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        石英板振動(dòng)成型壓機(jī)動(dòng)力學(xué)特性研究*

        2018-12-06 02:26:50袁子科
        機(jī)電工程技術(shù) 2018年10期
        關(guān)鍵詞:振動(dòng)分析

        李 偉,袁子科,陽 超

        (1.湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院,湖南長沙 410082;2.佛山市科利得機(jī)械有限公司,廣東佛山 528000;3.湖南大學(xué)現(xiàn)代工程訓(xùn)練中心,湖南長沙 410082)

        0 引言

        人造石英石無毒、無輻射、可重復(fù)利用,是一種綠色、環(huán)保材料,廣泛應(yīng)用于公共建筑和家庭裝飾,與人們的日常生活緊密相關(guān)。振動(dòng)成型壓機(jī)是人造石英石的核心制造裝備,其工作性能直接決定人造石英石的品質(zhì)與產(chǎn)量。振動(dòng)成型壓機(jī)最先由意大利公司研發(fā)出來,隨后西班牙、韓國等國公司也掌握了核心關(guān)鍵技術(shù),如意大利的Breton公司,韓國LGHausys公司等。隨著我國制造業(yè)的不斷發(fā)展,國內(nèi)公司也相繼研發(fā)出了各種型號(hào)的振動(dòng)成型壓機(jī)。但是與國外產(chǎn)品相比,存在工作效率低、可靠性差、使用壽命短等諸多問題,產(chǎn)品的質(zhì)量水平還有待大幅提高。因此,為提升我國石英板振動(dòng)成型壓機(jī)的技術(shù)水平以及石英板的品質(zhì),十分有必要對石英板振動(dòng)成型壓機(jī)設(shè)計(jì)制造的關(guān)鍵技術(shù)問題進(jìn)行深入系統(tǒng)的研究。

        石英板振動(dòng)成型壓機(jī)是基于偏心慣性激振原理,在真空環(huán)境下,使石英顆粒物料產(chǎn)生摩擦、擠壓、填充相互間隙等運(yùn)動(dòng),最終壓制成型。這一過程涉及到材料學(xué)、力學(xué)、機(jī)械振動(dòng)學(xué)等多學(xué)科知識(shí),成型機(jī)理復(fù)雜。Reba?ne等[1]針對碳極的批量化生產(chǎn)所使用的振動(dòng)壓機(jī),提出了二自由度動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型。Kassem等[2]開發(fā)了用于瀝青混凝土路面振動(dòng)壓實(shí)效果監(jiān)測的系統(tǒng)。鄭書河等[3]考慮土壤的密實(shí)度特性,研究了斜向激振下振動(dòng)輪水平、垂直方向非線性滯回響應(yīng)及相互耦合特性。沈培輝等[4]提出基于系統(tǒng)混沌識(shí)別的動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)方法,分析了在不同土壤參數(shù)情況下壓實(shí)系統(tǒng)的非線性振動(dòng)響應(yīng)。劉楊等[5]建立了帶有分段曲線不對稱滯回環(huán)的二自由度振動(dòng)壓實(shí)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型。雖然國內(nèi)外研究人員針對振動(dòng)成型系統(tǒng)進(jìn)行了大量的研究,但是主要應(yīng)用于壓路機(jī)、破碎機(jī)等工程機(jī)械。國外幾家公司雖然掌握了石英板振動(dòng)成型壓機(jī)的核心設(shè)計(jì)制造關(guān)鍵技術(shù),出于成果保密考慮,在作者力所能見的文獻(xiàn)中,幾乎鮮有報(bào)道。而國內(nèi)缺乏對石英板振動(dòng)成型壓機(jī)系統(tǒng)深入的研究,設(shè)備的設(shè)計(jì)仍多依賴于經(jīng)驗(yàn)和試驗(yàn)試制,導(dǎo)致所研制的振動(dòng)成型壓機(jī)存在振動(dòng)電機(jī)不同步、振動(dòng)方向不垂直、系統(tǒng)激振力不均勻等諸多涉及動(dòng)力學(xué)的問題,進(jìn)而嚴(yán)重影響了石英板的生產(chǎn)效率和品質(zhì)。

