范淑琴，趙升噸，李 旭，陳 超，馬小偉

（西安交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院 模具與先進(jìn)成形技術(shù)研究所，陜西 西安710049）

0 引言

傳統(tǒng)液壓機(jī)一般包括油泵及液壓缸傳動(dòng)系統(tǒng)，其主要缺點(diǎn)是速度低，快降及回程速度只有100～200mm/s。近些年來(lái)世界各主要工業(yè)發(fā)達(dá)國(guó)家都在努力提高液壓機(jī)的速度，以便提高生產(chǎn)率。提高液壓機(jī)的工作速度即縮短液壓機(jī)的一個(gè)工作循環(huán)時(shí)間，減少液壓機(jī)工作循環(huán)時(shí)間的關(guān)鍵是縮短其快速上行和下行的時(shí)間[1-2]。如快速鍛造液壓機(jī)，即采用交流伺服電機(jī)的液壓伺服壓力機(jī)，其速度已高達(dá)450mm/s。國(guó)外的一些高速小型液壓機(jī)每分鐘行程次數(shù)可達(dá)數(shù)百次以上[3-4]。

如圖1 所示為一種無(wú)油泵交流伺服電機(jī)直驅(qū)式新型液壓機(jī)，采用滾珠絲杠的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、交流伺服電機(jī)的伺服驅(qū)動(dòng)方式，把螺旋壓力機(jī)的飛輪傳動(dòng)理論應(yīng)用到液壓機(jī)中，實(shí)現(xiàn)滾珠絲杠旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)絲杠螺母高速下行運(yùn)動(dòng)，液壓機(jī)滑塊快速下行和回程均靠交流伺服電機(jī)直接驅(qū)動(dòng)滾珠絲杠完成； 使用主副復(fù)合增壓缸實(shí)現(xiàn)低速增力壓制，同時(shí)降低沖壓驅(qū)動(dòng)力；主缸體與滑塊一體，采用小活塞以及小活塞腔，在快速下行和上行時(shí)能迅速反應(yīng)充液和排液； 采用雙拉桿結(jié)構(gòu)與主缸體活動(dòng)連接實(shí)現(xiàn)柔性鍛壓及滑塊回程高速運(yùn)動(dòng)。該新型液壓機(jī)傳動(dòng)效率大大提高，滑塊定位精度高，快降及回程速度可達(dá)700mm/s，滿足低速鍛沖、高速空程的技術(shù)要求，實(shí)現(xiàn)了壓力機(jī)的工作特性柔性可調(diào)、節(jié)能降耗。

圖1 無(wú)油泵交流伺服直驅(qū)新型液壓機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)示意圖

本文針對(duì)該無(wú)油泵交流伺服電機(jī)直驅(qū)式液壓機(jī)，采用ANSYS 有限元軟件，首先對(duì)所設(shè)計(jì)的液壓機(jī)機(jī)身結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)核算和相關(guān)優(yōu)化分析，然后進(jìn)行了有限元靜力學(xué)優(yōu)化及動(dòng)態(tài)特性（模態(tài)）分析，根據(jù)分析結(jié)果對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行相應(yīng)的改進(jìn)。

1 無(wú)油泵交流伺服直驅(qū)新型液壓機(jī)機(jī)身結(jié)構(gòu)

機(jī)身是機(jī)床的重要組成部分，它不僅是壓力機(jī)主要零件的裝配基體，而且還要承受機(jī)器的全部工作載荷（某些下傳動(dòng)壓力機(jī)除外），機(jī)身承載能力和變形大小及其動(dòng)態(tài)性能將直接影響產(chǎn)品精度及模具使用壽命。壓力機(jī)常采用的機(jī)身結(jié)構(gòu)形式主要有開式和閉式兩大類。

本文的無(wú)油泵交流伺服直驅(qū)液壓機(jī)綜合考慮實(shí)際應(yīng)用及市場(chǎng)需求采用開式整體焊接機(jī)身，左右對(duì)稱結(jié)構(gòu)，其簡(jiǎn)化模型和機(jī)身結(jié)構(gòu)示意圖如圖2、圖3所示。

開式機(jī)身受力危險(xiǎn)截面分別是工作臺(tái)與喉口連接下圓角處的截面、喉口和上部圓角過渡的截面以及喉口中間截面處。通常上下圓角截面處最為危險(xiǎn)，在設(shè)計(jì)機(jī)身的過程中，考慮到圓角處應(yīng)力集中，必須設(shè)法增大喉口上下過渡圓角處的圓角半徑，降低應(yīng)力集中現(xiàn)象。機(jī)床在工作時(shí)，機(jī)身的變形量和重量在機(jī)器的總變形量和總重量中也占有很大比例，所以為提高整體剛度，應(yīng)設(shè)法提高機(jī)身剛度，并試圖減重，機(jī)身設(shè)計(jì)中要充分考慮如何合理設(shè)計(jì)截面，降低自重，提高剛度，使應(yīng)力分布更加合理。

