基于虛擬樣機技術的打包機舉升機構(gòu)剛?cè)狁詈夏Ｐ偷恼駝臃治?/h1>
2018-05-11 00:53:38李佐偉楊亞楠
重型機械 2018年2期
李佐偉，楊亞楠
(天津工業(yè)大學 天津市光電檢測技術與系統(tǒng)重點實驗室，天津 300000)
0 前言
打包機舉升機構(gòu)在工業(yè)生產(chǎn)中大量應用，可以提高工業(yè)生產(chǎn)的效率并保證生產(chǎn)現(xiàn)場的操作安全，大大加速了我國鋼管行業(yè)的發(fā)展。對機構(gòu)運動平穩(wěn)性的研究是其設計以及優(yōu)化的重要內(nèi)容，若實際生產(chǎn)中設備受到激振力的頻率與系統(tǒng)的固有頻率較為接近時，設備就會產(chǎn)生共振，這會對打包機舉升機構(gòu)末端執(zhí)行器件的位置精度形成一定的誤差。本文在對打包機舉升機構(gòu)進行剛?cè)狁詈辖Ｒ约胺抡孢\行的前提下，對其進行模態(tài)以及受迫振動分析，測得其模態(tài)以及頻率響應的相關數(shù)據(jù)，為打包機舉升機構(gòu)的設計及優(yōu)化提供了重要的參考依據(jù)[1]。
1 打包機舉升機構(gòu)簡介
打包機舉升機構(gòu)主要由缸1、活塞桿2、支撐梁4、 鏈輪6 、支撐梁7等部件組成，如圖1所示?；钊麠U2收縮帶動連桿3向右擺動，連桿3、5與支撐梁4共同組成平行四邊形機構(gòu)，隨著連桿3的擺動，支撐梁向上升起，在鏈輪6的作用下帶動支撐梁運動到指定位置[2]。
圖1 打包機舉升機構(gòu)簡圖
2 振動模型的建立
在Soildworks中完成打包機舉升機構(gòu)的建模并導入到Adams中后，給各個驅(qū)動關節(jié)添加運動副，模擬打包機舉升機構(gòu)現(xiàn)場運行工況，進行打包機舉升機構(gòu)的仿真運行。而在Adams中所建立的模型各構(gòu)件均為剛性體，其在仿真運動過程中并不會產(chǎn)生彈性變形，但在打包機舉升機構(gòu)實際運行情況下，設備必然會在運動過程中產(chǎn)生一定的變形，而且一些重要部件的變形會對機構(gòu)的整體精度產(chǎn)生不可忽略的影響，打包機舉升機構(gòu)的支撐梁4是和傳動連桿相連且與打包機舉升機構(gòu)的運動末端位置直接相關的部件，支撐梁4在運行時產(chǎn)生的振動變形是需要著重分析的影響因素。所以在振動分析前需要將支撐梁4建立為柔性體，Adams中柔性體的建立需要借助于有限元分析軟件Ansys來完成[3]。
2.1 剛?cè)峄旌夏Ｐ偷慕?/h3>
將Soildworks中的支撐梁4零部件導入到Ansys中，要分析支撐梁4的振動變形，需要對其進行柔性體建模。
(1)將Soidworks中的支撐梁4模型保存為.x_t格式的文件，打開Ansys軟件，在工具欄中依次選擇file-import-para，成功導入支撐梁4模型，并將該模型改為實體模型。
(2)對導入的支撐梁4模型進行單元類型定義、材料選擇以及網(wǎng)格劃分等操作。定義單元類型為Brick 8 node 185；按照45鋼的材料參數(shù)定義模型，彈性模量定義為202 GPa，泊松比為0.3，密度設置為7 860 kg/m3；劃分網(wǎng)格方式為自動劃分，smart size設置為6。
(3)建立模型的剛性區(qū)域，在Preprocessor中選擇coupling ceqn-rigid region，再選擇interface node，選擇支撐梁4的底面上的點，使其作為與剛性部件的接觸面，并選擇附近的點進行連接。輸出到Adams中生成MNF文件，在Adams中進行以下操作：在支撐梁4處右擊選擇Make Mlexble-import-MNF File-Browse，選擇已生成的MNF文件，將原支撐梁4替換為柔性體文件，則得到了如圖2所示的打包機舉升機構(gòu)剛?cè)峄旌夏Ｐ蚚4]。
