边界约束为底部固定，载荷施加需要根据实际工作条件确定。设备工作过程中，机身主要受到三方面的作用力：整个模架对工作台的重力作用、预紧螺栓的预紧力作用和工作过程中模冲传递给机架的压制载荷。整个模架的重量约10t，转化到工作台上的压力为1277MPa；预紧力通过预紧螺母作用在机身上，约为45956MPa；模冲传递到机身上的工作压力为1625MPa.

　　从计算结果中可以看到，工作压力大部分被预先施加的预紧力所抵消，整个框架机身在工作过程中的受力非常均匀，*大的应力主要集中在预紧螺栓与机身的接触部位，应力达到181MPa.机身的其余部位受到的应力均很小，基本不超过25MPa，远远小于Q235A钢的屈服极限s=231MPa.机身各处的变形相对应于其所受到的应力大小，在预紧螺栓与机身相接触的部位变形较大，但总体上变形量均较小，安全裕量过大，应该对钢板厚度进行优化缩减。

　　框架机身模态分析模态分析中，模型只需定义其边界约束，将机身的底部固定。将Patran中的有限元模型提交到Nastran中，计算方法采用兰索士法，计算后得到框架机身模型的固有振动频率及对应于其各阶频率的振型计算结果。其16阶固有频率值如所示。

　　模态振型的大小只是一个相对的量值，它表征的是在某一点固有频率上振动量值之间的相对比值，反映该固有频率上振动的传递情况，并不反映实际振动变形数值<2>。由计算结果可知，机身的固有频率相对较大，没有与其工作频率重叠，不会引起共振。

　　结构改进措施通过上述有限元分析可以看出，整个框架机身原结构设计比较合理，但仍有一些不足，提出以下改进措施。

　　减小钢板厚度并增加凸台静力学分析中可以看出，机身上应力分布比较均匀，但强度有较大盈余，大部分钢板所受的应力值很小，从模态分析中也可以看到，机身固有频率偏大，因此应将各部分钢板的厚度进行调整，减少钢材的用量。对照原来设计的设备机身，优化后的整个机身重量减轻了大概268%.

　　在和中，预紧螺栓与机身相接触的部位，其应力和变形都较大，在机身上增加凸台与预紧接触，这样就可以增强局部强度，使应力分布更加均匀。

　　改进支柱结构本压制设备的工作频率相当低，每分钟仅压制数个零件，故在其固有频率的范围内，很难引起共振，但仍然需要对设备机身的薄弱环节进行改进，使其结构更加合理。一般来说，在振型图振幅越大的部位，越容易在外力的作用下，产生大的变形，故能从模态振型上找出模型的薄弱环节，并对其进行分析，以做出合理的改进。在47阶振型中，支柱部分的振幅*大，而13阶振型也是要通过支柱的变形来传递振动的，在实际工作中，粉末压制设备主要承受在Z轴方向的压制力，立柱起到主要的支撑作用、*容易发生弯曲变形，因此该机身模型的主要薄弱环节就在支柱部分，需要改进支柱内的壳体结构，提高支柱的抗弯强度。在支柱内部壳体空间内加入18块厚为20mm的支撑板，改进前和改进后支柱内部壳体结构如、4所示。

　　讨论对框架机身模型进行改进，重新进行网格划分和有限元分析，分别得到静、动态有限元分析结果。机身应力分布云图和模型受力时网格单元的位移云图，分别如、6所示。

　　由改进后框架机身位移云图可以看得出，由于减小机身各部分的钢板厚度，使框架机身的变形较原来大了一些，但变化的幅度不大，仍在允许的范围内。由于对机身的立柱部分进行了改进，加入支撑板，使支柱内部壳体结构更加合理，尽管减小了钢板厚度，但支柱强度还是得到加强。由于在机身上增加了凸台与预紧螺栓接触，此处的集中应力从原来的181MPa减小到120MPa，大大增强了局部强度。

　　结论静力学分析中，计算出框架机身应力分布云图与位移云图，根据计算结果提出减小钢板厚度和增加凸台的改进措施，在满足原设计要求的同时，降低了机身重量，降低了成本；消除了机架与预紧螺栓接触处的应力过于集中的问题，使机身在工作时应力分布更加合理、均匀。动力学模态分析中，计算出框架机身各阶固有振动频率与振型，根据计算结果提出改进支柱内部壳体结构的措施，提高了立柱的的强度和刚度，从而在整体上提高了机身的抗弯强度，使设备运行时更加安全。