Z方向位移变形图6）总体变形图图3.6 总体变形图1） 从结构在Y方向的全场应力等值线图（图3-3）：最大应力为132.76MPa，主要分布在候口处，大于许用应力。两侧板应力不大。从第四强度理论Von Mises（图3-3）应力等值线图可以看出，主板应力区域最大应力为132MPa,出现在侯口处。2） 从结构在Y方向

37、的位移等值线图（图3-4）可以看出：最大正变形为0.60291mm，在液压缸处，最小负变形为0.18732mm，小于1mm。总位移（图3-6）可以看出最大变形为0.81344mm，小于1mm。 静态结构优化成功。3.2.2优化方案二：在二方案的基础上，在候口处左右加外轮廓，轮廓厚度为20mm，具体图形如图（3.7）所示。1）机身几何模型图 3.7 机身几何模型2）Von Mises应力等值线图图3.8 Von Mises应力等值线图3）X方向位移变形图图3.9 X方向位移变形图4）Y方向位移变形图图3.10 Y方向位移变形图5）Z方向位移变形图图3.11 Z方向位移变形图6）总体变形图图3.1

38、2 总体变形图 从结构在Y方向的全场应力等值线图（图3.8）可以看出：最大应力为129pa左右，主要分布在候口处，小于许用应力。两侧板应力不大。 从结构在Y方向的位移等值线图（图3.10）可以看出：最大正变形为0.58141mm，在液压缸处，最小负变形为0.18217mm，小于1mm。总位移（图3.12）可以看出最大变形为0.78587mm，小于1mm。 静态结构优化成功。3.2.3优化方案三：在第二步优化的基础上加加强筋，把两侧主板切除一部分。1）机身几何模型图3.13 机身几何模型2）X方向位移变形图图3.14 X方向位移变形图3） Y方向位移变形图图3.15 Y方向位移变形图4）Z方向位

39、移变形图图3.16 Z方向位移变形图5） 总体位移变形图图 3.17 总体位移变形图6） Von Mises 应力等值线图图 3.18 Von Mises 应力等值线图1）结构在Y方向全场应力等值线图（图3.18）可以看出：最大应力为132MPa左右，主要分布在候口处，小于许用应力。 2）结构在Y方向位移等值线图（图3.15）可以看出：最大正变形为0.59977mm，在液压缸处，最小负变形为0.17656mm，小于1mm。总位移（图3.17）可以看出最大变形为0.80457mm，小于1mm。 静态结构优化成功。第四章 机身模态分析 随着压力机工作速度的提高，其振动问题和动态性能的分析愈来愈重要

40、。60年代发展起来的模态分析技术，解决了静态分析难以解决的结构动力特性、模态参数识别、建模和从力学特性出发地结构优化等问题。模态分析通过确定多自由度系统的固有频率、固有振型、模态质量、模态刚度和模态阻尼比等模态参数，可以预估它在工作状态下的振动情况，并且能够发现过大的振动、过高的噪声等一些不正常的响应。通过模态分析，可识别载荷的谱别和来源，找出有害的振型和节点位置，在此基础上通过改变系统的局部结构，使系统按所要求的方向改变其动态特性，从而达到符合要求的动态强度、动态刚度的要求。 工程结构要具有与使用环境相适应的动力学特性。一个机床结构优劣的基本着眼点不光是其强度、刚度方面的静态特性，而且应该注

41、意弯曲和扭转方面的动态性能。如果机床的动力学特性不能与其使用的环境相适应，即结构模态与激励频率耦合会是机床产生共振，严重时会使整个机床发生抖振，机床噪声过大，局部产生疲劳破坏等。为此，提高压力机床身模态分析的评价线索： 1压力机床身的弹性模态频率应避开电动机经常工作频率； 2. 压力机床身的低阶固有频率应避开压力机的工作频率； 该压力机的电动机转速为1251250转/分，因此电动机的工作频率为2.0820.83HZ，压力机滑块行程次数为50次/分，故压力机的工作频率为0.83HZ，实际上压力机机身的各阶固有频率要远远大于压力机的工作频率，因此对于该机身的动态性能的优化即是尽量提高频率，从而进一

42、步远离压力机的工作频率以及避开电动机经常工作频率。4.1模态分析概述 一般以振动理论为基础、以模态参数为目标的分析方法，称为模态分析。更确切地说，模态分析是研究系统物理参数模型、模态参数模型和非参数模型的关系，并通过一定手段确定这些系统模型的理论及其应用的一门学科。模态分析的最终目的是识别出系统的模态参数，为结构系统的振动特性分析、振动故障诊断和预报、结构动力特性的优化设计提供依据。模态分析应用可归结为： 1.在新产品设计中进行结构动态特性的预估和优化设计。2.诊断及预报结构系统的故障。3.控制结构的辐射噪音。 4.识别结构系统的载荷4.2机身的模态分析结果采用有限元法，利用ANSYS模态分析

43、，其过程基本与静态分析一致。因为前六阶为刚性模态振型所以前六阶频率为0Hz，所以我们从第七阶开始算第一阶。经过计算前十阶模态振型如图4.14.10，固有频率如表4.1。 4.2.1机身自由模态图图4.1 机身第一阶自由模态振型图图4.2 机身第二阶自由模态振型图图4.3 机身第三阶自由模态振型图图4.4 机身第四阶自由模态振型图图4.5 机身第五阶自由模态振型图图4.6 机身第六阶自由模态振型图图4.7 机身第七阶自由模态振型图图4.8 机身第八阶自由模态振型图图4.9 机身第九阶自由模态振型图图4.10 机身第十阶自由模态振型图表4.1机身无约束下频率及振型如下表：阶数频率（Hz）振型112

44、9.71Y向扭转2147.1X向扭转3225.04Y向扭转4246.5X向扭转5275.18机身主板后侧左右摆动6292.88Y向扭转7350.54机身主板后侧左右摆动8378.25Z向弯曲9386.14Y向扭转10430.17机身底部Z向左右摆动由图4.1图4.10可以看出，在自由模态下，其振型总是在喉口处的振动和扭转，且得出的机身的固有频率较高。其一阶频率约为129.71HZ,远高于机床最高工作频率(0.83Hz),不会发生共振现象。4.2.3机身约束模态图图4.11 机身第一阶约束模态振型图图4.12 机身第二阶约束模态振型图图4.13 机身第三阶约束模态振型图图4.14 机身第四阶约束模态振型图图4.15 机身第五阶约束模态振型图图4.16 机身第六阶约束模态振型图