压力机机身振动特性的模态分析

压力机机身是一个弹性系统,在一定条件下会 产生激振力,引起振动。若机身作强迫振动时所受 不锈钢冲压件外界激励的频率接近于系统频率,则振动的振幅可 能达到非常大的值,从而发生共振,共振会严重影 响生产加工的正常进行。 压力机的负荷往往是短期高峰负荷,对机器及 周围环境产生冲击作用,会产生结构振动噪声和空 气动力性噪声[ 1 ] 。随着压力机工作速度的不断提 高,振动和噪声问题愈来愈引起人们的关注。所 以,其动态性能和振动问题的分析也愈来愈重要。 因此,在进行结构设计时,还必须考虑到各种动态 因素的影响,对结构进行详细的动力分析[ 2 ] ,以达 到抗振、安全、可靠的目的。机身是压力机中最为 关键的受力构件。要保证压力机的正常工作,在保 证机床床身有足够的静强度和刚度的同时,还必须 要考虑工作时压力机的振动情况[ 3 ] 。 采用有限元分析软件ANSYS可以对机身进行 模态分析[ 4 ] 。它通过确定多自由度系统的固有频 率、固有振型、模态质量、模态刚度和模态阻尼比等 模态参数,可以预测工况下的振动情况,便于找出 过大的振动、过高的噪声等一些不正常的响应。通 2010年2月噪　声　与　振　动　控　制第1期　11 过模态分析可以找出有害振型和危险区域的节点 位置[ 5 ] ,由此指导改进系统的局部结构,改善其动 态特性,使之满足动态强度和刚度的要求。 1　不锈钢冲压件压力机机身的模态分析 模态固有频率和各阶振型解法大致可分为矢 量迭代法和相似变换法。本文采用的是Lanczos 法,它是一种基于矢量迭代的递归算法,其算法简 单、运算速度快、精度高,对病态矩阵反应较好,特 别适用于大型对称特征值求解问题[ 6 ] 。本文以 JG21—250压力机的机身为例进行模态分析,分析 过程主要包括建立模型、加载求解、扩展模态和观 察结果四个步骤。

1. 1　机身建模及导入ANSYS (1) 压力机机身属于大型复杂结构件,结构细 节多,形状变化大。因而在建模前需对机身进行一 些合理的简化[ 7 ] 。本文根据机身结构的形式及受 力特点,略去了一些尺寸较小不作为主要承力部件 以及明显不会影响床身整体强度及刚度的部位,如 略去了机身上一些螺栓孔和销钉孔。在这个过程 中关键是既要对分析对象进行合理简化以便于计 算,又要确保原始分析对象的主要结构力学性能不 发生变化。 (2) 本文中采用UG NX5. 0建模,然后将建模 所生成的3 . p rt文件转换为Parasolid格式文件导入 到ANSYS中(如图1所示) 。由于UG采用的是Pa2 rasolid内核,因此转换过程比较方便,相比之下数据 不易丢失。也可以模型转换为IGES格式或CATIA 格式等,但可能会造成数据丢失,且生成的转换文 件较大。 1. 2　有限元单元类型的选取 在选择单元时,不但要全面反映结构的力学特 性,同时也应尽可能选择简单的单元以节约计算 时间。 常用的三维实体结构单元有SOL ID45 ( 8 节 点) , SOL ID92 ( 10 节点) , 不锈钢冲压件SOL ID95 ( 20 节点) 和 SOL ID186 (20 节点)等。本文采用的是四面体八节 点线性单元SOL ID45,四面体单元有很好的曲线边 界适应性,对边界形状复杂实体应用起来非常方 便。SOL ID45单元每个节点有三个移动自由度,同 时指定单元边长,其位移函数是线性的、单元应力 和应变是常数[ 8 ] 。可以得到比较均匀的单元,也可 节省计算时间。 1. 3　实体网格划分 网格划分原则总的来说应视应力分布梯度而 图1　( a, b)导入ANSYS的压力机模型 Fig. 1 ( a, b)Model imported into ANSYS 定,应力梯度小的区域粗划分,而梯度大的区域细 划分。为提高计算精度可适当增加网格数量,但超 出一定限度则无明显效果,且会增加计算量。