圖2 打包機舉升機構(gòu)剛?cè)峄旌夏?/p>
2.2 振動模型的建立
利用Adams的Vibration模塊建立打包機舉升機構(gòu)的振動模型，Vibration模塊為Adams的嵌入式模塊，需要在Adams-tools-Plugin-manager中調(diào)用出該模塊進行使用。需要為振動模型建立輸入輸出通道。選擇vibration-build-input channel-new，選擇支撐梁4的質(zhì)心Marker點，在其y方向上添加幅值與相位角皆為0的頻域激振力，則輸入通道建立完畢。選擇vibration-build-output channel-new，分別在其x、y方向上建立支撐梁4位移的輸出通道[5]。
3 振動分析
3.1 模態(tài)分析
在進行受迫振動分析之前，要先對機構(gòu)進行模態(tài)分析，計算出機構(gòu)的各階固有頻率以及相應主振型。在Adams的Vibration模塊中，分析其自由振動，在建立好輸入輸出通道后，應對其進行振動分析，點擊vibration-Test-vibration analysis，選擇Assembly，分別選擇輸入通道為Input_Channel_1，輸出通道為Output_Channel_1、Output_Channel_2，再設置其振動頻率為0.1-1000HZ，點擊OK。在Adams的后處理模塊Postprecessor中得到系統(tǒng)的模態(tài)分布，如圖3所示。
圖3 系統(tǒng)的模態(tài)分布
在Admas后處理程序的追蹤功能得到機構(gòu)的固有頻率參數(shù)圖表，該系統(tǒng)共有18階振動模態(tài)，由于振動過程各個鉸鏈副存在一定的阻尼，所以振動模態(tài)呈現(xiàn)的是復數(shù)狀態(tài)，如圖4所示。
圖4 系統(tǒng)的特征值與固有頻率
由圖中可以讀出各級固有頻率和相應的阻尼比，以及各個特征根對應的實部與虛部，1-2階模態(tài)為臨界阻尼狀態(tài)，3-16階為欠阻尼狀態(tài)。其中實部表示打包機舉升機構(gòu)動作過程的穩(wěn)定性，當實部為正值時，系統(tǒng)處于穩(wěn)定狀態(tài)，當實部為負值時，系統(tǒng)的運動是不穩(wěn)定的，由以上分析以及圖4中信息可知，系統(tǒng)基本處于穩(wěn)定狀態(tài)[6]。
3.2 受迫振動分析
3.2.1 振動微分方程及其解
自由振動是一個理想狀態(tài)，實際中由于阻尼的存在，自由振動會不斷地減弱到不再振動，但打包機舉升機構(gòu)運行過程中必然存在著不同的激勵信號，使得系統(tǒng)持續(xù)的振動即受迫振動。此時可以為機構(gòu)的振動系統(tǒng)添加一個激勵信號Fs=F0sinωt，其中，F(xiàn)0為激振力的負值；ω為激振力的頻率，此信號用來模擬工況下系統(tǒng)的實際振動情況，并計算系統(tǒng)頻率對于振幅和相位的響應。由激振力信號可知物體的運動方程為
(1)
式中，m為系統(tǒng)質(zhì)量，kg；c為阻尼系數(shù)，N·s/m；K為剛度系數(shù)，N/m。
將激勵函數(shù)用復指數(shù)法求解，將F0sinωt替換為復指數(shù)函數(shù)F0ejωt，則式(1)可以改寫為 (2)
則復頻率響應函數(shù)H(ω)可寫為
(3)
由式(3)可知，系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)受迫振動的響應函數(shù)僅與固有頻率、阻尼、質(zhì)量有關，初始條件不影響系統(tǒng)的振動特性，為進一步研究系統(tǒng)的振動提供了理論依據(jù)，即按照系統(tǒng)實際運行狀況，為其添加具有一定大小和振動頻率的激振力，觀察其幅值以及相位的動態(tài)特性[7,8]。
