王維

(一汽模具制造有限公司，吉林長春 130013)

0 引言

近年來汽車市場競爭愈發(fā)激烈，汽車更新?lián)Q代的速度也隨之加快，傳統(tǒng)的單一大批量剛性生產(chǎn)方法正逐漸被多種類、自動化的生產(chǎn)模式所代替，與此同時，有效地控制生產(chǎn)和勞動成本也成為各汽車制造廠提高企業(yè)競爭力的關鍵，在此背景下，多車型共線生產(chǎn)的高柔性化、模塊化的自動化焊裝生產(chǎn)線得到各汽車企業(yè)的廣泛應用。

翻轉(zhuǎn)螺柱焊夾具作為自動化柔性焊裝生產(chǎn)線中的大型運動類非標設備，在白車身焊接生產(chǎn)當中，其穩(wěn)定性對于汽車白車身各零部件裝配精度起到至關重要的作用，因此對于其結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定性研究顯得尤為重要。

本文以翻轉(zhuǎn)螺柱焊夾具為研究對象，利用ANSYS Workbench對其整機靜力學分析、模態(tài)分析、瞬態(tài)動力學分析驗證其結(jié)構(gòu)強度的合理性，證明其滿足工作要求。

1 靜態(tài)特性分析

1.1 翻轉(zhuǎn)螺柱焊夾具整機結(jié)構(gòu)

翻轉(zhuǎn)螺柱焊夾具整機三維實體模型是建立整個有限元分析模型的基礎，根據(jù)工藝要求建立整機三維模型，整機由定位夾緊機構(gòu)、翻轉(zhuǎn)機構(gòu)、基座3個部分組成，如圖1所示。

圖1 整機三維模型

圖1中的基座起支撐作用;定位夾緊機構(gòu)起定位夾緊產(chǎn)品的作用;翻轉(zhuǎn)機構(gòu)使定位夾緊機構(gòu)旋轉(zhuǎn)，以完成抓件后旋轉(zhuǎn)的功能。

1.2 有限元模型建立

整機的靜態(tài)特性分析包括靜強度和靜剛度分析，首先對整機模型進行簡化，將定位夾緊機構(gòu)進行簡化并設置為剛體，同時將轉(zhuǎn)轂也設置為剛體。設置完成后將各部分結(jié)構(gòu)賦予材料，材料屬性見表1。

表1 材料屬性

網(wǎng)格劃分是有限元分析的基礎，網(wǎng)格劃分的質(zhì)量直接影響分析結(jié)果的準確度，采用六面體單元和四面體單元對模型進行網(wǎng)格劃分，共劃分了945 338個節(jié)點、355 180個單元。網(wǎng)格模型如圖2所示。

圖2 網(wǎng)格模型

按照實際工況對整機進行載荷施加與約束，將基座的地腳施加“Fixed Support”約束，定位夾緊機構(gòu)以及轉(zhuǎn)轂與整機連接的結(jié)合面處施加“Fixed”約束，翻轉(zhuǎn)機構(gòu)與基座之間連接的轉(zhuǎn)軸同樣施加“Fixed”約束，各方鋼焊接處采用“Bonded”約束?？紤]自重，施加“Standard Earth Gravity”，方向為正方向，將產(chǎn)品數(shù)模簡化成質(zhì)量點均勻分布在整機上，至此，靜態(tài)特性分析的有限元模型已經(jīng)建立完成。

1.3 求解與結(jié)果分析

利用ANSYS Workbench靜力學求解模塊對整機有限元模型進行求解，得到整機的應力云圖和位移云圖如圖3和圖4所示。

圖3 整機應力云圖

圖4 整機位移云圖

由圖3整機應力云圖可知，整機應力最大位置出現(xiàn)在基座的方鋼上，應力值為36.1 MPa，回轉(zhuǎn)軸是承受應力較大的位置，故提取回轉(zhuǎn)軸處應力，應力值為15.8 MPa，兩處材料均為Q235A，材料屈服強度為235 MPa，考慮到整機在實際工況下旋轉(zhuǎn)頻次較高，安全系數(shù)要取大一點，文中安全系數(shù)取2，所以Q235A材料的許用安全應力為：

(1)

由計算結(jié)果顯示，應力值遠小于許用應力，故靜態(tài)工況下整機強度滿足使用要求。

由圖4整機位移云圖可知，整機位移最大位置出現(xiàn)在翻轉(zhuǎn)機構(gòu)的邊緣柱，最大位移量為0.49 mm，同樣提取回轉(zhuǎn)軸處位移值為0.46 mm，偏移量較小，故靜態(tài)工況下整機剛度滿足使用要求。

