基于ANSYS分析与正交试验法的压力机机身轻量化设 计

第２０卷第２２期
系统仿真学报＠Ｖ０１．２０Ｎｏ．２２２００８年１１月ＪｏｕｒｎａｌｏｆＳｙｓｔｅｍＳｉｍｕｌａｔｉｏｎＮｏｖ．．２００８
基于ＡＮＳＹＳ分析与正交试验法的压力机机身轻量化设计
谢峰，雷小宝，沈维蕾，林巨广
（合肥工业大学机械与汽车工程学院，合肥２３０００９）
摘要：建立了基于ＡＮＳＹＳ的某开式压力机机身的有限元模型，并且模拟实际工况进行应力分析
计算。

然后从有限元分析结果出发，对机身的结构进行优化和试验验证；通过数据分析处理，获得
影响压力机机身重量的关键机身结构尺寸，利用最小二乘法建立出机身重量的回归方程。

进而给出
优化后的机身结构数学模型，提出较为合理的机身轻量化设计方案。

关键词：压力机机身；有限元；正交试验；轻量化设计
中图分类号：ＴＧ３１５文献标识码：Ａ文章编号：１００４．７３１Ｘ（２００８）２２．６０５４．０４ＲｅｓｅａｒｃｈｏｎＬｉｇｈｔｗｅｉｇｈｔＤｅｓｉｇｎｏｆＰｒｅｓｓＦｒａｍｅＳｔｒｕｃｔｕｒｅ
ＢａｓｅｄｏｎＡＮＳＹＳａｎｄＯｒｔｈｏｇｏｎａｌＥｘｐｅｒｉｍｅｎｔ
Ｘ／ＥＦｅｎｇ，ＬＥＩＸｉａｏ—ｂａｏ，ＳＨＥＮＷｅｉ－ｌｅｉ，ＬＩＮｄｕ－ｇｕａｎｇ
（ＨｅｆｅｉＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｈｅｆｅｉ２３０００９，Ｃｈｉｎａ）
Ａｂｓｔｒａｃｔ：ＦＥＭｏｆａｎｏｐｅｎｐｒｅｓｓｆｒａｍｅｗａｓｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄｏｎＡＮＳＹＳｓｏｆｔｗａｒｅ．ＴｈｉｓｍｏｄｅｌＷａｓａｎａｌｙｚｅｄｏｎｓｔｒｅｓｓｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｂｙｓｉｍｕｌａｔｉｎｇｔｈｅａｃｔｕａｌｗｏｒｋｉｎｇｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓ．ＡｃｃｏｒｍｎｇｔｏｔｈｅＦＥＭｃａｌｃｕｌａｔｉｎｇｄａｔａ，ｔｈｅｆｌａｍｅｓｔｒｕｃｔｕｒｅｗａｓｏｐｔｉｍｉｚｅｄａｎｄｖａｌｉｄａｔｅｄ．Ｔｈｒｏｕｇｈａｎａｌｙｚｉｎｇｔｈｅｄａｔａ，ｔｈｅｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｔｈｅｐｒｅｓｓｂｏｄｙｗｅｉｇｈｔｉｎｐｒｅｓｓｍａｉｎｓｔｒｕｃｔｕｒｅｗａｓｏｂｔａｉｎｅｄ．ＡｎｄｔｈｅｒｅｇｒｅｓｓｉｏｎｅｑｕａｔｉｏｎｂｙｔｈｅｌｅａｓｔｓｑｕａｒｅｓｍｅｔｈｏｄＷａｓｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ．Ｔｈｅｎｔｈｅｒｅａｓｏｎａｂｌｅｌｉｇｈｔｅｎｄｅｓｉｇｎｐｒｏｊｅｃｔｗａｓａｃｈｉｅｖｅｄｂｙｔｈｅｏｐｔｉｍｉｚｅｄｍａｔｈｅｍａｔｉｃａｌｍｏｄｅｌ．
Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｐｒｅｓｓｆｒａｍｅ；ｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔｍｅｔｈｏ＆ｏｒｔｈｏｇｏｎａｌｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ；ｌｉｇｈｔｅｎｄｅｓｉｇｎ
引言
开式压力机结构简单，操作方便，易于实现机械化和自动化。

