高速压力机模态分析与试验研究

2013-08-08詹俊勇仲太生江苏扬力集团有限公司

锻造与冲压 2013年16期

文/詹俊勇，仲太生・江苏扬力集团有限公司

高速压力机模态分析与试验研究

文/詹俊勇，仲太生・江苏扬力集团有限公司

随着压力机工作速度的不断提高，其动态性能和振动问题的分析愈来愈重要。在进行结构设计时，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，以达到抗振、安全、可靠的目的。如果机床动力学特性不能与其使用环境相适应，即结构模态与激励频率涡合会使机床产生共振，严重时会使整个机床发生抖振、机床噪声过大，局部发生疲劳破坏等。本文以250kN开式高速压力机机身为分析模型，对其动态特性进行了分析,并对样机进行了动态测试，进一步验证了计算结果，为高速压力机结构的合理设计，提供了依据。

结构模态分析理论

根据振动理论，多自由度系统以某个固有频率振动时所呈现出的振动形态称为模态，此时系统各点位移存在一定的比例关系，称固有振型。不论何种阻尼情况，机械结构上各点对外力的响应都可以表示成由固有频率、阻尼比和振型等模态参数组成的各阶振型的叠加。模态分析的核心内容是确定描述结构系统动态特性的参数。

高速压力机的有限元模型的建立

本文对高速压力机进行模态分析采用的有限元软件为Simulation2009，其与SolidWorks无缝集成，由于SolidWorks功能强大，操作简便，大大提高了模型建立与处理的效率。

机体模型的基本假设

高速压力机在工作过程中工作状态非常复杂，静、动态特性取决于多方面的因素，因此必须对其真实模型作以下2方面假设:

(1)机体的材料认为是各向同性材料，密度分布均匀，并且为完全弹性体。

(2)假定位移和变形都是微小的。

有限元模型的简化

本文研究的高速压力机是一种采用铸件的浇铸、螺栓连接等方式建立起来的空间实体结构，主要对压力机的床身、底座和工作台进行分析，其中床身和底座之间是以8个螺栓连接，机身和工作台之间是以4个螺栓连接。对于以实际设计生产所用的实体模型，在网格划分之前需要进行简化，这样可以减少工作量，提高计算效率，同时又不失精度和准确度。根据圣维南原理，模型的局部细小变化改动并不影响模型总的分析结果，因此对总的实体模型作如下简化：

（1）部分离应力集中区域较远的圆弧过渡简化为直角，工艺上需要的倒角、吊孔等都不考虑，这样可以减少在这些区域上网格划分的数量，提高计算速度。

（2）压力机上有些构件，如：凸台、销孔、轴承座、吊环孔、线路孔等，仅是为满足功能要求而设置的，对于结构的强度没有很大影响的，可以忽略。

简化后的高速压力机模型如图1所示。

图1 高速压力机有限元模型

高速压力机结合部的处理

(1)螺栓结合部等效动力学模型。在进行模拟分析的时候Simulation2009提供一种“销钉“的约束单元，程序通过使圆柱面成为刚性圆柱面，然后通过杆以指定的轴向刚度和旋转刚度（弹簧）将圆柱面连接起来，从而模拟销钉。面的相对轴向运动取决于在接合处产生的轴心力及指定的轴向刚度。同样，相对旋转取决于在接合处产生的力矩及指定的旋转刚度。

在结构模态分析的时候，以销钉约束单元可以很方便的代替传统的在螺栓联接处用一系列的线性弹簧—阻尼单元模拟的方法。

(2)螺栓结合部等效动力学参数的确定。确定了螺栓结合部等效动力学模型后，还需要确定其等效动力学模型中各个自由度轴向刚度和旋转刚度（弹簧）的等效动力学参数。螺栓联接是机床结构中典型的联接方式，因此备受研究者重视，并已取得很多研究成果。在螺栓结合部的研究过程中，总结出一些在一定条件下结合部的计算公式和经验系数，可以利用这些计算公式和数据，直接计算出结合部的等效动力学参数。

