韓文佳，畢大森，2，3，李森，劉玉民

(1.天津理工大學(xué)材料科學(xué)與工程學(xué)院，天津 300384;2.天津市電工銅質(zhì)線材企業(yè)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津 300384; 3.天津市精密級進(jìn)模具成形技術(shù)工程中心，天津 300384;4.天津市天鍛壓力機(jī)有限公司，天津 300242)

ZS-THP29-6300液壓機(jī)機(jī)身的有限元模態(tài)分析

韓文佳1，畢大森1，2，3，李森4，劉玉民4

(1.天津理工大學(xué)材料科學(xué)與工程學(xué)院，天津 300384;2.天津市電工銅質(zhì)線材企業(yè)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津 300384; 3.天津市精密級進(jìn)模具成形技術(shù)工程中心，天津 300384;4.天津市天鍛壓力機(jī)有限公司，天津 300242)

模態(tài)分析是一種用于研究結(jié)構(gòu)動力特性的現(xiàn)代分析方法。結(jié)構(gòu)的振動特性決定了結(jié)構(gòu)對動載荷力的響應(yīng)情況，因此液壓機(jī)的模態(tài)分析成為液壓機(jī)整機(jī)設(shè)計(jì)的核心之一。通過對ZS-THP29-6300汽車縱梁液壓機(jī)的模態(tài)分析，得出液壓機(jī)-模具耦合結(jié)構(gòu)在工作狀態(tài)下的固有頻率和振型，為液壓機(jī)整機(jī)設(shè)計(jì)提供結(jié)構(gòu)動力特性的參考。通過對模型的有限元分析，得出了ZS-THP29-6300汽車縱梁液壓機(jī)在工作情況下，不會產(chǎn)生共振，但處于次聲波范圍內(nèi)，應(yīng)注意防護(hù)噪音污染。

縱梁;液壓機(jī);模態(tài)分析;有限元分析;ANSYS Workbench

0 前言

ZS-THP29-6300汽車縱梁液壓機(jī)主要用于大型汽車縱梁的壓制成型、沖裁、落料工藝，也可從事其他塑性材料的壓制、彎曲、成型等工藝。在一個工作循環(huán)下，滑塊會經(jīng)過快速下行、慢速加壓、保壓等多個過程，動力源則為液壓系統(tǒng)的高壓泵，隨著壓力泵的不斷變化，液壓機(jī)機(jī)身會受到劇烈振動，影響到合模精度及制品質(zhì)量，嚴(yán)重時甚至?xí)绊懸簤簷C(jī)機(jī)身和液壓缸的使用壽命，導(dǎo)致機(jī)身突發(fā)性破壞［1］。為了保證液壓機(jī)的質(zhì)量及生產(chǎn)制品的精度要求，有必要在保證液壓機(jī)自身剛度、強(qiáng)度的前提下考慮液壓機(jī)的振動情況，對液壓機(jī)的模態(tài)進(jìn)行分析。

1 ZS-THP29-6300汽車縱梁液壓機(jī)簡介

ZS-THP29-6300汽車縱梁液壓機(jī)的機(jī)身結(jié)構(gòu)采取拉桿預(yù)緊組合框架，由上橫梁、兩套左右立柱、滑塊和下橫梁及液壓主缸及回程缸組成，通過大小八根拉緊螺栓預(yù)緊形成封閉的受力框架，承受壓機(jī)的全部工作載荷，并保證整個加工過程中液壓機(jī)的機(jī)身剛度、精度。汽車縱梁液壓機(jī)如圖1所示。上橫梁上分布著6個主油缸，主工作油缸為柱塞式結(jié)構(gòu)，活塞桿通過螺栓與滑塊相連。兩側(cè)布有回程缸，同時也起到調(diào)平滑塊的作用，當(dāng)滑塊兩端高度差0.003 mm時，由系統(tǒng)調(diào)節(jié)回程缸調(diào)平滑塊?；瑝K導(dǎo)向采用布置在八條立柱外側(cè)的可調(diào)斜楔式直角平面導(dǎo)軌，導(dǎo)軌面積大，間隙小，導(dǎo)向長度高，抗偏載能力強(qiáng)，精度保持性好。下橫梁內(nèi)設(shè)有液壓墊，用于拉伸工藝時的工件壓邊。該液壓機(jī)總高為13 200 mm，地面以上高度為9 500 mm。其工作臺有效面積為12 500 mm×2 000 mm，滑塊有效尺寸為12 500 mm×1 600 mm。

