20MN数控锻造液压机数字化样机设计说明书

20MN数控锻造液压机数字化样机

设计说明书

安阳工学院

安阳锻压机械工业有限公司

2010年6月25日

目 录

一、主要技术参数 二、关键零部件的设计 三、液压系统的设计 四、电气系统的设计 五、快锻液压机的运动仿真 六、工作液压缸的有限元分析 七、快锻液压机打击碰撞动态特性分析

一、主要技术参数

根据厂家的要求确定了如下的技术要求： 压机公称压力 20MN 结构型式 整体框架双柱下拉式 工作介质压强 32MPa 最大行程 最大净空高 柱间净空距 移动工作台尺寸 移动工作台行程 回程力 允许锻造偏心距 砧高 上砧 下砧 锻造次数 快锻 常锻 锻造控制精度 工作缸柱塞直径 传动形式 控制介质 工作介质 最大空程下降速度

1600mm 3170mm 1300x2210mm 1660x5000mm 2x1500mm 4MN 160mm 620mm 950mm 80~85次/分 20~45次/分 ±1mm 900mm 油泵直驱传动 手动、半自动、自动、联动 L-HM液压油68 350mm/s

最大回程速度 350mm/s 拔长钢锭 32t

镦粗钢锭 14t

二、关键零部件的设计

快锻液压机的总体结构如图1所示，主要由固定横梁3、导向板11、机架5、工作液压缸2、回程液压缸12、上砧座10、下砧座4等组成。

图1 快锻液压机整体结构

1-工作缸柱塞 2-工作液压缸 3-固定横梁 4-下砧座 5-机架 6-辅助液压缸 7-小支座 8-转轴 9-垫板 10-上砧座 11-导向板

12-回程液压缸 13-回程液压缸活塞杆

以下主要对工作液压缸、固定横梁、机架三部分的设计进行重点说明。

1. 工作液压缸的设计

液压缸的作用是把液体压力能转换成机械能。根据20MN快锻液压机的生产工艺特点以及总体结构要求，该压机采用单工作缸。工作缸采用缸底支承，柱塞传动型式。工作缸通过法兰上的螺栓固定在固定横梁上。为了避免固定横梁高度的增加，法兰设置在缸体中部而不像传统结构那样设置在缸口部分。工作缸缸体采用锻件合金结构钢，缸体材料为20MnMo，调质后机械性能，σb=530MPa，σs=372MP。而其结构尺寸较大，难以整体锻造，所以工作缸均采用分段锻造后焊接制成。柱塞的表面质量，对工作缸密封装置和导向铜套的磨损及寿命有极大的影响，因此柱塞表面必须具有足够的硬度和良好的粗糙度。为了达到这一要求，制造柱塞的材料一般选用含碳量较高的碳素锻钢1311，锻造毛坯，机加工后表面进行特殊处理。液压缸柱塞材料选用45钢。通过上述分析，在CATIA中建立了工作缸的模型，工作缸的二维平面图及三维实体图如图2和图3所示。

图2 工作缸二维图

图3 工作缸三维图

2. 固定横梁的设计

固定梁是液压机本体中重要的功能部件和承载部件，是液压机中结构和受力最为复杂的部件。在大型液压机设计中，梁的设计的合理性，刚度、强度分析的可靠性直接影响到梁的功能的发挥和使用寿命，进而影响到整机功能的发挥和整体工作性能，因此梁的设计方案的拟定是压机设计的重点。

本台液压机固定梁采取整体铸造结构。材料选用ZG25Mn，此材料具有一定的韧性和塑性，强度和硬度较高，其机械性能σb=490MPa，σs=295 MPa。20 MN快锻液压机为整体框架下拉式压机，固定横梁通过两个支座固定在地基上。固定横梁上面安装移动工作台，工作台两侧连接有支架(即工作台辅座)，在垂直于工作台方向有横向移砧装置，而且工作缸和回程缸也都安装在固定横梁上，因此，该压机固定横梁比传统三梁四柱式压机的横梁在结构和受力方面都要复杂的多。通过上述分析，在CATIA中建立了固定横梁的模型，固定横梁的三