2 動態(tài)特性分析

2.1 模態(tài)分析理論

模態(tài)分析主要用于確定結(jié)構(gòu)和機械零部件的振動特性即結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型。當系統(tǒng)不受外部激振力的作用時，此時系統(tǒng)處于自由振動狀態(tài)，在計算求解結(jié)構(gòu)固有頻率和主振型時，阻尼系統(tǒng)對結(jié)構(gòu)影響很小，因此其動力學方程為：

(2)

結(jié)構(gòu)的自振位移函數(shù)為：

=sin()

(3)

由此可求得自振頻率為：

(4)

由于整機結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)轂中電機激勵會對結(jié)構(gòu)產(chǎn)生影響，有必要對整機進行模態(tài)分析，避免產(chǎn)生共振，影響整機的使用壽命。

2.2 模態(tài)分析結(jié)果分析

利用靜力學分析的有限元模型對整機進行模態(tài)分析,提取整機前6階固有頻率和振型，計算結(jié)果見表2。由于篇幅限制，只提取出整機第1、3、6階的模態(tài)分析振形云圖，如圖5所示。由分析結(jié)果可知，整機固有頻率在8.5～35.5 Hz，電機一般工作轉(zhuǎn)速在3 000 r/min，所以工作頻率為50 Hz，工作頻率與整機固有頻率沒有重合，故不會發(fā)生共振現(xiàn)象。

表2 整機前6階固有頻率 單位:Hz

圖5 整機振型云圖

2.3 瞬態(tài)動力學分析理論

瞬態(tài)動力學分析又稱時間歷程分析，主要用于分析結(jié)構(gòu)在時間變化載荷作用下產(chǎn)生的動態(tài)響應。輸出數(shù)據(jù)為隨時間變化的應力、應變等。瞬態(tài)動力學分析主要應用于車架、橋梁或者經(jīng)常承受振動等設備上。瞬態(tài)動力學分析包括線性與非線性兩種分析類型。區(qū)別于靜態(tài)動力學分析，瞬態(tài)動力學分析時將隨時間變化的載荷、慣性以及阻尼等因素加入分析當中。所以，在解決結(jié)構(gòu)瞬態(tài)響應問題時，僅需添加合適的約束條件和載荷，就能夠在很大程度上模擬結(jié)構(gòu)在實際工作條件下的性能，進而得出零件各部分的應力狀態(tài)、應變等數(shù)值。

瞬態(tài)動力學方程為：

(5)

由瞬態(tài)動力學模型可知，瞬態(tài)動力學在給定時間內(nèi)，考慮了慣性及阻尼對結(jié)構(gòu)動力學性能的影響。

2.4 瞬態(tài)動力學結(jié)果分析

對整機進行瞬態(tài)動力學分析時，首先對有限元模型進行設置，在靜力學所用的有限元模型基礎上對邊界條件和載荷進行修改。將回轉(zhuǎn)軸“Fixed”約束更改為“Revolute”，在回轉(zhuǎn)軸處施加“Rotational Velocity”動載荷，速度為0.62 rad/s，設置時間為1 s，計算翻轉(zhuǎn)機構(gòu)旋轉(zhuǎn)作用下基座的應力值與變形量。

提取基座出現(xiàn)最大應力時的應力云圖和最大位移量的位移云圖，如圖6和圖7所示。由圖6可知，在0.255 s時，基座出現(xiàn)最大應力，應力值為44.2 MPa，遠小于許用安全應力117.5 MPa;由圖7可知，在0.255 s時，基座出現(xiàn)最大位移，位移值為0.56 mm，變形量較小，由此可知，在動載荷作用下，基座的強度和剛度均滿足使用要求。

圖6 基座應力云圖

圖7 基座位移云圖

3 結(jié)論

基于ANSYS Workbench對翻轉(zhuǎn)螺柱焊夾具進行靜動力學分析得到以下結(jié)論：

(1)通過對整機的靜態(tài)特性進行分析，得到了整機的應力云圖和位移云圖。結(jié)果表明，整機在靜態(tài)工況下應力與變形量較小，滿足使用需求，并發(fā)現(xiàn)應力峰值出現(xiàn)在基座方鋼處。

(2)通過對整機的模態(tài)分析得到了整機前6階固有頻率和振型，發(fā)現(xiàn)電機的激勵頻率與整機固有頻率不重合，不會發(fā)生共振現(xiàn)象。

(3)在靜力學分析的基礎上對整機進行瞬態(tài)動力學分析，得出基座的應力與位移，分析得出基座在翻轉(zhuǎn)機構(gòu)運動狀態(tài)下其強度和剛度均滿足使用需求。