本文所設(shè)計(jì)的新型液壓機(jī)主要技術(shù)參數(shù)如下：

公稱壓力 1600kN

工作精度 1mm

工作行程 12mm

滑塊行程次數(shù) 30min-1

滑塊行程 300mm

最大裝模高度 500mm

機(jī)身喉口深度 400mm

工作臺(tái)面尺寸 940mm×1500mm

工作臺(tái)中心孔直徑 200mm

本文以所建立的機(jī)身實(shí)體模型為分析對(duì)象，以ANSYS 有限元軟件為工具，對(duì)機(jī)身進(jìn)行了靜力分析和預(yù)應(yīng)力加載狀態(tài)下的模態(tài)分析，并根據(jù)分析結(jié)果對(duì)機(jī)身結(jié)構(gòu)進(jìn)行了多次改進(jìn)優(yōu)化，取最后一次改進(jìn)優(yōu)化前后模型模態(tài)分析結(jié)果進(jìn)行比較，說明模態(tài)分析在改進(jìn)機(jī)械結(jié)構(gòu)，使機(jī)械結(jié)構(gòu)具有更好的動(dòng)態(tài)特性中具有很大作用。

圖2 機(jī)身模型圖

圖3 機(jī)身結(jié)構(gòu)示意圖

2 機(jī)身結(jié)構(gòu)有限元分析

機(jī)身是由優(yōu)質(zhì)45# 鋼板焊接而成的空間板系結(jié)構(gòu)，所用材料參數(shù)為：彈性模量E=2.0×1011Pa，泊松比μ=0.3，密度ρ=7.85×103kg/m3，屈服強(qiáng)度355MPa。圖4為機(jī)身整體單元網(wǎng)格劃分情況，節(jié)點(diǎn)數(shù)68908 個(gè)，單元數(shù)25081 個(gè)。機(jī)身整體采用六面體網(wǎng)格劃分，在應(yīng)力和位移變化比較平緩的部分，主要采用100mm 的單元；對(duì)危險(xiǎn)截面，喉口部分及喉口上下圓角部分，考慮到應(yīng)力較大，單元?jiǎng)澐侄疾捎?0mm 大小的單元。

圖4 機(jī)身有限元單元?jiǎng)澐?/p>

2.1 機(jī)身靜力分析

有限元模擬所得機(jī)身等效應(yīng)力分布圖如圖5 所示，通過等效應(yīng)力云圖看到，機(jī)身等效應(yīng)力最大處位于柱塞與上板連接處，此處受到1600kN 壓力的反作用力，使上板產(chǎn)生應(yīng)力集中，應(yīng)力為141.9MPa。喉口上圓角處取點(diǎn)應(yīng)力為59.335MPa，下圓角為74.753MPa。由于喉口下圓角處圓角半徑較小，所以喉口最大應(yīng)力出現(xiàn)在機(jī)身喉口的下圓角處。

有限元模擬所得的機(jī)身總變形圖如圖6 所示，通過總變形云圖可以看到，最大變形出現(xiàn)在頂板處，此處由于頂板處有傳動(dòng)機(jī)構(gòu)支撐焊筒，支撐焊筒上作用有絲杠所要承受的172kN 的反作用力，是由于支撐焊筒、中間板及頂板之間的連接不夠所致。機(jī)身的最大應(yīng)力處變形為4.129mm，喉口上圓角取點(diǎn)處變形為1.5814mm。

圖5 機(jī)身等效應(yīng)力分布

圖6 機(jī)身總變形圖

對(duì)“ C”機(jī)身而言，垂直剛度和角剛度是影響機(jī)身精度的主要因素，垂直方向的變形可在一定程度上反映機(jī)身精度。機(jī)身垂直方向的變形即圖7 所示Z 軸方向的變形，最大變形為3.162mm。此變形量遠(yuǎn)大于機(jī)身精度所要求的變形量。

