ZS-THP29-6300液压机机身的有限元模态分析

韩文佳，毕大森，2，3，李森，刘玉民

(1.天津理工大学材料科学与工程学院，天津 300384;2.天津市电工铜质线材企业重点实验室，天津 300384; 3.天津市精密级进模具成形技术工程中心，天津 300384;4.天津市天锻压力机有限公司，天津 300242)

ZS-THP29-6300液压机机身的有限元模态分析

韩文佳1，毕大森1，2，3，李森4，刘玉民4

(1.天津理工大学材料科学与工程学院，天津 300384;2.天津市电工铜质线材企业重点实验室，天津 300384; 3.天津市精密级进模具成形技术工程中心，天津 300384;4.天津市天锻压力机有限公司，天津 300242)

模态分析是一种用于研究结构动力特性的现代分析方法。结构的振动特性决定了结构对动载荷力的响应情况，因此液压机的模态分析成为液压机整机设计的核心之一。通过对ZS-THP29-6300汽车纵梁液压机的模态分析，得出液压机-模具耦合结构在工作状态下的固有频率和振型，为液压机整机设计提供结构动力特性的参考。通过对模型的有限元分析，得出了ZS-THP29-6300汽车纵梁液压机在工作情况下，不会产生共振，但处于次声波范围内，应注意防护噪音污染。

纵梁;液压机;模态分析;有限元分析;ANSYS Workbench

0 前言

ZS-THP29-6300汽车纵梁液压机主要用于大型汽车纵梁的压制成型、冲裁、落料工艺，也可从事其他塑性材料的压制、弯曲、成型等工艺。在一个工作循环下，滑块会经过快速下行、慢速加压、保压等多个过程，动力源则为液压系统的高压泵，随着压力泵的不断变化，液压机机身会受到剧烈振动，影响到合模精度及制品质量，严重时甚至会影响液压机机身和液压缸的使用寿命，导致机身突发性破坏［1］。为了保证液压机的质量及生产制品的精度要求，有必要在保证液压机自身刚度、强度的前提下考虑液压机的振动情况，对液压机的模态进行分析。

1 ZS-THP29-6300汽车纵梁液压机简介

ZS-THP29-6300汽车纵梁液压机的机身结构采取拉杆预紧组合框架，由上横梁、两套左右立柱、滑块和下横梁及液压主缸及回程缸组成，通过大小八根拉紧螺栓预紧形成封闭的受力框架，承受压机的全部工作载荷，并保证整个加工过程中液压机的机身刚度、精度。汽车纵梁液压机如图1所示。上横梁上分布着6个主油缸，主工作油缸为柱塞式结构，活塞杆通过螺栓与滑块相连。两侧布有回程缸，同时也起到调平滑块的作用，当滑块两端高度差0.003 mm时，由系统调节回程缸调平滑块。滑块导向采用布置在八条立柱外侧的可调斜楔式直角平面导轨，导轨面积大，间隙小，导向长度高，抗偏载能力强，精度保持性好。下横梁内设有液压垫，用于拉伸工艺时的工件压边。该液压机总高为13 200 mm，地面以上高度为9 500 mm。其工作台有效面积为12 500 mm×2 000 mm，滑块有效尺寸为12 500 mm×1 600 mm。

图1 ZS-THP29-6300汽车纵梁液压机实物图Fig.1ZS-THP29-6300 carling hydraulic press

2 建立有限元模型

2.1 模态分析理论

ANSYS WORKBENCH模态分析具有非常广泛的实用价值。模态分析是线性分析，在分析过程中，假设材料是线弹性的，不考虑塑性阶段，使用小挠度理论，但并不包括非线性特性，并且忽略阻尼和激励。模态分析是计算结构振动特性的数值模拟技术，结构振动特性包括固有频率和振型，它可以帮助设计人员确定结构的固有频率和振型，从而使结构设计避免共振，并指导工程师预测结构在不同载荷作用下的振动形式［2］。

无阻尼模态分析是经典的特征值问题，动力学问题的运动方程为

结构的自由振动为简谐振动，即位移为正弦函数

整理得

2.2 液压机整机三维建模

利用SolidWorks建立ZS-THP29-6300液压机机身部件，包括上横梁、滑块、移动工作台、支柱、下横梁、拉杆、液压垫;液压部件，包括液压缸、缓冲缸、回程平衡缸。将可能影响压机模态的各部件按照实际设计图进行结构建模，但考虑到液压机机身属大型复杂结构，结构复杂细节多，为保证网格划分获得较均匀网格形式，对液压机各部件局部区域进行了合理简化，如略去了一些小圆角、倒角、油道孔、螺栓孔、装配吊耳、销钉孔、起吊孔等。