当结 构形状不规则、应力分布或变形很复杂时,可以选 用高阶单元,但高阶单元的节点数较多,运算量增 大[ 9 ] 。因此, 在划分时应综合考虑计算精度和 时间。 本文采用ANSYS提供的强大的智能网格划分 工具“Smart Size”来划分网格,使用Smart Size有利 于网格的生成。当划分等级为7 级时,共划分出 14 788个节点, 43 839 个单元;若采用6 级细分,则 大约会划分出19 279个节点, 59 888个单元。划分 网格后如图2所示。 1. 4　施加约束条件 施加约束时应注意:要有充分的约束,保证刚 度矩阵非奇异以获得位移的确定解; 没有多余的、 会增加计算刚度以致使计算结果失真的约束;所施 加的边界条件必须符合实际工况; 力求简单直观, 便于计算分析[ 10 ] 。 压力机机身振动特性的模态分析 图2　采用“Smart Size”智能网格划分 工具划分7级精度图格 Fig. 2 Using smart2mesh tool (“smart size”) to divide seven p recision Ertu_ 本文中压力机机身是通过地脚螺栓与地面进 行固定连接的,且设有防扭设施,故其下板面的各 个节点在X、Y、Z方向上的位移为零。在ANSYS分 析中,首先约束了底脚上的四个安装孔,然后将与 地面接触的底脚施予了全约束。最后将施加的约 束全部转移到了节点上,这是因为在有限元分析中 是假设所有力作用在节点上,以此来建立单元刚度 矩阵,并利用边界条件和平衡条件来求解计算等效 节点力和等效节点位移的。施加约束后如图3 所示。 图3　在压力机机身底脚上施加全约束 Fig. 3 1. 5　求解分析 对所设定的各参数进行检查后,保存数据库, 便可开始求解。若没有获得结果,往往原因在于求 解输入的模型不完全或存在错误,如约束不够、模 型中存在缝隙、材料性质参数有负值等。 1. 6　模态设置 在结构的动态分析中,低阶模态特性基本决定 了产品的动态性能。这主要是因为低阶频率段较 容易与外界条件耦合以及结构件的低阶振型造成 的影响较高阶振型严重,所以本文中只计算其前5 阶频率。 1. 7　不锈钢冲压件扩展模态 所谓的扩展模态就是将振型写入结果文件,如 果想在后处理中观察到振型,就必须先进行模态扩 展[ 11 ] 。可根据具体需要进行设置以便于查看应力 或应变的分布结果。 1. 8　结果与分析 分析得出的机身前5阶固有频率,如表1所示。 由表格可见其频率范围约为30. 102—156. 97 Hz。 机身的第一阶振型(如图4所示)主要表现为 机身上部绕X轴的摆动,在应变云图上体现为机身 上部呈橙色、局部为红色区域(颜色由蓝色→绿色 →红色的变化代表了应变位移的逐渐增大) ;而机 身底座部分绝大部分呈蓝色基本没有变形。这种 上、下摆动幅度的不一致,易引起冲头冲压中心线 的左、右倾斜,滑块中心线与工作台面不垂直,从而 影响加工质量和模具寿命。 表1　机身的各阶固有频率/Hz Tab. 1 The list of the fuselageps na tura l frequenc ies 阶次固有频率/Hz 第1阶30. 102 第2阶64. 074 第3阶76. 419 第4阶123. 51 第5阶156. 97 图4　机身的第1阶形变振型 Fig. 4 The first2order vibration mode of the fuselage 机身的第二阶振型(如图5所示)主要表现为 机身的侧板和上半部分因受到弯矩作用而绕Y轴 摆动,红色危险区域集中分布在机身的前侧顶端。 2010年2月噪　声　与　振　动　控　制第1期　13 这种变形从直观上看使得机身的封闭高度处于变 化之中,容易导致角变形,且容易引发共振。 图5　机身的第2阶形变振型 Fig. 5 不锈钢冲压件The second2order vibration mode of the fuselage 机身的第三阶振型(如图6所示)主要表现为 底座基本不变形,而上部侧板绕Z轴方向发生了扭 振,为红色危险区域。