2.2 機(jī)身模態(tài)分析

在靜力分析的基礎(chǔ)上對(duì)機(jī)身進(jìn)行有預(yù)應(yīng)力的模態(tài)分析，以提取機(jī)身在沖壓階段應(yīng)力加載狀態(tài)下固有頻率和固有振型，防止機(jī)床在沖壓工作時(shí)由于振動(dòng)造成機(jī)床服役壽命變短、模具損壞嚴(yán)重、加工產(chǎn)品質(zhì)量低下等惡劣影響。表1即為改進(jìn)前機(jī)身的前10 階固有頻率，圖8 所示為改進(jìn)前機(jī)身10 階模態(tài)振型。

圖7 機(jī)身垂直方向變形

表1 改進(jìn)前機(jī)身10 階模態(tài)及固有頻率

圖8 改進(jìn)前機(jī)身10 階模態(tài)振型

下面對(duì)圖8 所示的機(jī)身改進(jìn)前十階模態(tài)振型的產(chǎn)生原因進(jìn)行分析，為后續(xù)采取相應(yīng)改進(jìn)措施提供依據(jù)，以使機(jī)身整體靜態(tài)性能和動(dòng)態(tài)特性最佳。

1 階振型（f=27.85Hz）（圖8a）為機(jī)身整體的左右一階擺動(dòng)，最大變形0.5248mm。

2 階振型（f=38.6Hz）（圖8b）為機(jī)身整體的前后一階彎曲，最大變形0.6495mm。

3 階振型（f=57.5Hz）（圖8c）為機(jī)身整體的左右一階扭轉(zhuǎn)，最大變形0.9267mm。

4 階振型（f=129.11Hz）（圖8d）為機(jī)身整體受力作用，各部分受拉壓應(yīng)力變形，機(jī)身后側(cè)頂部變形較大，最大變形3.304mm。

5 階振型（f=148.25Hz）（圖8e）為機(jī)身后部的左右扭曲擺動(dòng)，最大變形2.566mm。

6 階振型（f=148.51Hz）（圖8f）為機(jī)身整體受力作用，各部分受拉壓應(yīng)力變形，機(jī)身整體變形都較大，最大變形1.038mm。

7 階振型（f=157.07Hz）（圖8g）為機(jī)身整體受力作用，各部分受拉壓應(yīng)力變形，機(jī)身后部變形較大，最大變形2.438mm。

8 階振型（f=170.2Hz）（圖8h）為機(jī)身頭部前面板的局部變形，最大變形11.69mm。

9 階振型（f=178.36Hz）（圖8i）為機(jī)身整體的左右二階擺動(dòng)，最大變形3.984mm。

10 階振型（f=184.21Hz）（圖8j）為機(jī)身底部?jī)蛇B板的擺動(dòng)，屬局部變形，最大變形9.476mm。

3 機(jī)身結(jié)構(gòu)優(yōu)化

針對(duì)改進(jìn)前機(jī)身模型出現(xiàn)的問題，對(duì)機(jī)身頭部變形過大、機(jī)身后側(cè)板的振型過大等問題，在不影響機(jī)身工作要求的情況下，從結(jié)構(gòu)上進(jìn)行適當(dāng)改進(jìn)：將機(jī)身側(cè)板喉口后部前后方向尺寸變大，改進(jìn)機(jī)身上板的結(jié)構(gòu)，改進(jìn)機(jī)身頭部焊筒的結(jié)構(gòu)以及機(jī)身頭部的支撐結(jié)構(gòu)。

3.1 改進(jìn)后機(jī)身靜力分析

改進(jìn)后有限元模擬所得的機(jī)身等效應(yīng)力分布圖如圖9 所示，通過等效應(yīng)力云圖看到，喉口上圓角處取點(diǎn)應(yīng)力為66.6MPa，下圓角為63.1MPa，相比改進(jìn)前降低了15.6%。如圖10 所示，通過垂直方向變形云圖可以看到，改進(jìn)后的最大變形為1.284mm，降低了59.4%。

3.2 改進(jìn)后機(jī)身垂直剛度和角剛度

開式壓力機(jī)工作時(shí)將產(chǎn)生彈性變形。它有兩部分變形，即：使裝模高度產(chǎn)生改變的垂直變形和使滑塊運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生傾斜的角變形。這些變形特別是角變形的存在，將影響工件精度、模具壽命和加速滑塊導(dǎo)向部分的磨損。通過模擬機(jī)身的變形，可以計(jì)算出機(jī)身的垂直剛度和角剛度。