圖1 ZS-THP29-6300汽車縱梁液壓機(jī)實(shí)物圖Fig.1ZS-THP29-6300 carling hydraulic press

2 建立有限元模型

2.1 模態(tài)分析理論

ANSYS WORKBENCH模態(tài)分析具有非常廣泛的實(shí)用價(jià)值。模態(tài)分析是線性分析，在分析過程中，假設(shè)材料是線彈性的，不考慮塑性階段，使用小撓度理論，但并不包括非線性特性，并且忽略阻尼和激勵。模態(tài)分析是計(jì)算結(jié)構(gòu)振動特性的數(shù)值模擬技術(shù)，結(jié)構(gòu)振動特性包括固有頻率和振型，它可以幫助設(shè)計(jì)人員確定結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型，從而使結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)避免共振，并指導(dǎo)工程師預(yù)測結(jié)構(gòu)在不同載荷作用下的振動形式［2］。

無阻尼模態(tài)分析是經(jīng)典的特征值問題，動力學(xué)問題的運(yùn)動方程為

結(jié)構(gòu)的自由振動為簡諧振動，即位移為正弦函數(shù)

整理得

2.2 液壓機(jī)整機(jī)三維建模

利用SolidWorks建立ZS-THP29-6300液壓機(jī)機(jī)身部件，包括上橫梁、滑塊、移動工作臺、支柱、下橫梁、拉桿、液壓墊;液壓部件，包括液壓缸、緩沖缸、回程平衡缸。將可能影響壓機(jī)模態(tài)的各部件按照實(shí)際設(shè)計(jì)圖進(jìn)行結(jié)構(gòu)建模，但考慮到液壓機(jī)機(jī)身屬大型復(fù)雜結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)復(fù)雜細(xì)節(jié)多，為保證網(wǎng)格劃分獲得較均勻網(wǎng)格形式，對液壓機(jī)各部件局部區(qū)域進(jìn)行了合理簡化，如略去了一些小圓角、倒角、油道孔、螺栓孔、裝配吊耳、銷釘孔、起吊孔等。

2.3 單元類型定義、定義接觸剛度、網(wǎng)格劃分、加載條件

液壓機(jī)主機(jī)機(jī)身的材料為Q235-A，預(yù)緊拉桿為45#缸，6個主工作缸、回程缸、液壓墊緩沖缸的缸體為35#鍛鋼件。

液壓機(jī)耦合模型系統(tǒng)中存在著摩擦接觸，如滑塊與導(dǎo)軌接觸面、油缸與上橫梁抬肩接觸面及上、下橫梁和立柱的接觸面等。需要對其設(shè)定接觸剛度，賦予摩擦系數(shù)或固定約束。依據(jù)工作實(shí)際情況需要分別對各結(jié)構(gòu)間接合面設(shè)置接觸，其中需要設(shè)置為綁定接觸和摩擦接觸兩種，對在加載期間不會產(chǎn)生分離的接觸面，如滑塊與回程缸支架接觸面、連接體與柱塞之間接觸面需要設(shè)置綁定約束，在加載工作期間可能會產(chǎn)生分離的接觸面，如上下加熱板與砧子之間設(shè)定為摩擦接觸。模型中共有19個接觸，其中包括4個綁定約束和15個摩擦約束，摩擦系數(shù)為0.05。

采用Solid 45八節(jié)點(diǎn)四面體對其劃分單元。自動網(wǎng)格劃分，劃分的網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)為215627個，網(wǎng)格數(shù)114912個。

根據(jù)液壓機(jī)實(shí)際安裝條件，通過地腳螺栓與地面進(jìn)行固定連接。因此，在液壓機(jī)底部的地腳螺栓處添加fix support設(shè)定X、Y、Z 3個方向的自由度約束為0。根據(jù)液壓機(jī)受力情況，主工作缸對上橫梁和滑塊的作用力1.05×107N，另外對拉桿施加預(yù)緊力，以1.1倍公稱力施加拉桿預(yù)緊力，大小拉桿受力分別為5.9×106N和4.2×106N。

2.4 求解器的選擇及計(jì)算范圍

ANSYS有四種求解器進(jìn)行求解:Modal (ANSYS求解器)、Modal(ABAQUS)(Beta)、Modal (NASTRAN)(Beta)、Modal(Samcef求解器)、其中Modal(ANSYS求解器)最常用，對于復(fù)雜多自由度模型，且需提取多階模型時，Modal(ANSYS求解器)速度快，因此選用ANSYS求解器［3］。