这种变形将导致冲压过程中 冲头中心位置不定,而且会对传动曲轴产生剪切或 弯曲破坏作用,甚至达到疲劳极限发生折断。 机身的第四阶振型(如图7所示)主要表现为 图6　机身的第3阶形变振型 Fig. 机身的底座有很小的变形、上部有微小的左右摆 动,红色危险区域表现为上部后侧的局部相对摆 动。这种变形会造成一定程度的冲压中心线与工 作台面不垂直,影响加工精度和模具的使用寿命。 机身的第五阶振型(如图8所示)主要表现为 机身的大部分没有变形,红色危险区域表现为机身 图8　机身的第5阶形变振型 Fig. 8 The fifth2order vibration mode of the fuselage 两侧板后翼的较大摆幅的局部振动。值得注意的 是后翼的较大幅度摆动会对电机的安装位置造成 影响,进而影响传动的精确性和稳定性[ 12 ] 。第五阶 以上属于高阶振动,振幅很小,可以不考虑其影响。 综合上述可见机身的各阶振动主要表现为绕X 轴摆动、绕Y轴摆动、绕Z 轴扭振和局部振动,具体 的各阶振型位移值(mm)见表2。 表2　机身振型位移值(mm) 振型 阶次 第1阶 振型 第2阶 振型 第3阶 振型 第4阶 振型 第5阶 振型 机身振 型位移 /mm 14. 171 16. 514 19. 206 21. 848 69. 152 2　结　语 压力机机身要具有与使用环境相适应的动力 学特性。如果其动力学特性不能与其使用环境相 适应而发生结构模态与激励频率耦合,轻则会使机 床产生共振,严重时会使整个机床发生抖振,噪声 过大,局部产生疲劳破坏等[ 13 ] 。机身振动特性取决 于其振型和固有频率,通过对振动特性进行研究, 可以总结得出在机身设计和压力机运行过程中以 及分析方法方面应注意的问题。 压力机机身振动特性的模态分析 (1) 在机身设计方面应注意: ① 结构振型应 尽量光滑、尽量避免有结构突变,如尽量采用圆角 过渡而避免尖角,适当增大过渡圆角半径等; ② 尽 量保证对压力机工作精度影响最大的方向上的振 幅较小(可在薄弱环节处增设加强肋) 、低阶固有频 率较高。③ 垂直变形以及角变形,尤其是角变形将 影响工件精度、加快模具磨损(目前国标规定角变 形小于2′为A级) ,因此,在机身设计时,应考虑使 结构有足够的刚度裕度。 (2) 在实际的工作运行过程中,应使机身模态 频率尽可能远离使用环境下的实际激振频率[ 14 ] 。 具体讲: ① 机身的低阶固有频率应避开压力机的工 作频率,如本文压力机滑块行程次数约为35 次/ min,则压力机工作频率约为0. 583 3 Hz。②机身弹 性模态固有频率应避开电机的工作频率,如本文电 机转速约为125 - 1 250 r/min,则电机工作频率为 2. 08 - 20. 83 Hz。实际当中,机身固有频率一般要 远远大于压力机的工作频率,因此,改善机身动态 性能也就是要尽量提高其固有频率。③ 从分析所 得图谱中可以看出,高阶固有频率的振型要比低阶 的对机身产生的振动影响大,如本文中第一阶固有 频率为30. 102 Hz,所对应的振型位移为14. 171 mm,而随着固有频率的增高与之相对应的振型位移 逐渐变大,到第五阶固有频率( 156. 97 Hz)时,与之 对应的振型位移增大到了69. 152 mm。可见,固有 频率越高其振动越剧烈,对结构影响也越大,因此 应尽量避免外界载荷频率过高以免与高阶振型的 固有频率发生藕合,造成严重影响。 (3) 在分析方法方面: 采用ANSYS进行有限 元分析的过程中,建模的合理与否、单元类型的选 取和网格的划分以及约束和边界条件的施加是影 响最终计算精度的重要原因。所以,在进行分析计 算时,应该严格遵循一些普遍原则并根据具体问题 做出合理的方法改进,从而降低计算误差、更好的 逼近真实结果。