3.2.2 模態(tài)參與因子分析
系統(tǒng)在x、y方向上都會產(chǎn)生一定的振動，但其在y方向上的振動對機構(gòu)的影響更大，而且不同的系統(tǒng)模態(tài)對于系統(tǒng)振動的影響也不同，模態(tài)參與因子定量地反應了不同的固有頻率對于系統(tǒng)振動的影響程度。圖5為不同的模態(tài)在系統(tǒng)y方向輸出通道的參與因子圖，由圖中可以看出第4階模態(tài)的參與因子最大，其值為0.0026，即對系統(tǒng)y方向的振動輸出影響最大。在圖4可知系統(tǒng)第4階模態(tài)的固有頻率為29.18 Hz，因此為減小系統(tǒng)在運行時產(chǎn)生的共振，在對打包機舉升機構(gòu)進行優(yōu)化設計時，應考慮避開系統(tǒng)29.18 Hz頻率。
3.2.3 頻率響應分析
在支撐梁4上添加y方向上的激振力信號：Fs=1000 sinωt，選取ω為0.1～1000，圖6、圖7分別為支撐梁4在x、y方向上的頻率響應幅值和頻率響應相位。系統(tǒng)的頻率響應幅值在x、y兩方向上有著不同的變化。y方向的響應幅值在0～20 Hz之間幅值變化幅度較小，運行比較平穩(wěn)，在28～30 Hz之間幅值趨于0，之后隨著幅值隨著頻率的增大而逐漸增大。x方向的幅值響應與y方向的幅值響應基本相同，但在1.5～2.5 Hz之間有一定地突變，產(chǎn)生了較大的幅值，隨后與y方向的幅值變化趨勢基本一致。由以上分析可得，根據(jù)x、y方向上的幅值變化，為使系統(tǒng)的運行更為平穩(wěn)，打包機舉升機構(gòu)的系統(tǒng)頻率應保持在0～30 Hz之間，但應避開1.5～2.5 Hz這個范圍。
x、y方向上的頻率響應相位變化基本保持一致，在0～30 Hz之間，兩方向的相位變化和0持平；在30～1000 Hz之間相位增加到-179，隨后波動較小。但x方向頻率在1.7～2.2 Hz之間突變到179。由分析可知，為使系統(tǒng)保持穩(wěn)定運行，應改進打包機舉升機構(gòu)結(jié)構(gòu)使得系統(tǒng)固有頻率在0～30 Hz之間，但應避開頻率出現(xiàn)在1.7～2.2 Hz這個范圍內(nèi)。
圖5 模態(tài)參與因子圖
圖6 支撐梁4在x和y方向頻率響應幅值
圖7 支撐梁4在x和y方向頻率響應相位
4 結(jié)束語
本文在虛擬樣機分析軟件Adams的嵌入式模塊Vibration中進行了打包機舉升機構(gòu)的振動分析，首先利用有限元分析軟件Ansys進行了支撐梁柔性體的建立，并和Adams聯(lián)合建立了打包機舉升機構(gòu)的剛?cè)峄旌夏Ｐ?，對其進行了自由振動和受迫振動分析，得到系統(tǒng)固有頻率、系統(tǒng)模態(tài)參與因子以及頻率響應相位和幅值等圖像。然后，由分析得出，在系統(tǒng)的18階模態(tài)中第4階模態(tài)對系統(tǒng)振動的影響最大，應考慮避開系統(tǒng)29.18 Hz這個頻率。最后在系統(tǒng)的頻率響應相位和響應幅值圖像中可以總結(jié)出，除了有個別突變現(xiàn)象外，系統(tǒng)的振動頻率在0-30 Hz之間時，系統(tǒng)的運行較為平穩(wěn)。這些數(shù)據(jù)為打包機舉升機構(gòu)的進一步改進設計提供了理論參考。
參考文獻:
[1] 肖艷軍,于大海,張曉光,等. 基于ADAMS的排土機底盤振動分析與結(jié)構(gòu)改進[J]. 礦山機械,2013,41(08):42-45.
[2] 宋新環(huán),張玉華,任星,等.鋼管打包機移料機構(gòu)設計及仿真分析[J].重型機械,2016,(03):71-74.
[3] 武利霞. 新型二沖程微型擺式內(nèi)燃機的振動特性分析與仿真[D].呼和浩特：內(nèi)蒙古工業(yè)大學,2007.