但由于其机身呈Ｃ形，工作时变形大，刚性较差，因此，传统设计中为提高床身强度、刚度和角刚度，压力机重量普遍偏重。

随着科学技术的发展，如何以较合理的结构和较小的重量，设计出符合强度、刚度和角刚度等要求的机身（此即为轻量化设计），是现代压力机设计需要考虑的问题。

目前，国内对机身结构件的设计与研究已经从主要依靠经验设计逐渐发展到应用有限元等现代设计方法进行静强度计算和分析阶段，但是尚未像汽车或其他领域运用那样广泛和成熟，所以压力机机身结构参数优化设计仍是近些年的重要研究领域。

机身结构是压力机中很复杂的重要部件，也是人们首先开展结构分析和结构优化设计的研究对象１１－３】。

本文采用有限元分析技术，对某型号压力机机身结构进行静态特性分析，进而从有限元分析的结果出发，利用分析结果求得近似的优化设计即轻量化设计所需要的目标函数。

对近似函数进行优化，将近似函数的最优解作为原目标函数的近似最优解。

同时本文采用正交试验设计方法来安排计
收稿日期：２００７－０８．０６修回日期：２００７．１２．２０
作者简介：谢峰（１９６３．），男，安徽淮南，教授，博上，研究方向为汽车装备设计与仿真等：雷小宝（１９８０．），男，安徽滁州，硕士，研究方向为汽车装备设计；沈维蕾（１９６９．），安徽怀远，副教授，研究方向为企业信息化工程、质量工程等；林巨广（１９６３．），男，安徽人安，教授，研究方向为汽车装备设计、系统建模等。

算。

对照单因素变化时，性能随尺寸因素的变化规律建立回归模型，同时进行优化设计。

最后对轻量化的结果又进行了机身结构的有限元分析来予以验证，从而确定了较合理的设计方案。

由此提高了产品的性能，节省了材料。

１机身结构模型分析
压力机是各种机械与汽车制造业中的重要装备，而Ｃ型机身结构则普遍作为中、小吨位压力机的床身结构，本文所分析的ｃ型压力机的机身用于作者与某厂家所研制的双动Ｃ型压力机，该机具有上、下两液压缸，两缸均可完成压装动作，该机的压装力为１６吨。

图１所示是所研制的１６吨Ｃ型压力机的机身有限冗模型图，这种机身是一个开口呈Ｃ型的悬臂构件，在上、下安装液压缸处所受的最大压力１６吨，床身的底面通过地脚螺栓与地面联结。

因此，在计算时可将其当作开口钢架，危险截面在工作台及其与喉口连接处的截面及喉口和上部拐角的截面。

因为Ｃ
型机身是开口钢架，所以工作
时会产生垂直变形进而导致角
度变形，致使上下支板、侧板
和底座之问发生倾斜。

这些变
形将影响压力机压装精度、加
快模具磨损。

为了保证所研制
的这款压机的可靠性及系统的
准确性和经济性，有必要对其图ｌ机身有限元模型
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结构进行分析和校核，并为进一步完善和优化结构设计奠定基础。

２机身结构有限元分析
根据机身的结构形式和受力特点，选取实体单元（二十节点六面体元，代号为ＳＯＬＩＤ９５），每个节点具有６个自由度，即沿Ｘ、Ｙ、Ｚ坐标轴的３个位移自由度和绕Ｘ、Ｙ、Ｚ坐标轴的３个转动自由度。