维结构图如图4所示。

图4 固定横梁

3. 机架结构设计

传统三梁四柱式液压机由上横梁、下横梁和立柱通过十六个内外螺母组成一个封闭框架，这是最常见的液压机机身结构型式。这种型式的液压机最大缺点是承受偏心载荷能力较差，最大载荷下偏心距一般为跨度(即左右方向的中心矩)的百分之三，而且，在长期反复载荷作用下，螺母容易松动，立柱上由螺纹到光滑部分往往有应力集中，形成强度设计中的薄弱环节。

整体框架式结构是各种液压机设计中普遍采用的结构形式之一，主要特点是易于获得较高的刚度，滑块大多数采用45°斜面和八角可调间隙的平面导向结构，导向精度高。因此在塑料制品、粉末冶金、双动薄板冲压和金属挤压液压机中获得广泛应用。

本项目开发的液压机采用整体铸造框架结构，立柱为矩形截面。机架材料选用ZG25Mn，铸造后正火处理，σb≥490 MPa，σs≥295 MPa。根据固定梁、工作台、压机行程及上下砧座等参数，确定机架内侧高

度 6752mm，考虑上砧旋转装置、工作缸及回程缸等参数确定机架总高度9992mm，机架重量为 110吨。根据上述分析，在CATIA中建立了如图5所示机架的模型。

图5 机架

三、液压系统的设计

锻造液压机由于液压系统流量大，目前普遍采用插装阀构成；同时为了便于数字化控制，提高锻造精度采用比例阀构成液压比例控制系统。该系统：通流能力大、 工作压力高、密封性能好、响应快、 动作可靠。系统设计原理图如6所示。

1.系统工作原理

泵站设计有6组定量泵，每组流量为540l/min，电机功率为250KW，通过不同组流量组合，可使液压机有不同的工作速度和锻

造次数。

工作时电磁阀5得电，系统建立压力。比例阀6得电，油泵排出的压力油经主管道和阀7进入主油缸11，；电磁阀18得电，插装阀16,17打开，回升缸接通油箱；活动梁快速下降，此时冲液阀打开向主缸补液。当上砧接触到工件时，转为工进，当工进到工件成型时，电磁阀5失电，油泵卸荷。电磁阀18失电，阀16、17关闭；阀19得电，主缸11卸荷；卸荷完毕后，电磁阀5得电，比例阀12得电，油泵压力油经阀15进入回升缸，，活动梁快速上升，上升到设定位置停止，进入下一次锻造。

图6 锻压机液压系统原理图

2.液压系统仿真与性能分析

AMESim是法国IMAGINE公司于1995年推出的一种基于键合图的高级系统建模、仿真及动态性能分析软件。AMESim为用户提供了一个图形化的时域仿真建模环境，使用已有模型和建立新的子模型

元件，构建优化设计所需的实际原型，方便用户建立复杂系统及用户所需的特定应用实例，通过修改模型和仿真参数，进行仿真计算、 绘制曲线并分析仿真结果。

图7 锻打过程压力曲线

从锻造过程曲线来看，上砧在接触工件瞬间，主缸压力波动较大，有一定液压冲击，因此在系统元件选择上要注意这点，特别是与主缸相连的补液阀10，单向阀7和插装阀8（见原理图）。 四、电气系统的设计

