王維
(一汽模具制造有限公司,吉林長春 130013)
近年來汽車市場競爭愈發(fā)激烈,汽車更新?lián)Q代的速度也隨之加快,傳統(tǒng)的單一大批量剛性生產(chǎn)方法正逐漸被多種類、自動化的生產(chǎn)模式所代替,與此同時,有效地控制生產(chǎn)和勞動成本也成為各汽車制造廠提高企業(yè)競爭力的關(guān)鍵,在此背景下,多車型共線生產(chǎn)的高柔性化、模塊化的自動化焊裝生產(chǎn)線得到各汽車企業(yè)的廣泛應(yīng)用。
翻轉(zhuǎn)螺柱焊夾具作為自動化柔性焊裝生產(chǎn)線中的大型運動類非標設(shè)備,在白車身焊接生產(chǎn)當中,其穩(wěn)定性對于汽車白車身各零部件裝配精度起到至關(guān)重要的作用,因此對于其結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定性研究顯得尤為重要。
本文以翻轉(zhuǎn)螺柱焊夾具為研究對象,利用ANSYS Workbench對其整機靜力學分析、模態(tài)分析、瞬態(tài)動力學分析驗證其結(jié)構(gòu)強度的合理性,證明其滿足工作要求。
翻轉(zhuǎn)螺柱焊夾具整機三維實體模型是建立整個有限元分析模型的基礎(chǔ),根據(jù)工藝要求建立整機三維模型,整機由定位夾緊機構(gòu)、翻轉(zhuǎn)機構(gòu)、基座3個部分組成,如圖1所示。
圖1 整機三維模型
圖1中的基座起支撐作用;定位夾緊機構(gòu)起定位夾緊產(chǎn)品的作用;翻轉(zhuǎn)機構(gòu)使定位夾緊機構(gòu)旋轉(zhuǎn),以完成抓件后旋轉(zhuǎn)的功能。
整機的靜態(tài)特性分析包括靜強度和靜剛度分析,首先對整機模型進行簡化,將定位夾緊機構(gòu)進行簡化并設(shè)置為剛體,同時將轉(zhuǎn)轂也設(shè)置為剛體。設(shè)置完成后將各部分結(jié)構(gòu)賦予材料,材料屬性見表1。
表1 材料屬性
網(wǎng)格劃分是有限元分析的基礎(chǔ),網(wǎng)格劃分的質(zhì)量直接影響分析結(jié)果的準確度,采用六面體單元和四面體單元對模型進行網(wǎng)格劃分,共劃分了945 338個節(jié)點、355 180個單元。網(wǎng)格模型如圖2所示。
圖2 網(wǎng)格模型
按照實際工況對整機進行載荷施加與約束,將基座的地腳施加“Fixed Support”約束,定位夾緊機構(gòu)以及轉(zhuǎn)轂與整機連接的結(jié)合面處施加“Fixed”約束,翻轉(zhuǎn)機構(gòu)與基座之間連接的轉(zhuǎn)軸同樣施加“Fixed”約束,各方鋼焊接處采用“Bonded”約束??紤]自重,施加“Standard Earth Gravity”,方向為正方向,將產(chǎn)品數(shù)模簡化成質(zhì)量點均勻分布在整機上,至此,靜態(tài)特性分析的有限元模型已經(jīng)建立完成。
利用ANSYS Workbench靜力學求解模塊對整機有限元模型進行求解,得到整機的應(yīng)力云圖和位移云圖如圖3和圖4所示。
圖3 整機應(yīng)力云圖
圖4 整機位移云圖
由圖3整機應(yīng)力云圖可知,整機應(yīng)力最大位置出現(xiàn)在基座的方鋼上,應(yīng)力值為36.1 MPa,回轉(zhuǎn)軸是承受應(yīng)力較大的位置,故提取回轉(zhuǎn)軸處應(yīng)力,應(yīng)力值為15.8 MPa,兩處材料均為Q235A,材料屈服強度為235 MPa,考慮到整機在實際工況下旋轉(zhuǎn)頻次較高,安全系數(shù)要取大一點,文中安全系數(shù)取2,所以Q235A材料的許用安全應(yīng)力為:
(1)
由計算結(jié)果顯示,應(yīng)力值遠小于許用應(yīng)力,故靜態(tài)工況下整機強度滿足使用要求。
由圖4整機位移云圖可知,整機位移最大位置出現(xiàn)在翻轉(zhuǎn)機構(gòu)的邊緣柱,最大位移量為0.49 mm,同樣提取回轉(zhuǎn)軸處位移值為0.46 mm,偏移量較小,故靜態(tài)工況下整機剛度滿足使用要求。