結(jié)構(gòu)動態(tài)分析中各階模態(tài)所占權(quán)重不同，該階頻率與權(quán)重因子的倒數(shù)成正比，頻率越高，其權(quán)重越小，故結(jié)構(gòu)動態(tài)性能可由低階頻率決定，在低階頻段中，機(jī)身易與外界激勵耦合產(chǎn)生共振，所以低階頻率是模態(tài)分析的重點(diǎn)，根據(jù)模態(tài)分析頻率范圍至少要為分析頻率2倍的原則，確定在0～1 000 Hz范圍內(nèi)提取結(jié)構(gòu)前十階模態(tài)［4］。

3 液壓機(jī)模態(tài)分析及結(jié)果

ZS-THP29-6300汽車縱梁液壓機(jī)前十階固有頻率如表1所示。通過有限元計(jì)算，可知液壓機(jī)的模態(tài)分析在前3階都屬于低頻區(qū)，在這些區(qū)域內(nèi)，液壓機(jī)固有頻率最易與工作頻率耦合，發(fā)生共振現(xiàn)象，嚴(yán)重情況下還會影響液壓機(jī)壽命、精度。低頻區(qū)對液壓機(jī)的影響比高頻區(qū)嚴(yán)重，因此需要注意避免工作頻率與固有頻率的重合［5］。后7階屬于次聲波區(qū)域，可以看出液壓機(jī)會產(chǎn)生噪音污染，因此需要加裝防噪音設(shè)備控制液壓機(jī)噪音在規(guī)定范圍內(nèi)。

表1 機(jī)身的固有頻率Tab.1Natural frequencies of the frame

3.2 振型分析

各階振型如圖2所示，放大倍數(shù)在5.2×103～2.1×104范圍內(nèi)，圖中X、Y方向?yàn)樗絻上颍琙方向?yàn)闄C(jī)身豎直方向。

圖2 機(jī)身的各階振型Fig.2Amplitudes of the frame

1階振型中，機(jī)身發(fā)生水平方向Y向的彎曲傾斜擺動，振幅由下至上逐漸增加，最大位移處出現(xiàn)在液壓機(jī)頂部兩側(cè)的回程缸、回程梁上，變形為0.07 mm。在改振型下若發(fā)生共振現(xiàn)象，會使壓機(jī)一側(cè)的立柱導(dǎo)軌導(dǎo)向裝置受壓，另一側(cè)則出現(xiàn)間隙，這樣會使一側(cè)導(dǎo)軌摩擦加大，影響導(dǎo)軌壽命，并間接影響制品精度。

2階振型中，機(jī)身繞Z軸方向逆時針往復(fù)扭轉(zhuǎn)，振幅自下而上、自中間向兩邊增大，兩側(cè)回程缸處最大。在2階振型中，上橫梁、立柱和螺栓等結(jié)構(gòu)的扭矩將會增加，上橫梁和立柱之間螺栓的剪力也將增加，容易使螺栓疲勞，發(fā)生失效。

3階振型中，機(jī)身發(fā)生水平方向X向的彎曲傾斜擺動，振幅由下至上逐漸增加，最大位移處出現(xiàn)在液壓機(jī)頂部兩側(cè)的回程缸、回程梁上，變形為0.073 mm，危害與1階振型相似。

4階振型中，立柱向中間部位彎曲，導(dǎo)軌受力增大，摩擦隨之增大。回程拉桿與滑塊接觸部位剪切力大。液壓機(jī)機(jī)身整體沿Z軸上下往復(fù)運(yùn)動。地腳螺釘受拉力較大，容易發(fā)生斷裂危險(xiǎn)。

5階振型中，機(jī)身發(fā)生水平方向Y向的彎曲傾斜擺動，與1階振型方向相反，呈現(xiàn)“S”型，機(jī)身中間部位變形最大，最大變形發(fā)生在立柱處，會影響導(dǎo)軌精度，拉桿與預(yù)緊螺母的剪切力增大。

6階振型中，機(jī)身繞Z軸往復(fù)彎曲扭轉(zhuǎn)，兩側(cè)同時向Y向彎曲。立柱呈“C”型彎曲，且兩組立柱方向相反，最大變形處在外側(cè)立柱上。在6階振型中，主油缸容易擺動，影響油缸的壽命。

7階振型中，機(jī)身繞Z軸方向順時針往復(fù)扭轉(zhuǎn)，振幅又機(jī)身中部向兩邊增大，滑塊處變形最大，為0.09 mm。在7階振型中，外側(cè)立柱易于上橫梁開裂，滑塊由于扭轉(zhuǎn)偏載，對合模精度造成影響。