五、快锻液压机的运动仿真

1. 基于CATIA的几何模型的建立

在三维设计软件CATIA中建立快锻液压机零部件的三维实体模型，并进行虚拟装配，如图5.1所示：

图 5.1 快锻液压机整体装配图

2. 基于SimDesigner的运动仿真

把装配好的快锻液压机模型在SimDesigner中打开，使用这个软件可以对CATIA绘制的零件模型进行动态的运动模拟，具体运动仿真过程如下：

（1）打开模型并设置工作界面

在CATIA工作环境中运行SimDesigner软件以启动SimDesigner Motion的工作界面。 （2）从装配体中创建机构

从SD Motion菜单中选择“新建机构”New Mechanism。

图5.2 New Mechanism对话框

单击弹出对话框的OK键即可创建一个新机构，这时装配体上会出现一些白色的图标，如下图所示。

图5.3 机构示意图

展开特征树以显示SimDesigner Motion的分支。

图5.4 特征树

（3）为机构添加运动

现在要为机构定义一个运动，才可以使机构动起来。

图5.5 添加运动

（4）进行模拟

在进行模拟之前，必须指定模拟的时间长度和帧数。

图5.6 模拟对话框

（5）查看动画

作为模拟的一部分，SimDesigner Motion会产生一个可以回放的文件，可以通过回放对话框进行查看机构的运动和一些基本的操作，例如保存动画文件，添加干涉分析等。

图5.7 重放对话框

六、工作液压缸的有限元分析

在快锻液压机中，工作缸是液压机的主要承载部件之一。工作缸往往由于设计、制造或使用不当，过早损坏。如某大型模锻水压机使用十多年，主工作缸损坏十四次，先后做过四个缸，每造一个缸约耗费数十万元。因此，对于液压机的工作缸进行结构分析，给出合理的结构设计是十分重要的。

本文采用ANSYS软件对20 MN快锻液压机的关键部件——工作缸进行有限元分析，为该压机整体方案的最终确定提供设计依据。

1. 液压缸有限元的建立

利用ANSYS建立有限元模型的途径有：

(1) 利用ANSYS创建的实体模型直接划分有限元网格。 (2) 利用ANSYS直接创建节点和单元。

(3) 利用其它软件建立有限元模型，将其数据导入ANSYS。 由于20 MN快锻液压机的关键部件(包括工作缸、固定横梁、机

架)结构非常复杂，而且ANSYS前处理模块的建模功能有限，所以，本文采用CATIA软件进行参数化建模，然后将实体模型导入ANSYS。

考虑到精度和计算时间的问题，该工作缸采用SOLID187单元。划分网格时把单元尺寸设定为0.1 m，并且在工作缸的进油口和缸底圆弧过渡处加以细化。这样整个工作缸模型共划分为34041个单元，53085个节点。网格划分模型如图6-1所示。

图6-1 工作缸的有限元模型

2. 边界条件和载荷

工作缸的实际受力比较复杂，包括法兰固定螺栓、压盖螺柱对工作缸的作用力，这些作用力与工作缸内部的液体压力相比小的多，故可略去不计。故对工作缸有限元模型施加以下载荷：

(1) 在工作缸内部施加工作压力32 MPa(液体压力)； (2) 在工作缸外底面施加竖直方向约束；

(3) 在工作缸与固定横梁相配合的两个环形面上施加0.1 mm的

位移。

3. 计算结果分析

（1）工作缸整体强度和变形分析

工作缸的等效应力和变形云图如图6-2和图6-3所示。由图可以看出，工作缸在工作状态下的最大等效应力为238.5 MPa，低于其设计的许用应力（安全系数取为1.5时，[σs] =248 MPa），出现在充液口里侧下边缘，缸底圆角过渡部分等效应力为55.9～83.4 MPa。最大变形量为0.2354 mm，出现在工作缸缸底内部。由以上分析可知，20 MN快锻液压机工作缸整体强度和变形基本满足设计要求。

图6-2 工作缸的等效应力

图6-3 工作缸的总变形

（2）缸底支承与法兰支承型式的比较

为了比较缸底支承型式和法兰支承型式的工作缸的受力及变形情况，对法兰支承型式的20 MN快锻液压机工作缸也进行了三维有限元分析。图6-4和图6-5为法兰支承型式工作缸的等效应力和变形云图。由图可知，法兰支承时工作缸最大等效应力为285.2 MPa，出现在支承法兰与缸壁的过渡圆角处，缸底等效应力在～96 MPa之间。最大变形量为0.2479 mm，出现在工作缸内部侧壁。