圖9 機(jī)身等效應(yīng)力分布

圖10 機(jī)身垂直方向變形

所謂垂直剛度是指壓力機(jī)的裝模高度產(chǎn)生單位垂直變形時(shí)，壓力機(jī)所承受的作用力，可用Ch表示，即

式中：P——壓力機(jī)承受的載荷，kN；

H——壓力機(jī)承受載荷P 時(shí)，使裝模高度產(chǎn)生改變的垂直變形，mm。

圖10 所示h=1.284mm，由式（1）可計(jì)算出本機(jī)的垂直剛度為1246kN/mm，大于1000kN/mm 的垂直剛度要求。

所謂角剛度是指壓力機(jī)滑塊相對(duì)于工作臺(tái)產(chǎn)生單位角變形時(shí)所承受的作用力，用Cα表示，即

式中：P——壓力機(jī)承受的載荷，kN；

α——壓力機(jī)承受載荷P 時(shí)，使滑塊產(chǎn)生傾斜的角變形，mrad。

機(jī)身總的角變形

式中：α1——機(jī)身頭部的角變形，mrad；

α2——工作臺(tái)面的角變形，mrad。

圖11、12 分別為機(jī)身頭部角變形曲線圖和工作臺(tái)面角變形曲線圖。

由式（2）、（3）及圖11、12，可得機(jī)身角變形如表2 所示，由表可以看出模擬計(jì)算所得的角剛度大于滿足機(jī)身精度要求的角剛度。

3.3 改進(jìn)后機(jī)身模態(tài)分析

改進(jìn)后機(jī)身10 階模態(tài)振型示意圖如圖13 所示。

4 改進(jìn)前后機(jī)身性能對(duì)比分析

將改進(jìn)前后機(jī)身10 階模態(tài)對(duì)應(yīng)的10 階固有頻率對(duì)比分析，如表3 所示，改進(jìn)結(jié)構(gòu)后機(jī)身的模態(tài)固有頻率有一定的提高，最高約9.2%。改進(jìn)后機(jī)身各階振型的振幅都有大幅下降，特別是第二階振型反映液壓機(jī)工作時(shí)機(jī)身的上下振幅，最能代表液壓機(jī)的工作精度，其改進(jìn)后最大值為0.4221mm，相比改進(jìn)前降低了35%。以上說明了改進(jìn)后機(jī)身模型的動(dòng)態(tài)性能相比原機(jī)身模型得到了改善。

圖11 機(jī)身頭部角變形曲線

圖12 工作臺(tái)面角變形曲線

該壓力機(jī)工進(jìn)時(shí)電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為533.1r/min，快進(jìn)與回程時(shí)的轉(zhuǎn)速分別為4341r/min、3937.5r/min。因此電動(dòng)機(jī)的工作頻率為8.885Hz、72.35Hz、65.625Hz，壓力機(jī)滑塊行程次數(shù)為30min-1，故壓力機(jī)的工作頻率為0.5Hz，從表3 可以看到液壓機(jī)的工作頻率和液壓機(jī)工作時(shí)電機(jī)的頻率均比機(jī)身各階固有頻率低的多，不會(huì)對(duì)機(jī)身的性能造成明顯影響。而快進(jìn)與回程時(shí)，電機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的頻率為72.35Hz、65.625Hz，在機(jī)身三、四階頻率之間，但實(shí)際上由于與三、四階頻率均相距較遠(yuǎn)，因此也可以認(rèn)為它不會(huì)對(duì)機(jī)身造成明顯影響。

表2 機(jī)身角變形

圖13 改進(jìn)后機(jī)身10 階模態(tài)振型

表3 改進(jìn)前后機(jī)身10 階模態(tài)及固有頻率

對(duì)機(jī)架的固有頻率及對(duì)應(yīng)的固有振型分析還發(fā)現(xiàn)：

（1）機(jī)架整體的剛度和質(zhì)量分布較為均衡，無(wú)明顯的薄弱部位和過剩部位，這有利于機(jī)架的動(dòng)力性能；

（2）機(jī)身最小固有頻率大于20Hz，小于20Hz 為次聲波，處于次聲波環(huán)境中的人極易疲勞。因而該機(jī)身不會(huì)產(chǎn)生次聲波污染。

5 結(jié)論

本文采用ANSYS 有限元軟件對(duì)初步設(shè)計(jì)的無(wú)油泵交流伺服直驅(qū)液壓機(jī)機(jī)身結(jié)構(gòu)進(jìn)行了有限元靜力分析和模態(tài)分析，根據(jù)有限元分析結(jié)果提出了該新型液壓機(jī)機(jī)身結(jié)構(gòu)的改進(jìn)措施，對(duì)改進(jìn)后的液壓機(jī)機(jī)身結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，結(jié)果表明：改進(jìn)后的機(jī)身機(jī)械結(jié)構(gòu)靜態(tài)性能和動(dòng)態(tài)性能均得到了改善，滿足液壓機(jī)的設(shè)計(jì)要求。

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