        本文深入分析石英板振動(dòng)成型壓機(jī)的動(dòng)力系統(tǒng),建立壓機(jī)的質(zhì)量—?jiǎng)偠取枘岬南到y(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型;構(gòu)建振動(dòng)成型壓機(jī)的有限元模型,仿真分析其應(yīng)力分布情況;仿真研究壓機(jī)的動(dòng)力學(xué)特性,對比分析激振力頻率;試驗(yàn)測試壓機(jī)在不同頻率下的振動(dòng)特性,分析可能存在的問題,為石英板振動(dòng)成型壓機(jī)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供有益的參考借鑒。

        1 激振系統(tǒng)原理及理論分析

        石英板振動(dòng)成型壓機(jī)常采用并列的雙排電機(jī)同步對稱旋轉(zhuǎn),帶動(dòng)壓頭沿垂直方向高頻振動(dòng),以此對石英石原料進(jìn)行壓制成型。綜合石英板振動(dòng)成型壓機(jī)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和工作特性,具體以佛山科利得機(jī)械有限公司生產(chǎn)的某一款石英板振動(dòng)成型壓機(jī)樣機(jī)(圖1)為研究對象,建立如圖2所示的二自由度振動(dòng)成型壓機(jī)的動(dòng)力學(xué)模型。該模型假設(shè)石英板原料是彈性體,與氣缸的總剛度和總阻尼分別為k1,c1,底座下彈簧組的總剛度和總阻尼分別為k2,c2;將頂板及電機(jī)等歸類到上質(zhì)量塊m1,將石英板和底座歸類到下質(zhì)量塊m2;電機(jī)施加的周期作用力為F0sin(ωt),作用在質(zhì)量塊m1上。

        圖1 石英板振動(dòng)成型壓機(jī)

        圖2 振動(dòng)成型壓機(jī)的動(dòng)力學(xué)模型

        基于相關(guān)理論,建立振動(dòng)成型壓機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程為:

        其中:x1,x2分別為頂板及底座的瞬時(shí)位移,F(xiàn)0為激振力,ω為工作頻率,t為時(shí)間。

        根據(jù)上述動(dòng)力學(xué)數(shù)學(xué)模型,理論上可以求得系統(tǒng)無阻尼狀態(tài)下的一階固有頻率ω1和二階固有頻率ω2為:

        在實(shí)際應(yīng)用中采用上述數(shù)學(xué)模型求解系統(tǒng)固有頻率有一定困難,且誤差較大。這是因?yàn)榧僭O(shè)為彈性體的石英石原料的彈性系數(shù)隨著壓制時(shí)間不斷變化。在壓制初期,石英石原料處于較松散狀態(tài),故其彈性系數(shù)較小,且此時(shí)振幅在合理范圍內(nèi),壓機(jī)運(yùn)行平穩(wěn);當(dāng)壓制數(shù)秒后,石英石原料趨向于緊密的剛性體,其彈性系數(shù)迅速增大,振幅變小,導(dǎo)致激振力也同步變小。因此后期為了生產(chǎn)合格密度的石英板,往往會(huì)延長壓制時(shí)間,這不僅會(huì)犧牲加工效率,而且也加劇了設(shè)備的損耗。此外,由于激振力范圍較大且周而復(fù)始反復(fù)作用,所以壓機(jī)產(chǎn)品的頂板及底座必須要滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

        2 仿真分析

        考慮到振動(dòng)成型壓機(jī)結(jié)構(gòu)復(fù)雜,采用理論模型求解其動(dòng)力學(xué)特性,不僅難以獲得較為全面的分析結(jié)果,如無法確定應(yīng)力分布情況,而且誤差較大。為此,借助成熟的商業(yè)軟件SolidWorks和ANSYS模擬仿真壓機(jī)動(dòng)力學(xué)特性[6-7]。

        2.1 模型建立

        在SolidWorks中建立振動(dòng)成型壓機(jī)的三維實(shí)體模型,并將三維模型導(dǎo)入到ANSYS軟件中,如圖3所示。為了便于有限元分析計(jì)算,省去了原圖細(xì)小孔洞。振動(dòng)成型壓機(jī)的材質(zhì)為Q235,其彈性模量為2.06×1011Pa,泊松比為0.3,屈服強(qiáng)度為2.35×108Pa,正切模數(shù)為2.06×107Pa,如圖2所示。