图6-4 法兰支承型式工作缸的等效应力

图6-5 法兰支承型式工作缸的总变形

由以上计算结果可知：

(1) 两种支承型式的工作缸相比较，缸底支承型式的工作缸的最大等效应力较小，在缸底过渡圆角处应力变化也比较平稳；

(2) 缸底支承型式工作缸的最大变形出现在缸底内部，但其在缸底圆角处的变形变化平稳。

由以上分析可知，20 MN快锻液压机工作缸选用缸底支承型式不但满足该压机独特的结构要求，而且在受力和变形方面也是合理的，所以该工作缸满足设计要求。 （3）工作缸缸底圆角的分析

缸底支承型式的液压缸避免了法兰支承型式液压缸法兰与缸壁过渡区的应力集中问题，但缸底与缸壁过渡区的应力集中问题需要考虑。在液压缸缸底圆角过渡区容易产生应力集中，例如过渡圆弧半径太小，或圆弧形状过于复杂致使加工困难，粗糙度太差，有明显刀痕，都会使缸底对应力集中敏感，降低缸的疲劳强度，因此在设计时应特

别注意。

本文利用有限元软件ANSYS对20 MN快锻液压机工作缸（缸底支承型）缸底圆角进行了分析，缸底过渡圆角形式采用单纯的圆弧过渡，并预设置了一系列过渡圆弧半径建立有限元模型进行模拟，最后筛选出了最优的尺寸参数。计算结果表明，缸底过渡圆弧半径取值一般应不小于液压缸缸径的八分之一，对于本项目研究的20MN快锻液压机，工作缸缸底过渡圆弧半径取为120 mm。

表6.1 不同过渡圆弧半径时工作缸的最大等效应力和变形

过渡圆 弧半径（mm） 最大等效应力（MPa） 最大变形量（mm）

40 60 80 100 120 140 361.8 0.2581

355.8 0.2569

315.7 0.2476

272.6 0.2349

238.5 0.2354

305.8 0.2367

（4）进油口对工作缸应力和变形的影响

大多数液压缸进油口开设在缸底位置,由于结构和受力为轴对称，所以缸体在圆周方向的变形也是均匀的。由于结构的，20MN快锻液压机工作缸的进油口开设在法兰外缘上，充液孔(直径225 mm)与高压进油孔(直径112 mm)成130°夹角。图6-6和图6-7为进油口处的等效应力、变形云图。

图6-6 工作缸进油口处的等效应力

图6-7 工作缸进油口处的变形

由以上云图可知：

(1) 沿圆周方向，工作缸在两个进油口附近的等效应力约为83MPa，其余部位变化均匀，在50 MPa左右；

(2) 沿圆周方向，工作缸的最大变形出现在充液口的对面，充液口处变形最小，其余部位变化均匀，最大相差不超过0.05 mm。

由以上分析可知，进油口开设在法兰外缘并没有对工作缸的应力和变形产生太大影响，故该工作缸进油口开设在法兰外缘上是可行

的。

4. 结论

通过有限元软件ANSYS对20 MN快锻液压机工作缸进行三维有限元分析，得出了工作缸在工作状态下的应力和变形分布情况，并对缸底支承型式和法兰支承型式进行了比较，通过比较，验证了该压机采用缸底支承型式是合理的。还对工作缸缸底圆角部分进行了进一步的分析，得到了合理的圆弧过渡尺寸参数。最后，对工作缸进油口处的应力、变形沿圆周方向的分布情况进行了分析，确认了进油口位置的合理性。