计算法确定螺栓结合部等效动力学参数的过程包括:

1）结合部的特性受很多因素的影响，根据结合部的面积大小、结合状态、受力方向和压力分布情况等，确定结合部在哪些方向上用等效弹簧来代替；

2）详细计算结合部接触面上的比压。结合部接触面上的压力主要来自零部件的自重、紧固力和冲压力，分别计算这些力对结合部的压力大小，然后相加求得结合部接触面上的比压；

3）根据结合部接触面上的比压大小及其他结合条件，从通用数据中查出结合部垂直方向上单位接触面积的等效弹簧刚度，在剪切方向上单位接触面积上的等效弹簧刚度；

4）在每个结合点所代替的面积上进行积分，求得该结合弹簧刚度系数。

高速压力机的模态分析

在Simulation软件中按照上文的方法建立高速压力机的有限元模型，在机身和底座之间建立螺栓单元，设定好螺栓结合部的等效动力学参数，在底座的地脚螺栓处加以固定约束，进行约束模态分析。

表1列出了高速压力机在约束状态下的前6阶固有频率及相应的振型。

从上面的表格数据和振型图中（图2、3、4、5、6、7）可以看出:

（1）高速压力机的1阶固有频率为54.41Hz，而机床的最高工作频率为20Hz，高速压力机主要部件和的整机固有频率避开了机床的工作频率，不会发生共振。

（2）高速压力机第2阶振型都是沿y轴方向的弯曲，容易使滑块的中心线和工作台面不垂直，容易引起打击中心左右错位，影响滑块和模具的使用寿命和工件的加工精度。

表1 高速压力机的固有频率与振型

高速压力机样机振动测试

高速压力机工作过程中的冲击激励是一种瞬态激励，是最常用的一种激励方法，它尤其适应于中小型和低阻尼结构的激励，其能量较大且容易控制。针对本课题试验研究对象，利用高速压力机工作过程中冲击激励进行激振试验，获得各测量点上的响应信号，通过傅氏变换得到横梁的各阶固有频率。试验框图如图8所示，各测点加速度响应信号及频谱见图9、10、11、12。

图2 第1阶振型图

图3 第2阶振型图

图4 第3阶振型图

图5 第4阶振型图

图6 第5阶振型图

图7 第6阶振型图

测试过程中主要关心的是对机床角刚度和加工精度影响较大的Y与Z方向的振型，将传感器布置在Y与Z方向。传感器1位于机身正面，测试机床Z方向振动频率，传感器2位于下模板中前部，传感器3位于下模板中右部，测试机床Y方向振动频率，启动压力机打击模具，通过仪器采集数据。

图8 试验框图

图9 传感器布置示意图

通过对采集的信号进行处理，得到整机的模态频率。表2列出了整机的试验模态频率和有限元模态分析的固有频率。

比较试验和仿真结果，理论计算的固有频率值与试验分析结果有较好的对应关系，误差在5%之内，表明理论分析结果基本上反映了高速压力机的动力特性，所建立的有限元模型能够准确地模拟实际结构的动态特性。

图10 测点1加速度响应信号与频谱

图11 测点2加速度响应信号与频谱

图12 测点3加速度响应信号与频谱

表2 整机试验与有限元分析的模态频率比较

研究结果

建立了高速压力机的有限元模型，根据高速压力机的结构特点，对压力机模型进行了简化，定义螺栓结合部等效动力学模型，并对其动力学参数进行了识别；采用有限元法，运用Simulation软件计算高速压力机的固有频率以及相应的振型，根据分析结果可知，高速压力机主要部件和的整机固有频率避开了机床的工作频率，第2阶振型容易使得滑块的中心线和工作台面不垂直，容易引起打击中心左右错位，影响滑块和模具的使用寿命和工件的加工精度，可以作为下一步优化的目标；将试验结果与有限元分析结果相比较，误差在10%之内，验证了结合部建模的方法可行性，同时确认高速压力机建模的正确性。