将各部分以刚性单元定义焊接点和联接点，计算单元网格的划分戍用ＡＮＳＹＳ自带的智能网格划分工具“ＳｍａｒｔＳｉｚｅ”工具降５１，得到图ｌ机身结构有限元模型。

机身材料为Ｑ２３５碳素钢，弹性模量Ｅ＝２．０６Ｅ５ＭＰａ：泊松比ｕ＝０．３，屈服应力［仉］＝２３５ＭＰａ。

压机所受最大载荷即公称力１６ＫＮ，该力的作用通过液压缸与机身装配处传到机身上，因此可以把公称力平均分解到安装液压缸位置的锪孔的底平面上。

对机身底部的所有自由度进行约束。

有限元静力分析如图２和图３所示。

图２机身满载时应力分布云图图３机身满载时ｚ轴方向应变由应力云图可以看出，机身承受的最大应力为％。

＝１５７．５９５ＭＰａ，为机身局部载荷，位于支板上的液压缸安装定位处，这也是整个机身变形最大的部位，而其他部位应力均不是很大。

由图３Ｚ轴方向应变云图可见床身的最大变形为６．眦＝ｏ．９３２２ｍｍ，位置在上支板液压缸定位处外侧。

为了降低钢材的使用量，下面本文将在保证强度的前提下，对其危险截面钢板的厚度进行正交试验，找出优化方案。

３压力机机身结构的参数化有限元模型由于座板结构复杂，三维有限元建模要花费大量的时间和精力，可以采用参数化方式建立座板的有限元模型，其流程图如图４所示。

图４有限元参数化优化分析流程４正交试验设计
４．１试验目的
通过正交试验，找出在满足机身强度及刚度的前提下，影响机身重量的主要因素，以便于为后续试验和改进机身结构的设计提供依据【６】ｏ
４．２确定因素、水平和指标
４．２．１试验指标和因素的选取
根据上面对上梁结构方案的分析和试验的目的，选取压力机机身的最大应力、最大变形量以及机身重量为正交试验的试验指标。

影响该试验指标的因素有很多，由于机身的结构限制较大，仅以加强筋、侧板、’上支板厚度ｘｌ、ｘ２、ｘ３，腹板厚度）【４、下支板厚度ｘ５为考虑因素，忽略其它因素的影响，见图５、图６、图７。

ｘ４
ｌ
ｒ…，，
图５上粱截面图６立柱截面图７下粱截面４．２．２水平的确定
为了便于衡量各因素对试验指标的印象，选取最初的设计尺寸作为基本尺寸，每个尺寸以此为基准上下变动，变化幅度大致相等。

每个因素的水平数为４，实验因素水平如表ｌ。

表１试验因素水平表
水因素
平上支板厚度侧板厚度加强筋厚度腹板厚度下支板厚度兰！！！里坚生１２Ｑ旦翌２：≥Ｑ！坚１２１苎ｌ！翌巴！！￡！！！！坚堕１４０１６２０５０４５
１４
１２
ｌＯ
２５
３０
３５
４５
４０
３５
５０
５５
６０４．３试验结果及分析
４，３．１试验结果
通过以上分析可以知道这是一个５因素４水平的试验，应该选用厶。

（４ｓ）型正交表，内容如表３。

由正交设计的结构矩阵可得到１６种设计变量的组合，每种组合又对应一种机身结构，对这１６种结构进行静力分析和试验。

这里分析方法与前面所述相同，应用ＡＮＳＹＳ有限元软件对其进行静力分析，得到计算结果列入表２中，表２中列出了每次试验的设计变量取值及试验结果。

・６０５５・
“
船
让２
３
４
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表２正交试验计算结果
极差．熟星重量！竖２
ＸｌＸ２Ｘ３）（４Ｘ５
４．３．２极差分析
直观分析就是通过计算将因子和水平对试验指标影响的大小用图形表示出来，通过直观分析综合比较，确定最优试验方案。

我们最关注的试验指标就是机身重量，在此将问题作为单指标试验，进行极差分析。

从表３中的试验数据极差分析结果可见：Ｒｘ２＞Ｒｘ４＞Ｒｋｓ＞Ｒｘ３＞Ｒｘｌ。

这说明：改变机身的侧板厚度水平对机身重量的影响最大，其次是腹板厚度水平和下支板厚度水平，而上支板厚度水平对试验结果的影响最小，即凶素的主次顺序为：侧板厚度Ｘ１＞腹板厚度ｘ４＞下支板厚度Ｘ５＞加强筋厚度Ｘ３＞上支板厚度Ｘ１。

因此为了减小机身重量，可以通过减少侧板及腹板厚度来实现，通过极差分析为下一步继续试验提供了方向。

４．４回归函数的构造
根据试验结果，应用最小二乘法原理构造正规方程，代入试验数据计算得出机身最大应力、最大位移和机身重量的回归系数。

得到最大应力、最大位移及重量的回归方程分别为：
（１）最大应力同归方程
ＹＩ＝Ｏ．１５４２ｘｌ－０．２２９７ｘ２—０．５６１２ｘ３一１．９８２０ｘ４－０．７２４２ｘ５＋
（２）最大位移回归方程
Ｙ２＝ｏ．０００２Ｘｌ－０．００２７Ｘ２—０．０１１２ｘｓ・０．０１０４ｘ４－０．０００１ｘｓ＋
１．７０７７（２）（３）重量回归方程
Ｙ３—０．４４３８ｘ１＋３９．６８７５ｘ２＋２．１４５０ｘ３＋７．０４５０ｘ４＋
２．４７５０ｘ５＋３６１．５７５０（３）５机身的优化
５．１目标函数建立
由于我们关心的是压力机机身在满足使用性能的前提下，使其重量最小，所以目标函数即为：
ｍｉｎＦ（Ｘ）＝一０．４４３８ｘｌ＋３９．６８７５ｘ２＋２．１４５０ｘ３＋７．０４５０ｘ４＋
２．４７５０ｘ５＋３６１．５７５０（４）５．２设计变量
设计变量见正交试验表，共５个，即分别归纳为加强筋、侧板、上支板厚度、腹板厚度、下支板厚度尺寸。