七、快锻液压机打击碰撞动态特性分析

1. 快锻液压机的本体结构

20MN快锻液压机属于中小型液压机，通常采用整体框架下拉式结构。整机重心较低，地上部分简洁，固定梁、主缸和回程缸位于地下，整体高度较低，抗偏载能力强，操作简便，锻造工序易于实现柔性化。

液压机的主体结构如图7.1所示，机架总体高度10m，立柱间距3.2m，主机包括整体机架1、上模2、锻件3、下模4、固定梁5、工作缸6、回程缸7、柱塞8和活塞9以及其它辅助装置。工作缸是一柱塞缸，通过螺栓联结在固定梁5上，工作缸内的柱塞8与机架1下部通过球面接触，以减小偏载时的扭矩和侧推力，两侧的活塞缸是回程缸，安装在固定梁上的台阶孔中，两个回程缸活塞底部和机架通过

螺纹联接。机架和横梁均采用铸钢件，材料为ZG25Mn，可整体铸造，亦可分体铸造组焊而成。

图7.1快锻液压机结构图

1-机架 2-上模 3-锻件 4-下模 5-固定横梁 6-工作缸 7-回程缸 8-活塞 9-柱塞

2. 机架的工况分析和模型简化

下拉式液压机工作时整体框架上下移动，惯性很大。当高压液体进入工作缸上部后，推动柱塞，柱塞的下部球头带动整体机架向下运动，通过固定在机架上的上模对锻件实施打击。

常规的液压机设计中，把整机的各个部件单独研究，对部件的某些部位施加固定约束，把机器的公称压力20MN或者油缸的液体压力通过换算加载到零件上，选用线弹性材料进行静力学分析，便可以得到机架应力、变形的近似解。这样的处理方法和液压机的实际工作情况相差甚远，得到的结果往往误差较大。实质上液压机锻打工件是一个多体动力学系统内部发生的瞬态打击碰撞过程，机架、固定横梁、工件甚至上下模具都会发生一定的变形，伴随着极大的冲击和能量交换，机架的动能转化成变形能。因此本文把液压机和锻件这个系统当

作一个柔体、多体的动力学模型处理，加载非线性的材料和接触，以实际锻打过程中测出的打击速度作为初始条件，主要针对机架和固定横梁，按锻件位置是否偏置两种情况建立有限元模型。

图7.2 液压机的有限元模型（锻件偏置）

3. 有限元模型的建立 （1）模型所用材料

根据上述分析，结合显式动力学分析的条件，按照动态载荷下液压机的工作状况，把机架、横梁和锻件当作柔体，上下模具作为刚体，工作缸中的柱塞和机架下部的球面接触用一均布压力代替，不计回程缸的影响，利用软件HyperMesh-DYNA[1]建立有限元模型，并导出K文件提交LS-DYNA求解。

机架、横梁均采用铸钢ZG25Mn，其密度为7800Kg/m3，弹性模量210GPa，屈服应力295MPa，泊松比0.3。材料类型定义为：MAT_PIECEWISE_LINEAR_PLASTICITY，称为分段线性塑性材料。

上、下模具采用普通钢材，密度为7800Kg/m3，弹性模量210GPa，泊松比0.3，材料类型为刚性材料MAT_RIGID。

工件按普通钢材锻件定义，密度为7800Kg/m3，弹性模量117GPa，泊松比0.36，屈服应力0.08GPa，切线模量0.008GPa。材料类型为MAT_PLASTIC_KINEMATIC，称为随动塑性材料。

（2）模型的单元类型

快锻液压机的结构形状较为复杂，机体上分布有各种加工凸台、油道孔、装配吊耳、倒角和铸造圆角。在建立有限元模型时，把机体上这些对于整体特性影响较小的局部特征予以简化。所有零件均采用8节点的六面体单元（Hexahedron）。其中包含节点41382个，单元32792个。