        圖3 超真空振動(dòng)成型壓機(jī)實(shí)體模型

        為了獲得振動(dòng)成型壓機(jī)更為準(zhǔn)確的力學(xué)特性,在壓機(jī)底座下面布置36個(gè)彈簧,模擬壓機(jī)的實(shí)際支撐情況。每個(gè)彈簧的剛度為900 N∕mm。在壓機(jī)沖頭上面設(shè)置8個(gè)長方體用于模擬振動(dòng)電機(jī),其質(zhì)量等于振動(dòng)電機(jī)的質(zhì)量。由于振動(dòng)成型壓機(jī)的模型比較復(fù)雜,因此采用ANSYS軟件的自由網(wǎng)格劃分。為了獲得更為精準(zhǔn)的分析結(jié)果,需要對局部復(fù)雜結(jié)構(gòu)或重要結(jié)構(gòu)進(jìn)行細(xì)化,最終建立如圖4所示的有限元分析模型。圖中為了便于顯示電機(jī)及內(nèi)部結(jié)構(gòu)網(wǎng)格,隱藏了缸體部分結(jié)構(gòu)。在8個(gè)電機(jī)上面分別施加100 kN載荷,仿真分析壓機(jī)的應(yīng)力應(yīng)變情況,從而確定其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度情況,進(jìn)而校核結(jié)構(gòu)的薄弱環(huán)節(jié)。

        圖4 超真空振動(dòng)成型壓機(jī)有限元模型

        2.2 靜力學(xué)仿真分析

        經(jīng)有限元仿真軟件ANSYS計(jì)算后,得出壓機(jī)的Von Mises應(yīng)力分布情況。結(jié)果表明最大應(yīng)力為71.3 MPa,在底座肋板焊接處,如圖5所示,這主要是由于局部應(yīng)力集中引起的[8]。實(shí)際上,根據(jù)上述動(dòng)力學(xué)模型分析,底座和頂板沖頭部位結(jié)構(gòu)才是振動(dòng)成型壓機(jī)的關(guān)鍵部位,這兩處的應(yīng)力必須滿足強(qiáng)度要求,否則嚴(yán)重影響設(shè)備的使用壽命,甚至造成嚴(yán)重安全事故。圖6和圖7是仿真分析得出的底座和頂部沖頭部位結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分布情況。從圖中可以看出兩處結(jié)構(gòu)的最大應(yīng)力均小于4.1 MPa。底座最大應(yīng)力分布在底部結(jié)構(gòu)接近拐角處,而沖頭部位結(jié)構(gòu)的最大應(yīng)力分布在結(jié)構(gòu)上部接近中間區(qū)域,這些區(qū)域也是振動(dòng)成型壓機(jī)強(qiáng)度薄弱處,設(shè)計(jì)階段就需要計(jì)算分析校核。此外,由于底座下端由彈簧支撐,系統(tǒng)整體變形為自由變形,因此應(yīng)變分析不具有參考意義。

        圖5 壓機(jī)底部肋板處應(yīng)力分布情況

        圖6 壓機(jī)底座結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布情況

        圖7 壓機(jī)沖頭部位結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分布情況

        2.3 動(dòng)力學(xué)仿真分析

        采用上述有限元模型進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析,得出了系統(tǒng)的固有頻率如表1所示,各階振型如圖8所示。根據(jù)模態(tài)分析結(jié)果以及振動(dòng)成型壓機(jī)的使用情況看,應(yīng)該使激振力的振動(dòng)頻率避開8 Hz及55 Hz。