模態(tài)分析主要用于確定結(jié)構(gòu)和機械零部件的振動特性即結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型。當系統(tǒng)不受外部激振力的作用時,此時系統(tǒng)處于自由振動狀態(tài),在計算求解結(jié)構(gòu)固有頻率和主振型時,阻尼系統(tǒng)對結(jié)構(gòu)影響很小,因此其動力學方程為:
(2)
結(jié)構(gòu)的自振位移函數(shù)為:
=sin()
(3)
由此可求得自振頻率為:
(4)
由于整機結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)轂中電機激勵會對結(jié)構(gòu)產(chǎn)生影響,有必要對整機進行模態(tài)分析,避免產(chǎn)生共振,影響整機的使用壽命。
利用靜力學分析的有限元模型對整機進行模態(tài)分析,提取整機前6階固有頻率和振型,計算結(jié)果見表2。由于篇幅限制,只提取出整機第1、3、6階的模態(tài)分析振形云圖,如圖5所示。由分析結(jié)果可知,整機固有頻率在8.5~35.5 Hz,電機一般工作轉(zhuǎn)速在3 000 r/min,所以工作頻率為50 Hz,工作頻率與整機固有頻率沒有重合,故不會發(fā)生共振現(xiàn)象。
表2 整機前6階固有頻率 單位:Hz
圖5 整機振型云圖
瞬態(tài)動力學分析又稱時間歷程分析,主要用于分析結(jié)構(gòu)在時間變化載荷作用下產(chǎn)生的動態(tài)響應(yīng)。輸出數(shù)據(jù)為隨時間變化的應(yīng)力、應(yīng)變等。瞬態(tài)動力學分析主要應(yīng)用于車架、橋梁或者經(jīng)常承受振動等設(shè)備上。瞬態(tài)動力學分析包括線性與非線性兩種分析類型。區(qū)別于靜態(tài)動力學分析,瞬態(tài)動力學分析時將隨時間變化的載荷、慣性以及阻尼等因素加入分析當中。所以,在解決結(jié)構(gòu)瞬態(tài)響應(yīng)問題時,僅需添加合適的約束條件和載荷,就能夠在很大程度上模擬結(jié)構(gòu)在實際工作條件下的性能,進而得出零件各部分的應(yīng)力狀態(tài)、應(yīng)變等數(shù)值。
瞬態(tài)動力學方程為:
(5)
由瞬態(tài)動力學模型可知,瞬態(tài)動力學在給定時間內(nèi),考慮了慣性及阻尼對結(jié)構(gòu)動力學性能的影響。
對整機進行瞬態(tài)動力學分析時,首先對有限元模型進行設(shè)置,在靜力學所用的有限元模型基礎(chǔ)上對邊界條件和載荷進行修改。將回轉(zhuǎn)軸“Fixed”約束更改為“Revolute”,在回轉(zhuǎn)軸處施加“Rotational Velocity”動載荷,速度為0.62 rad/s,設(shè)置時間為1 s,計算翻轉(zhuǎn)機構(gòu)旋轉(zhuǎn)作用下基座的應(yīng)力值與變形量。
提取基座出現(xiàn)最大應(yīng)力時的應(yīng)力云圖和最大位移量的位移云圖,如圖6和圖7所示。由圖6可知,在0.255 s時,基座出現(xiàn)最大應(yīng)力,應(yīng)力值為44.2 MPa,遠小于許用安全應(yīng)力117.5 MPa;由圖7可知,在0.255 s時,基座出現(xiàn)最大位移,位移值為0.56 mm,變形量較小,由此可知,在動載荷作用下,基座的強度和剛度均滿足使用要求。
圖6 基座應(yīng)力云圖
圖7 基座位移云圖
基于ANSYS Workbench對翻轉(zhuǎn)螺柱焊夾具進行靜動力學分析得到以下結(jié)論:
(1)通過對整機的靜態(tài)特性進行分析,得到了整機的應(yīng)力云圖和位移云圖。結(jié)果表明,整機在靜態(tài)工況下應(yīng)力與變形量較小,滿足使用需求,并發(fā)現(xiàn)應(yīng)力峰值出現(xiàn)在基座方鋼處。
(2)通過對整機的模態(tài)分析得到了整機前6階固有頻率和振型,發(fā)現(xiàn)電機的激勵頻率與整機固有頻率不重合,不會發(fā)生共振現(xiàn)象。
(3)在靜力學分析的基礎(chǔ)上對整機進行瞬態(tài)動力學分析,得出基座的應(yīng)力與位移,分析得出基座在翻轉(zhuǎn)機構(gòu)運動狀態(tài)下其強度和剛度均滿足使用需求。