2.3 单元类型定义、定义接触刚度、网格划分、加载条件

液压机主机机身的材料为Q235-A，预紧拉杆为45#缸，6个主工作缸、回程缸、液压垫缓冲缸的缸体为35#锻钢件。

液压机耦合模型系统中存在着摩擦接触，如滑块与导轨接触面、油缸与上横梁抬肩接触面及上、下横梁和立柱的接触面等。需要对其设定接触刚度，赋予摩擦系数或固定约束。依据工作实际情况需要分别对各结构间接合面设置接触，其中需要设置为绑定接触和摩擦接触两种，对在加载期间不会产生分离的接触面，如滑块与回程缸支架接触面、连接体与柱塞之间接触面需要设置绑定约束，在加载工作期间可能会产生分离的接触面，如上下加热板与砧子之间设定为摩擦接触。模型中共有19个接触，其中包括4个绑定约束和15个摩擦约束，摩擦系数为0.05。

采用Solid 45八节点四面体对其划分单元。自动网格划分，划分的网格节点数为215627个，网格数114912个。

根据液压机实际安装条件，通过地脚螺栓与地面进行固定连接。因此，在液压机底部的地脚螺栓处添加fix support设定X、Y、Z 3个方向的自由度约束为0。根据液压机受力情况，主工作缸对上横梁和滑块的作用力1.05×107N，另外对拉杆施加预紧力，以1.1倍公称力施加拉杆预紧力，大小拉杆受力分别为5.9×106N和4.2×106N。

2.4 求解器的选择及计算范围

ANSYS有四种求解器进行求解:Modal (ANSYS求解器)、Modal(ABAQUS)(Beta)、Modal (NASTRAN)(Beta)、Modal(Samcef求解器)、其中Modal(ANSYS求解器)最常用，对于复杂多自由度模型，且需提取多阶模型时，Modal(ANSYS求解器)速度快，因此选用ANSYS求解器［3］。

结构动态分析中各阶模态所占权重不同，该阶频率与权重因子的倒数成正比，频率越高，其权重越小，故结构动态性能可由低阶频率决定，在低阶频段中，机身易与外界激励耦合产生共振，所以低阶频率是模态分析的重点，根据模态分析频率范围至少要为分析频率2倍的原则，确定在0～1 000 Hz范围内提取结构前十阶模态［4］。

3 液压机模态分析及结果

ZS-THP29-6300汽车纵梁液压机前十阶固有频率如表1所示。通过有限元计算，可知液压机的模态分析在前3阶都属于低频区，在这些区域内，液压机固有频率最易与工作频率耦合，发生共振现象，严重情况下还会影响液压机寿命、精度。低频区对液压机的影响比高频区严重，因此需要注意避免工作频率与固有频率的重合［5］。后7阶属于次声波区域，可以看出液压机会产生噪音污染，因此需要加装防噪音设备控制液压机噪音在规定范围内。

表1 机身的固有频率Tab.1Natural frequencies of the frame

3.2 振型分析

各阶振型如图2所示，放大倍数在5.2×103～2.1×104范围内，图中X、Y方向为水平两向，Z方向为机身竖直方向。

图2 机身的各阶振型Fig.2Amplitudes of the frame

1阶振型中，机身发生水平方向Y向的弯曲倾斜摆动，振幅由下至上逐渐增加，最大位移处出现在液压机顶部两侧的回程缸、回程梁上，变形为0.07 mm。在改振型下若发生共振现象，会使压机一侧的立柱导轨导向装置受压，另一侧则出现间隙，这样会使一侧导轨摩擦加大，影响导轨寿命，并间接影响制品精度。

2阶振型中，机身绕Z轴方向逆时针往复扭转，振幅自下而上、自中间向两边增大，两侧回程缸处最大。在2阶振型中，上横梁、立柱和螺栓等结构的扭矩将会增加，上横梁和立柱之间螺栓的剪力也将增加，容易使螺栓疲劳，发生失效。

3阶振型中，机身发生水平方向X向的弯曲倾斜摆动，振幅由下至上逐渐增加，最大位移处出现在液压机顶部两侧的回程缸、回程梁上，变形为0.073 mm，危害与1阶振型相似。

4阶振型中，立柱向中间部位弯曲，导轨受力增大，摩擦随之增大。回程拉杆与滑块接触部位剪切力大。液压机机身整体沿Z轴上下往复运动。地脚螺钉受拉力较大，容易发生断裂危险。