4. 边界条件与施加载荷

（1）固定横梁与地基固连，按实际情况约束横梁底面上最外侧两排节点所有自由度。

（2）根据实验测得打击时最高速度为0.15m/s，对机架施加初始速度0.15m/s。

（3）打击时机架受重力的作用，对机架加载重力g=9.8m/s2，用Load_body定义。

（4）机架下部横梁受油缸活塞的作用力20MN，对下横梁上顶面中心部位面积为0.96m2的平面上施加压力，大小为公称压力除以受压面积 (20MN/0.96 m2)，采用Load_segment和Set_segment来定义。 （5）定义接触为AUTOMATIC_CONTACT_GENERAL，程序运

行中自动搜索模型中的所有外表面，检查是否发生穿透，无需定义接触面和目表面。

（6）定义仿真步长和仿真结束时间

实际锻打时，机架有效行程很短，即锤头离工件很近，这一点很符合瞬态动力学分析的条件，另外显式动力学分析的时间步长必须小于应力波跨越网格中最小单元的时间，时间步长由下面公式确定：

tlminE(12)

其中，Δt为最小时间步长，lmin为最小网格长度，E为弹性模量，μ为泊松比，ρ为密度。代入已知数据得：Δt=7.7e-6s（7.7μs）,故定义仿真步长为8e-6s，仿真结束时间为4e-3s。

（7）定义输出Outblock项目为GLSTAT、MATSUM、NODOUT、SPCFORC，输出间隔8e-6s。

5. 计算结果分析

（1）锻件无偏置时应力和位移变化

锻件无偏置时的总体模型的应力和位移如图7.4所示，机架和横梁的应力、位移分别如图7.5和图7.6所示。

(a)应力图(GPa) (b)位移图(mm)

图7.4工件无偏置时总体模型的应力和位移图

(a)应力图(GPa) (b)位移图(mm)

图7.5 工件无偏置时机架应力和位移图

(a)应力图(GPa) (b)位移图(mm)

图7.6 工件无偏置时固定横梁的应力和位移图

（2）锻件偏置时应力和位移变化

锻件在水平面内偏置200mm时的总体模型应力和位移如图7.7所示。机架和横梁的应力和位移分别如图7.8和图7.9所示。

(a)应力图(GPa) (b)位移图(mm)

图7.7 工件偏置时总体模型的应力和位移图

(a)应力图(GPa) (b)位移图(mm)

图7.8 工件偏置时机架的应力和位移图

(a)应力图(GPa) (b)位移图(mm)

图7.9 工件偏置时固定横梁的应力和位移图

（3）锻件有无偏置时的结果分析比较

从各部件的应力和位移云图以及表7.1和表7.2中看出，锻件无偏置时，液压机上的应力、变形呈对称分布，机架上最大应力为231.7MPa，机架为移动部件，最大变形量大约等于最大位移和最小位移之差，均发生在机架的上部横梁底面的中心部位；固定横梁上的最大应力为78.9MPa，最大变形量为0.3mm，发生在固定横梁上表面的中心部位。

表7.1机架应力、位移、变形量

机架 无偏置 偏置

最大应力 231.7MPa 250.1MPa

最小应力 0 0

最大位移 152.2mm 152.4mm

最小位移 148.5mm 146.3mm

最大变形量 3.7mm 6.1mm

表7.2 固定横梁应力、位移、变形量

横梁 无偏置 偏置

最大应力 78.9MPa 187.5MPa

最小应力 0.7mm 0.8mm

最大位移 0.3mm 1.048mm

最小位移 0 0

最大变形量 0.3mm 1.048mm

注：表中应力值、位移值是从应力和位移云图中得到的。 锻件在水平面内偏置200mm时，最大应力和变形位置向锻件偏置方向转移，数值也有不同程度的增大，机架上的最大应力和位移为250.1MPa、6.1mm，分别增加18.4MPa、1.4mm；固定横梁上的最大应力和位移为187.5MPa、1.048mm，分别增加108.6MPa、0.145mm。锻件偏置对应力的影响较大，特别是固定横梁最大应力增加了108.6MPa，但对变形量的影响较小。