新型無油泵交流伺服直驅液壓機機身結構有限元分析優化

范淑琴，趙升噸，李 旭，陳 超，馬小偉

（西安交通大學 機械工程學院 模具與先進成形技術研究所，陜西 西安710049）

0 引言

傳統液壓機一般包括油泵及液壓缸傳動系統，其主要缺點是速度低，快降及回程速度只有100～200mm/s。近些年來世界各主要工業發達國家都在努力提高液壓機的速度，以便提高生產率。提高液壓機的工作速度即縮短液壓機的一個工作循環時間，減少液壓機工作循環時間的關鍵是縮短其快速上行和下行的時間[1-2]。如快速鍛造液壓機，即采用交流伺服電機的液壓伺服壓力機，其速度已高達450mm/s。國外的一些高速小型液壓機每分鐘行程次數可達數百次以上[3-4]。

如圖1 所示為一種無油泵交流伺服電機直驅式新型液壓機，采用滾珠絲杠的傳動機構、交流伺服電機的伺服驅動方式，把螺旋壓力機的飛輪傳動理論應用到液壓機中，實現滾珠絲杠旋轉帶動絲杠螺母高速下行運動，液壓機滑塊快速下行和回程均靠交流伺服電機直接驅動滾珠絲杠完成； 使用主副復合增壓缸實現低速增力壓制，同時降低沖壓驅動力；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能迅速反應充液和排液； 采用雙拉桿結構與主缸體活動連接實現柔性鍛壓及滑塊回程高速運動。該新型液壓機傳動效率大大提高，滑塊定位精度高，快降及回程速度可達700mm/s，滿足低速鍛沖、高速空程的技術要求，實現了壓力機的工作特性柔性可調、節能降耗。

圖1 無油泵交流伺服直驅新型液壓機傳動系統示意圖

本文針對該無油泵交流伺服電機直驅式液壓機，采用ANSYS 有限元軟件，首先對所設計的液壓機機身結構進行靜力學核算和相關優化分析，然后進行了有限元靜力學優化及動態特性（模態）分析，根據分析結果對結構進行相應的改進。

1 無油泵交流伺服直驅新型液壓機機身結構

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

本文的無油泵交流伺服直驅液壓機綜合考慮實際應用及市場需求采用開式整體焊接機身，左右對稱結構，其簡化模型和機身結構示意圖如圖2、圖3所示。

開式機身受力危險截面分別是工作臺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，在設計機身的過程中，考慮到圓角處應力集中，必須設法增大喉口上下過渡圓角處的圓角半徑，降低應力集中現象。機床在工作時，機身的變形量和重量在機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，應設法提高機身剛度，并試圖減重，機身設計中要充分考慮如何合理設計截面，降低自重，提高剛度，使應力分布更加合理。

本文所設計的新型液壓機主要技術參數如下：

公稱壓力 1600kN

工作精度 1mm

工作行程 12mm

滑塊行程次數 30min-1

滑塊行程 300mm

最大裝模高度 500mm

機身喉口深度 400mm

工作臺面尺寸 940mm×1500mm

工作臺中心孔直徑 200mm

本文以所建立的機身實體模型為分析對象，以ANSYS 有限元軟件為工具，對機身進行了靜力分析和預應力加載狀態下的模態分析，并根據分析結果對機身結構進行了多次改進優化，取最后一次改進優化前后模型模態分析結果進行比較，說明模態分析在改進機械結構，使機械結構具有更好的動態特性中具有很大作用。

圖2 機身模型圖

圖3 機身結構示意圖

2 機身結構有限元分析

機身是由優質45# 鋼板焊接而成的空間板系結構，所用材料參數為：彈性模量E=2.0×1011Pa，泊松比μ=0.3，密度ρ=7.85×103kg/m3，屈服強度355MPa。圖4為機身整體單元網格劃分情況，節點數68908 個，單元數25081 個。機身整體采用六面體網格劃分，在應力和位移變化比較平緩的部分，主要采用100mm 的單元；對危險截面，喉口部分及喉口上下圓角部分，考慮到應力較大，單元劃分都采用10mm 大小的單元。

圖4 機身有限元單元劃分

2.1 機身靜力分析

有限元模擬所得機身等效應力分布圖如圖5 所示，通過等效應力云圖看到，機身等效應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，使上板產生應力集中，應力為141.9MPa。喉口上圓角處取點應力為59.335MPa，下圓角為74.753MPa。由于喉口下圓角處圓角半徑較小，所以喉口最大應力出現在機身喉口的下圓角處。

有限元模擬所得的機身總變形圖如圖6 所示，通過總變形云圖可以看到，最大變形出現在頂板處，此處由于頂板處有傳動機構支撐焊筒，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。機身的最大應力處變形為4.129mm，喉口上圓角取點處變形為1.5814mm。