[4] 劉繼忠,祝順風,葉艷輝. 基于ADAMS的旋轉(zhuǎn)電弧傳感器的振動分析[J]. 電焊機,2015,45(07):9-12.
[5] 鄭帥,柴曉艷,劉錫軍,等. 基于ADAMS/Vibration的鋼管自動輸送機構(gòu)的振動分析[J]. 重型機械,2016(01):65-69.
[6] 張玉寶,毛海東. 基于ADAMS/Vibration的立式輥磨機粉磨裝置的振動分析[J]. 煤礦機械,2017,38(04):37-40.
[7] 賈啟芬,劉習軍. 機械結(jié)構(gòu)與振動[M]. 天津：天津大學出版社，2007：21-27.
[8] 趙武云，史增錄，戴飛，等.ADAMS2013基礎與應用實例教程[M]. 北京：清華大學出版社，2015.
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0 前言
打包機舉升機構(gòu)在工業(yè)生產(chǎn)中大量應用，可以提高工業(yè)生產(chǎn)的效率并保證生產(chǎn)現(xiàn)場的操作安全，大大加速了我國鋼管行業(yè)的發(fā)展。對機構(gòu)運動平穩(wěn)性的研究是其設計以及優(yōu)化的重要內(nèi)容，若實際生產(chǎn)中設備受到激振力的頻率與系統(tǒng)的固有頻率較為接近時，設備就會產(chǎn)生共振，這會對打包機舉升機構(gòu)末端執(zhí)行器件的位置精度形成一定的誤差。本文在對打包機舉升機構(gòu)進行剛?cè)狁詈辖Ｒ约胺抡孢\行的前提下，對其進行模態(tài)以及受迫振動分析，測得其模態(tài)以及頻率響應的相關數(shù)據(jù)，為打包機舉升機構(gòu)的設計及優(yōu)化提供了重要的參考依據(jù)[1]。
1 打包機舉升機構(gòu)簡介
打包機舉升機構(gòu)主要由缸1、活塞桿2、支撐梁4、 鏈輪6 、支撐梁7等部件組成，如圖1所示?；钊麠U2收縮帶動連桿3向右擺動，連桿3、5與支撐梁4共同組成平行四邊形機構(gòu)，隨著連桿3的擺動，支撐梁向上升起，在鏈輪6的作用下帶動支撐梁運動到指定位置[2]。
圖1 打包機舉升機構(gòu)簡圖
2 振動模型的建立
在Soildworks中完成打包機舉升機構(gòu)的建模并導入到Adams中后，給各個驅(qū)動關節(jié)添加運動副，模擬打包機舉升機構(gòu)現(xiàn)場運行工況，進行打包機舉升機構(gòu)的仿真運行。而在Adams中所建立的模型各構(gòu)件均為剛性體，其在仿真運動過程中并不會產(chǎn)生彈性變形，但在打包機舉升機構(gòu)實際運行情況下，設備必然會在運動過程中產(chǎn)生一定的變形，而且一些重要部件的變形會對機構(gòu)的整體精度產(chǎn)生不可忽略的影響，打包機舉升機構(gòu)的支撐梁4是和傳動連桿相連且與打包機舉升機構(gòu)的運動末端位置直接相關的部件，支撐梁4在運行時產(chǎn)生的振動變形是需要著重分析的影響因素。所以在振動分析前需要將支撐梁4建立為柔性體，Adams中柔性體的建立需要借助于有限元分析軟件Ansys來完成[3]。
2.1 剛?cè)峄旌夏Ｐ偷慕?/h3>
將Soildworks中的支撐梁4零部件導入到Ansys中，要分析支撐梁4的振動變形，需要對其進行柔性體建模。
(1)將Soidworks中的支撐梁4模型保存為.x_t格式的文件，打開Ansys軟件，在工具欄中依次選擇file-import-para，成功導入支撐梁4模型，并將該模型改為實體模型。
(2)對導入的支撐梁4模型進行單元類型定義、材料選擇以及網(wǎng)格劃分等操作。定義單元類型為Brick 8 node 185；按照45鋼的材料參數(shù)定義模型，彈性模量定義為202 GPa，泊松比為0.3，密度設置為7 860 kg/m3；劃分網(wǎng)格方式為自動劃分，smart size設置為6。