8階振型中，機(jī)身發(fā)生豎直方向的彎曲傾斜擺動，呈現(xiàn)“C”型。立柱和地腳螺釘均一側(cè)受拉，一側(cè)受壓。8階振型中，導(dǎo)軌導(dǎo)向裝置受到影響，同時地腳螺釘受拉力，容易發(fā)生斷裂危險(xiǎn)。

9階振型中，機(jī)身發(fā)生水平方向X向的彎曲傾斜擺動，機(jī)身部分振幅均布，回程缸處振幅急劇增大。在9階振型中，危害主要出現(xiàn)在回程缸處，回程缸缸體擺動，影響回程缸的壽命，同時回程缸還起到調(diào)平的作用，因此也會影響到調(diào)平系統(tǒng)。

10階振型中，機(jī)身中部的兩個立柱發(fā)生變形，呈現(xiàn)“C”型，振幅最大為0.167 mm。液壓機(jī)其余部分振幅很小。在10階振型中，中部兩個立柱導(dǎo)軌導(dǎo)向裝置一側(cè)受壓，另一側(cè)則出現(xiàn)間隙，影響導(dǎo)軌壽命，并間接影響制品精度。

4 結(jié)束語

通過以上耦合模型的振動頻率及振型分析可以得出以下結(jié)論:

(1)機(jī)身的10階振型中，中均出現(xiàn)了前后、上下和左右方向(X、Y、Z軸向)的擺動，這會造成機(jī)架導(dǎo)軌形位誤差增大，導(dǎo)軌運(yùn)動副磨損增大，液壓缸壽命降低，造成產(chǎn)品質(zhì)量下降。同時，還使機(jī)架受到附加彎、扭矩作用，降低壓機(jī)結(jié)構(gòu)的可靠性。地腳螺釘受拉力的作用，容易發(fā)生斷裂的危險(xiǎn)。因此，在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時要考慮增加局部剛度和阻尼抑制振動。

(2)機(jī)身的最小固有頻率為5.261 8 Hz，遠(yuǎn)高于液壓機(jī)的工作頻率，工作過程中不會產(chǎn)生共振。機(jī)身的各個振型中無局部振型，質(zhì)量、剛度分布較均衡合理，無明顯薄弱部分。最大振幅在0.042～0.167 mm。因此可判斷機(jī)身、動態(tài)參數(shù)設(shè)計(jì)合理。

(3)機(jī)身的后7階固有頻率在47～78 Hz，處于為次聲波波段，長期處于這種環(huán)境中，人容易產(chǎn)生疲勞，因此，使用時建議添加輪班換崗，減少噪聲對人體的影響。

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Finite element modal analysis of ZS-THP29-6300 carling hydraulic press

HAN Wen-jia1，BI Da-sen1，2，3，LI Sen4，LIU Yu-min4
(1.School of Materials Science and Engineering Tianjin University of Technology，Tianjin 300384，China; 2.Key Laboratory of Display Materials＆Photoelectric Devices(Tianjin University of Technology)，Ministry of Education，Tianjin 300384，China;3.Tianjin Engineering Research Center of Manufacturing Technology For Precise Die＆Mold，Tianjin 300384，China;4.Tianjin Tianduan Press Ltd.，Tianjin 300242，China)

Modal analysis is a kind of modern analysis method of structure dynamic characteristics.Vibration characteristics of structure decide the response of dynamic load force，modal analysis of hydraulic press is the core of the whole hydraulic structure dynamic design.Through modal analysis of the ZS-THP29-6300 carling hydraulic press，the inherent frequency and vibration model of the hydraulic press-die coupling structure under working condition were got，it provides the reference of structural dynamic characteristics for design of hydraulic press.Through finite element analysis of the ZS-THP29-6300 hydraulic press model，it is concluded that the minimum natural frequency of the frame is 5.2618 Hz in working condition，and it won't produce resonance，but in the range of infrasonic wave，so it should be pay attention to protect the possible noise pollution.

carling;hydraulic press;finite element analysis;modal analysis;ANSYS workbench

TG315.4+3

A

1001-196X(2014)06-0044-05

2014-06-18;

2014-07-09

天津市科技支撐計(jì)劃項(xiàng)目(13ZCZDGX01300);天津市科技支撐計(jì)劃項(xiàng)目(13ZCZDGX01600)

韓文佳(1989-)，男，天津理工大學(xué)材料科學(xué)與工程學(xué)院在讀碩士研究生，研究方向:液壓機(jī)主機(jī)有限元分析、設(shè)計(jì)。