機身所受的曲軸作用力可根據曲軸工作原理,曲軸兩端軸固定在機身兩板之間并可周向轉動。將曲軸的工作原理簡化,其支點置于支撐頸的端部,因曲軸受力后產生彎曲變形,曲柄頸中部的變形大于兩邊的變形,因此連桿給予曲柄頸的作用力為非均布載荷,兩端大、中間小,故可以簡化為兩個集中力作用在曲柄頸的兩端。為了計算簡便,可對載荷作一些簡化:(1)齒輪對曲軸的作用力比連桿對它的作用力小得多,可忽略不計;(2)連桿對曲軸的作用力可近似看成等于公稱壓力,并分為兩個集中力作用于連桿軸瓦兩側。簡化后計算簡圖如圖1所示,由應力圖計算兩支撐板所受的壓強和。 

　　模具固定在機身上,滑塊沖壓模具時模具同時對機身底座有一個作用力,大小約等于公稱力,由于在實際沖壓工作時,機身底座往往受到的沖應力是不均勻的,實踐操作發現,不均衡沖壓對機身的破壞遠超過均衡沖壓,因此,本文對機身底座的受力分析假設為不均衡狀態。 

　　大致取底面面積的70%為模具作用面積,載荷非均布,即一側受力,另一側受力,計算壓強及,由于滑塊對模具的沖壓力不均衡,因此滑塊受到不均衡反作用力,產生力矩作用在機身導軌上,則;由滑塊結構可見,導軌的反作用力:0.7F=M;F=M/0.7;壓強: 。 

　　機身裝在地面上,用螺栓固定,螺栓面約束三個方向的位移,同時,與地面接觸的機身底面面約束方向的位移。 

　　 

　　2 機身體的靜力分析 

　　本分析在PRO/E中對滑塊進行三維立體建模,通過ANSYS與PRO/E接口導入到ANSYS軟件中。選用適合分析受力較復雜的三維形體的受力和變形狀況的8節點且具有3個位移自由度的六面體單元劃分網格,建立有限元模型,圖2.1。 

　　根據機身體的受力情況,進行有限元分析,所得到的應力及應變分析結果如圖所示: 

　　1.應力分析結果 

　　由于建模中忽略了焊縫及小孔處倒角,因此在應力云圖中可以看到,圓角及筋板的一些連接處出現了應力集中現象,此處應力稍大,可以通過焊縫和加大圓角半徑來解決。忽略集中應力,由應力云圖可見,機身曲軸Ⅰ支撐板處最大應力在40～60MP之間(紅色區域),下端面最大應力在20～40MP之間,由于受到不均衡力,因此在滑塊導軌處受到正壓力,其最大應力在40～60MP之間(紅色區域),均小于許用應力。 

　　由應變云圖可見,機身上橫梁Ⅰ最大位移為0.321mm,兩端位移約為0.221mm,因此橫梁饒度,上橫梁Ⅱ最大位移為0.185mm,兩端最大位移約為0.150mm,因此橫梁饒度 

　　,在許用饒度范圍內,下端板中間位置最大位移為0.222mm,兩端最大位移約為0.012mm,因此橫梁饒度 

　　,在許用饒度范圍內,由許用饒度的,機身立柱側面許用應變,立柱側面導軌處最大位移約為0.605mm,兩端位移約為0.277mm,因此橫梁饒度 

　　,在許用饒度范圍內,機身有很大優化空間。 

　　 

　　3 機身體優化方案一 

　　由以上分析結果可見,機身有很大的優化空間,而側板及多處筋板受力很小,可挖空或減薄。經過多次分析,選擇具體可優化部分,確定具體優化方案為:立柱內側筋板、Ⅲ板上、下端板厚度減薄;Ⅰ板由兩塊板焊接在一起,前、后端板厚度減薄;Ⅱ板由兩塊板焊接在一起,前、后端板厚度減薄;下底座支撐板厚度減薄。對優化后的力學模型進行有限元分析,得到分析結果如圖3.1所示。 

　　忽略集中應力,機身曲軸Ⅰ支撐板及滑塊導軌處(紅色及黃色區域)應力均小于許用應力。由應變云圖可見,橫梁Ⅰ饒度,上橫梁Ⅱ饒度,下端板饒度,機身立柱側面饒度,均在許用饒度范圍內。按此優化方案,優化后機身重量減輕了12.8%。 

　　 

　　4 結論與總結 

　　本分析只是在半理想狀態下進行的分析,沒有全面考慮實際運作過程中不定向因素的影響,對于所得結果仍需要在樣機運行中進行驗證,實際操作中遇到的問題需要根據實際情況進行分析研究。 

　　通過本比較分析,初步得出新設計滑塊的合理性,在下一步工作中可將兩優化方案相結合,尺寸優化與拓撲優化得到最佳優化方案,保證壓力機質量的同時減少成本。