5阶振型中，机身发生水平方向Y向的弯曲倾斜摆动，与1阶振型方向相反，呈现“S”型，机身中间部位变形最大，最大变形发生在立柱处，会影响导轨精度，拉杆与预紧螺母的剪切力增大。

6阶振型中，机身绕Z轴往复弯曲扭转，两侧同时向Y向弯曲。立柱呈“C”型弯曲，且两组立柱方向相反，最大变形处在外侧立柱上。在6阶振型中，主油缸容易摆动，影响油缸的寿命。

7阶振型中，机身绕Z轴方向顺时针往复扭转，振幅又机身中部向两边增大，滑块处变形最大，为0.09 mm。在7阶振型中，外侧立柱易于上横梁开裂，滑块由于扭转偏载，对合模精度造成影响。

8阶振型中，机身发生竖直方向的弯曲倾斜摆动，呈现“C”型。立柱和地脚螺钉均一侧受拉，一侧受压。8阶振型中，导轨导向装置受到影响，同时地脚螺钉受拉力，容易发生断裂危险。

9阶振型中，机身发生水平方向X向的弯曲倾斜摆动，机身部分振幅均布，回程缸处振幅急剧增大。在9阶振型中，危害主要出现在回程缸处，回程缸缸体摆动，影响回程缸的寿命，同时回程缸还起到调平的作用，因此也会影响到调平系统。

10阶振型中，机身中部的两个立柱发生变形，呈现“C”型，振幅最大为0.167 mm。液压机其余部分振幅很小。在10阶振型中，中部两个立柱导轨导向装置一侧受压，另一侧则出现间隙，影响导轨寿命，并间接影响制品精度。

4 结束语

通过以上耦合模型的振动频率及振型分析可以得出以下结论:

(1)机身的10阶振型中，中均出现了前后、上下和左右方向(X、Y、Z轴向)的摆动，这会造成机架导轨形位误差增大，导轨运动副磨损增大，液压缸寿命降低，造成产品质量下降。同时，还使机架受到附加弯、扭矩作用，降低压机结构的可靠性。地脚螺钉受拉力的作用，容易发生断裂的危险。因此，在结构设计时要考虑增加局部刚度和阻尼抑制振动。

(2)机身的最小固有频率为5.261 8 Hz，远高于液压机的工作频率，工作过程中不会产生共振。机身的各个振型中无局部振型，质量、刚度分布较均衡合理，无明显薄弱部分。最大振幅在0.042～0.167 mm。因此可判断机身、动态参数设计合理。

(3)机身的后7阶固有频率在47～78 Hz，处于为次声波波段，长期处于这种环境中，人容易产生疲劳，因此，使用时建议添加轮班换岗，减少噪声对人体的影响。

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Finite element modal analysis of ZS-THP29-6300 carling hydraulic press

HAN Wen-jia1，BI Da-sen1，2，3，LI Sen4，LIU Yu-min4
(1.School of Materials Science and Engineering Tianjin University of Technology，Tianjin 300384，China; 2.Key Laboratory of Display Materials＆Photoelectric Devices(Tianjin University of Technology)，Ministry of Education，Tianjin 300384，China;3.Tianjin Engineering Research Center of Manufacturing Technology For Precise Die＆Mold，Tianjin 300384，China;4.Tianjin Tianduan Press Ltd.，Tianjin 300242，China)

Modal analysis is a kind of modern analysis method of structure dynamic characteristics.Vibration characteristics of structure decide the response of dynamic load force，modal analysis of hydraulic press is the core of the whole hydraulic structure dynamic design.Through modal analysis of the ZS-THP29-6300 carling hydraulic press，the inherent frequency and vibration model of the hydraulic press-die coupling structure under working condition were got，it provides the reference of structural dynamic characteristics for design of hydraulic press.Through finite element analysis of the ZS-THP29-6300 hydraulic press model，it is concluded that the minimum natural frequency of the frame is 5.2618 Hz in working condition，and it won't produce resonance，but in the range of infrasonic wave，so it should be pay attention to protect the possible noise pollution.

carling;hydraulic press;finite element analysis;modal analysis;ANSYS workbench

TG315.4+3

A

1001-196X(2014)06-0044-05

2014-06-18;

2014-07-09

天津市科技支撑计划项目(13ZCZDGX01300);天津市科技支撑计划项目(13ZCZDGX01600)

韩文佳(1989-)，男，天津理工大学材料科学与工程学院在读硕士研究生，研究方向:液压机主机有限元分析、设计。