        表1 系統(tǒng)的前5階模態(tài)頻率

        圖8 振動(dòng)成型壓機(jī)前4階振型

        3 試驗(yàn)測試分析

        圖9 傳感器的布置位置

        圖10 10 Hz頻率工作時(shí)各測點(diǎn)頻譜圖

        為了進(jìn)一步確定振動(dòng)成型壓機(jī)的動(dòng)力學(xué)特性及可能存在的問題,采用加速度傳感器測量不同工作頻率下頂板和底座的振動(dòng)加速度,獲得關(guān)鍵部件的固有頻率。在壓機(jī)頂板不同位置布置了加速度傳感器,具體布置位置如圖9所示,首先測量10 Hz下各點(diǎn)的振動(dòng)加速度。圖10所示為工作頻率為10 Hz時(shí)測點(diǎn)1~4的頻譜圖。測點(diǎn)5~9的頻譜圖與測點(diǎn)4類似,其z向(垂直方向)和y向(水平方向)的振動(dòng)頻率都是工作頻率,因此限于文章篇幅限制未列出。而測點(diǎn)1~3只在z方向振動(dòng)頻率是工作頻率,其y向振動(dòng)出現(xiàn)異常,據(jù)此推斷底板的固有頻率可能為10 Hz。

        除了10 Hz,還測試分析了20 Hz、30 Hz、40 Hz時(shí)各測點(diǎn)的頻譜圖。測試結(jié)果表明當(dāng)工作頻率為20 Hz時(shí),主要振動(dòng)頻率為工作頻率,同時(shí)出現(xiàn)了工作頻率的倍數(shù),如圖11(a)所示,這符合正常工況。但是當(dāng)工作頻率為40 Hz時(shí),一些測點(diǎn)主要振動(dòng)頻率不是工作頻率,而是工作頻率的倍數(shù),且振動(dòng)更加強(qiáng)烈,尤其y向振動(dòng)很大,如圖11(b)所示,因此需要采取措施擬制y向振動(dòng)。

        圖11 測點(diǎn)6 z向頻譜圖

        此外,測試比較了10 Hz、20 Hz和30 Hz工作頻率下頂板和底座的動(dòng)力學(xué)特性。頂板測點(diǎn)1不變,在測點(diǎn)1垂直對應(yīng)的底座上布置傳感器作為測點(diǎn)1′。結(jié)果發(fā)現(xiàn)底座測點(diǎn)1′的z向振動(dòng)小于頂板測點(diǎn)1的z向振動(dòng),如圖12所示,說明頂板的振動(dòng)傳遞到底座后,振動(dòng)得到了衰減,符合正常的工況。但是當(dāng)工作頻率增大到30 Hz時(shí),底板測點(diǎn)1′的y向振動(dòng)明顯大于z向的振動(dòng),如圖13所示,這說明出現(xiàn)了異常。根據(jù)仿真結(jié)果可知該頻率未在固有頻率范圍內(nèi),因此分析這可能是由于兩排的電機(jī)不同步造成的。

        圖12 20 Hz工作頻率時(shí)z向頻譜圖

        圖13 30 Hz工作頻率時(shí)測點(diǎn)1′的頻譜圖

        4 結(jié)論

        (1)建立壓機(jī)的質(zhì)量—?jiǎng)偠取枘岬南到y(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型,得出系統(tǒng)無阻尼時(shí)的固有頻率,但是受石英石原料彈性系數(shù)性能變化影響,精確求解較為困難。

        (2)仿真分析了振動(dòng)成型壓機(jī)的應(yīng)力分布情況,結(jié)果表明由于應(yīng)力集中導(dǎo)致底座肋板焊接處的最大應(yīng)力達(dá)到71.3 MPa。但是關(guān)鍵的底座和頂部沖頭部位結(jié)構(gòu)的最大應(yīng)力均小于4.1 MPa。

        (3)仿真研究了振動(dòng)成型壓機(jī)的模態(tài)及對應(yīng)的頻率,結(jié)合振動(dòng)成型壓機(jī)實(shí)際的使用情況看,應(yīng)使激振力的振動(dòng)頻率避開8 Hz及55 Hz。

        (4)測試分析了振動(dòng)成型壓機(jī)的動(dòng)力學(xué)特性,分析得出在30 Hz頻率工作時(shí)兩排電機(jī)出現(xiàn)了不同步的問題,在40 Hz頻率工作時(shí)需要采取措施擬制y向大振動(dòng)。

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