圖5 機身等效應力分布

圖6 機身總變形圖

對“ C”機身而言，垂直剛度和角剛度是影響機身精度的主要因素，垂直方向的變形可在一定程度上反映機身精度。機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。此變形量遠大于機身精度所要求的變形量。

2.2 機身模態分析

在靜力分析的基礎上對機身進行有預應力的模態分析，以提取機身在沖壓階段應力加載狀態下固有頻率和固有振型，防止機床在沖壓工作時由于振動造成機床服役壽命變短、模具損壞嚴重、加工產品質量低下等惡劣影響。表1即為改進前機身的前10 階固有頻率，圖8 所示為改進前機身10 階模態振型。

圖7 機身垂直方向變形

表1 改進前機身10 階模態及固有頻率

圖8 改進前機身10 階模態振型

下面對圖8 所示的機身改進前十階模態振型的產生原因進行分析，為后續采取相應改進措施提供依據，以使機身整體靜態性能和動態特性最佳。

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

2 階振型（f=38.6Hz）（圖8b）為機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）為機身整體的左右一階扭轉，最大變形0.9267mm。

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

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

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

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

8 階振型（f=170.2Hz）（圖8h）為機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）為機身整體的左右二階擺動，最大變形3.984mm。

10 階振型（f=184.21Hz）（圖8j）為機身底部兩連板的擺動，屬局部變形，最大變形9.476mm。

3 機身結構優化

針對改進前機身模型出現的問題，對機身頭部變形過大、機身后側板的振型過大等問題，在不影響機身工作要求的情況下，從結構上進行適當改進：將機身側板喉口后部前后方向尺寸變大，改進機身上板的結構，改進機身頭部焊筒的結構以及機身頭部的支撐結構。

3.1 改進后機身靜力分析

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

3.2 改進后機身垂直剛度和角剛度

開式壓力機工作時將產生彈性變形。它有兩部分變形，即：使裝模高度產生改變的垂直變形和使滑塊運動產生傾斜的角變形。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向部分的磨損。通過模擬機身的變形，可以計算出機身的垂直剛度和角剛度。

圖9 機身等效應力分布

圖10 機身垂直方向變形

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

式中：P——壓力機承受的載荷，kN；

H——壓力機承受載荷P 時，使裝模高度產生改變的垂直變形，mm。

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

所謂角剛度是指壓力機滑塊相對于工作臺產生單位角變形時所承受的作用力，用Cα表示，即

式中：P——壓力機承受的載荷，kN；

α——壓力機承受載荷P 時，使滑塊產生傾斜的角變形，mrad。

機身總的角變形

式中：α1——機身頭部的角變形，mrad；

α2——工作臺面的角變形，mrad。

圖11、12 分別為機身頭部角變形曲線圖和工作臺面角變形曲線圖。

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

3.3 改進后機身模態分析

改進后機身10 階模態振型示意圖如圖13 所示。

4 改進前后機身性能對比分析

將改進前后機身10 階模態對應的10 階固有頻率對比分析，如表3 所示，改進結構后機身的模態固有頻率有一定的提高，最高約9.2%。改進后機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工作時機身的上下振幅，最能代表液壓機的工作精度，其改進后最大值為0.4221mm，相比改進前降低了35%。以上說明了改進后機身模型的動態性能相比原機身模型得到了改善。

圖11 機身頭部角變形曲線

圖12 工作臺面角變形曲線

該壓力機工進時電動機的轉速為533.1r/min，快進與回程時的轉速分別為4341r/min、3937.5r/min。因此電動機的工作頻率為8.885Hz、72.35Hz、65.625Hz，壓力機滑塊行程次數為30min-1，故壓力機的工作頻率為0.5Hz，從表3 可以看到液壓機的工作頻率和液壓機工作時電機的頻率均比機身各階固有頻率低的多，不會對機身的性能造成明顯影響。而快進與回程時，電機轉速對應的頻率為72.35Hz、65.625Hz，在機身三、四階頻率之間，但實際上由于與三、四階頻率均相距較遠，因此也可以認為它不會對機身造成明顯影響。

表2 機身角變形

圖13 改進后機身10 階模態振型

表3 改進前后機身10 階模態及固有頻率

對機架的固有頻率及對應的固有振型分析還發現：

（1）機架整體的剛度和質量分布較為均衡，無明顯的薄弱部位和過剩部位，這有利于機架的動力性能；

（2）機身最小固有頻率大于20Hz，小于20Hz 為次聲波，處于次聲波環境中的人極易疲勞。因而該機身不會產生次聲波污染。

5 結論

本文采用ANSYS 有限元軟件對初步設計的無油泵交流伺服直驅液壓機機身結構進行了有限元靜力分析和模態分析，根據有限元分析結果提出了該新型液壓機機身結構的改進措施，對改進后的液壓機機身結構進行有限元分析，結果表明：改進后的機身機械結構靜態性能和動態性能均得到了改善，滿足液壓機的設計要求。

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