(3)建立模型的剛性區(qū)域，在Preprocessor中選擇coupling ceqn-rigid region，再選擇interface node，選擇支撐梁4的底面上的點，使其作為與剛性部件的接觸面，并選擇附近的點進行連接。輸出到Adams中生成MNF文件，在Adams中進行以下操作：在支撐梁4處右擊選擇Make Mlexble-import-MNF File-Browse，選擇已生成的MNF文件，將原支撐梁4替換為柔性體文件，則得到了如圖2所示的打包機舉升機構(gòu)剛?cè)峄旌夏Ｐ蚚4]。
圖2 打包機舉升機構(gòu)剛?cè)峄旌夏?/p>
2.2 振動模型的建立
利用Adams的Vibration模塊建立打包機舉升機構(gòu)的振動模型，Vibration模塊為Adams的嵌入式模塊，需要在Adams-tools-Plugin-manager中調(diào)用出該模塊進行使用。需要為振動模型建立輸入輸出通道。選擇vibration-build-input channel-new，選擇支撐梁4的質(zhì)心Marker點，在其y方向上添加幅值與相位角皆為0的頻域激振力，則輸入通道建立完畢。選擇vibration-build-output channel-new，分別在其x、y方向上建立支撐梁4位移的輸出通道[5]。
3 振動分析
3.1 模態(tài)分析
在進行受迫振動分析之前，要先對機構(gòu)進行模態(tài)分析，計算出機構(gòu)的各階固有頻率以及相應主振型。在Adams的Vibration模塊中，分析其自由振動，在建立好輸入輸出通道后，應對其進行振動分析，點擊vibration-Test-vibration analysis，選擇Assembly，分別選擇輸入通道為Input_Channel_1，輸出通道為Output_Channel_1、Output_Channel_2，再設置其振動頻率為0.1-1000HZ，點擊OK。在Adams的后處理模塊Postprecessor中得到系統(tǒng)的模態(tài)分布，如圖3所示。
圖3 系統(tǒng)的模態(tài)分布
在Admas后處理程序的追蹤功能得到機構(gòu)的固有頻率參數(shù)圖表，該系統(tǒng)共有18階振動模態(tài)，由于振動過程各個鉸鏈副存在一定的阻尼，所以振動模態(tài)呈現(xiàn)的是復數(shù)狀態(tài)，如圖4所示。
圖4 系統(tǒng)的特征值與固有頻率
由圖中可以讀出各級固有頻率和相應的阻尼比，以及各個特征根對應的實部與虛部，1-2階模態(tài)為臨界阻尼狀態(tài)，3-16階為欠阻尼狀態(tài)。其中實部表示打包機舉升機構(gòu)動作過程的穩(wěn)定性，當實部為正值時，系統(tǒng)處于穩(wěn)定狀態(tài)，當實部為負值時，系統(tǒng)的運動是不穩(wěn)定的，由以上分析以及圖4中信息可知，系統(tǒng)基本處于穩(wěn)定狀態(tài)[6]。
3.2 受迫振動分析
3.2.1 振動微分方程及其解
自由振動是一個理想狀態(tài)，實際中由于阻尼的存在，自由振動會不斷地減弱到不再振動，但打包機舉升機構(gòu)運行過程中必然存在著不同的激勵信號，使得系統(tǒng)持續(xù)的振動即受迫振動。此時可以為機構(gòu)的振動系統(tǒng)添加一個激勵信號Fs=F0sinωt，其中，F(xiàn)0為激振力的負值；ω為激振力的頻率，此信號用來模擬工況下系統(tǒng)的實際振動情況，并計算系統(tǒng)頻率對于振幅和相位的響應。由激振力信號可知物體的運動方程為
(1)
式中，m為系統(tǒng)質(zhì)量，kg；c為阻尼系數(shù)，N·s/m；K為剛度系數(shù)，N/m。
將激勵函數(shù)用復指數(shù)法求解，將F0sinωt替換為復指數(shù)函數(shù)F0ejωt，則式(1)可以改寫為 (2)
則復頻率響應函數(shù)H(ω)可寫為
(3)