即Ｘ＝｛Ｘｌ，Ｘ２，ｘ３，ｘ４，Ｘ５｝（５）各物理量所代表的具体含义见上面所述。

５．３状态变量及约束函数
根据设计要求，约束函数为结构的应力或位移，为了得到尽可能符合实际需要的设计，必须选择足够多的状态变量【７１。

但是为了加快优化进程，必须消除不必要或冗余的状态变量。

同样也必须确定合理的状态变量上下限。

（１）强度状态变量及约束函数：
限制机身结构的最大应力。

通过对所设计的机身结构进行有限元分析，然后提取最大应力Ｄ赢，机身用Ｑ２３５钢制造，限制其最人应力不超过２３５ＭＰａ，考虑到安全系数，取【以】＝１６５ＭＰａ，这样即构成完整的强度约束。

即仉。

一【毋】卯，则应力约束函数为：
ｇ（１）＝ｙｌ一１６５＝０．１５４２ｘｌ－０．２２９７ｘ２－０．５６１２ｘ３—
１．９８２０ｘ４－０．７２４２ｘｓ＋１１３．２４０６（６）（２）静刚度状态变量及约束函数：
限制机身结构的最大变形。

对所设计的机身结构进行有限元分析，然后提取最大位移６．蛳。

即瓦。

－［最】ｓ０，则位移约束函数为：
ｇ（２）＝ｙ２－０．９５００＝０．０００２ｘｌ・０．００２７ｘ２—０．０１１２ｘ３－
０．０１０４ｘ４—０．０００１ｘｓ＋Ｏ．７５７７（７）式中陋】——最大位移限值
本例中综合考虑取［磊】－－０．９５００ｍｍ
（３）几何约束：
ｇ（３）－－ｘｌ－５２，ｇ（４）＝４０－ｘｌ，ｇ（５）－－－ｘ２—１６，ｇ（６）＝ｌＯ・ｘ２
ｇ（７）＝Ｘ３—３５，ｇ（８．Ｉ＝２０一Ｘ３，ｇ（９）＝ｘ４—５０，ｇ（１０）＝３５－ｘ４
ｇ（１ｌ户－ｘ５－６５，ｇ（１２）＝５０一Ｘ（８）５．４数学模型的建立
２７８．２４０６（１）根据前面得到的设计变量、目标函数和约束函数，构造
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出机身轻量化设计的数学模型：
设计变量ｘ．｛ｘｌ，Ｘ２，Ｘ３，ｘ４，Ｘ５）（９）函（工）ｓ０（Ⅳ＝ｌ，２，．．．１２）（１０）５．５轻量化计算
｛蓑ｇ蛩０警一。

Ｊ‘兰２：Ⅲ，Ｉ∥，，（工＋）＝（＝ｌ…．，埘）”…再根据板材的型号加以圆整后最终取：ＸＩ＝４８衄、ｘ２＝１０ｍｍ、６结果检验
６．１有限元分析
图８改进后机身满载时
应力分布云图图９改迸后机身满载时
Ｚ轴方向应变
６．２改进前后方案比较
在不改变压力机机身使用性能的前提下，原方案设计机
身的重量为１４９７ｋｇ，改进后机身重量减少到１１８１蚝，减少
量为３１６ｋｇ，轻量化效果较明显，具体方案比较见表４。

表４轻量化前后方案比较
重景（Ｋ曲最人应力（ＭＰａ）最大位移ｍｍ）
原方案１４９７１５７．５９５０．９３２２
轻量化后１１８１１６１．６６４０．９２８６
改变量．３１６＋４．０６９以００３６
所占比例．２６．８％＋２．５％．３．８７％
７结论
通过对压力机机身进行有限元分析后，对强度、刚度相
对薄弱的局部结构进行分析，提出了用正交试验法对上、下
梁及喉口危险截面进行优化设计，轻量化设计效果明显，结
构更加合理，节约了材料，从而对压力机机身的设计具有重
要参考意义。

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