由式(3)可知，系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)受迫振動的響應函數(shù)僅與固有頻率、阻尼、質(zhì)量有關，初始條件不影響系統(tǒng)的振動特性，為進一步研究系統(tǒng)的振動提供了理論依據(jù)，即按照系統(tǒng)實際運行狀況，為其添加具有一定大小和振動頻率的激振力，觀察其幅值以及相位的動態(tài)特性[7,8]。
3.2.2 模態(tài)參與因子分析
系統(tǒng)在x、y方向上都會產(chǎn)生一定的振動，但其在y方向上的振動對機構(gòu)的影響更大，而且不同的系統(tǒng)模態(tài)對于系統(tǒng)振動的影響也不同，模態(tài)參與因子定量地反應了不同的固有頻率對于系統(tǒng)振動的影響程度。圖5為不同的模態(tài)在系統(tǒng)y方向輸出通道的參與因子圖，由圖中可以看出第4階模態(tài)的參與因子最大，其值為0.0026，即對系統(tǒng)y方向的振動輸出影響最大。在圖4可知系統(tǒng)第4階模態(tài)的固有頻率為29.18 Hz，因此為減小系統(tǒng)在運行時產(chǎn)生的共振，在對打包機舉升機構(gòu)進行優(yōu)化設計時，應考慮避開系統(tǒng)29.18 Hz頻率。
3.2.3 頻率響應分析
在支撐梁4上添加y方向上的激振力信號：Fs=1000 sinωt，選取ω為0.1～1000，圖6、圖7分別為支撐梁4在x、y方向上的頻率響應幅值和頻率響應相位。系統(tǒng)的頻率響應幅值在x、y兩方向上有著不同的變化。y方向的響應幅值在0～20 Hz之間幅值變化幅度較小，運行比較平穩(wěn)，在28～30 Hz之間幅值趨于0，之后隨著幅值隨著頻率的增大而逐漸增大。x方向的幅值響應與y方向的幅值響應基本相同，但在1.5～2.5 Hz之間有一定地突變，產(chǎn)生了較大的幅值，隨后與y方向的幅值變化趨勢基本一致。由以上分析可得，根據(jù)x、y方向上的幅值變化，為使系統(tǒng)的運行更為平穩(wěn)，打包機舉升機構(gòu)的系統(tǒng)頻率應保持在0～30 Hz之間，但應避開1.5～2.5 Hz這個范圍。
x、y方向上的頻率響應相位變化基本保持一致，在0～30 Hz之間，兩方向的相位變化和0持平；在30～1000 Hz之間相位增加到-179，隨后波動較小。但x方向頻率在1.7～2.2 Hz之間突變到179。由分析可知，為使系統(tǒng)保持穩(wěn)定運行，應改進打包機舉升機構(gòu)結(jié)構(gòu)使得系統(tǒng)固有頻率在0～30 Hz之間，但應避開頻率出現(xiàn)在1.7～2.2 Hz這個范圍內(nèi)。
圖5 模態(tài)參與因子圖
圖6 支撐梁4在x和y方向頻率響應幅值
圖7 支撐梁4在x和y方向頻率響應相位
4 結(jié)束語
本文在虛擬樣機分析軟件Adams的嵌入式模塊Vibration中進行了打包機舉升機構(gòu)的振動分析，首先利用有限元分析軟件Ansys進行了支撐梁柔性體的建立，并和Adams聯(lián)合建立了打包機舉升機構(gòu)的剛?cè)峄旌夏Ｐ?，對其進行了自由振動和受迫振動分析，得到系統(tǒng)固有頻率、系統(tǒng)模態(tài)參與因子以及頻率響應相位和幅值等圖像。然后，由分析得出，在系統(tǒng)的18階模態(tài)中第4階模態(tài)對系統(tǒng)振動的影響最大，應考慮避開系統(tǒng)29.18 Hz這個頻率。最后在系統(tǒng)的頻率響應相位和響應幅值圖像中可以總結(jié)出，除了有個別突變現(xiàn)象外，系統(tǒng)的振動頻率在0-30 Hz之間時，系統(tǒng)的運行較為平穩(wěn)。這些數(shù)據(jù)為打包機舉升機構(gòu)的進一步改進設計提供了理論參考。
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