金曉宏，楊瑩瑩，鄭開(kāi)柳，蔣 林

(武漢科技大學(xué)機(jī)械自動(dòng)化學(xué)院，湖北 武漢，430081)

連續(xù)旋轉(zhuǎn)液壓伺服關(guān)節(jié)整體模態(tài)分析及關(guān)鍵部件靜力學(xué)分析

金曉宏，楊瑩瑩，鄭開(kāi)柳，蔣 林

(武漢科技大學(xué)機(jī)械自動(dòng)化學(xué)院，湖北 武漢，430081)

利用ANSYS Workbench對(duì)新型連續(xù)旋轉(zhuǎn)液壓伺服關(guān)節(jié)整體進(jìn)行模態(tài)分析，得到3階振型狀態(tài)，同時(shí)對(duì)關(guān)節(jié)關(guān)鍵部件葉片組和定子進(jìn)行靜力學(xué)分析。結(jié)果表明，連續(xù)旋轉(zhuǎn)液壓伺服關(guān)節(jié)的一階模態(tài)頻率為138.63 Hz，在該頻率下變形最大的外殼體最大直徑處為整個(gè)關(guān)節(jié)的薄弱環(huán)節(jié)，但該處不會(huì)發(fā)生共振；葉片的薄弱環(huán)節(jié)為葉片上部的1/3處，定子的薄弱環(huán)節(jié)為定子曲線(xiàn)大圓和小圓的過(guò)渡曲線(xiàn)處，但這兩處的最大應(yīng)力都小于其材料的屈服強(qiáng)度，故可認(rèn)定該關(guān)節(jié)的設(shè)計(jì)具有可行性。

液壓伺服關(guān)節(jié)；連續(xù)旋轉(zhuǎn)；葉片；定子；Workbench；模態(tài)分析；靜力學(xué)分析

筆者提出的新型連續(xù)旋轉(zhuǎn)液壓伺服關(guān)節(jié)實(shí)現(xiàn)了液壓伺服關(guān)節(jié)360°旋轉(zhuǎn)上的突破，它兼具質(zhì)量輕、體積小、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、易于加工、閥芯受力平衡、輸出力矩大、動(dòng)態(tài)特性好、響應(yīng)速度快和控制精度高等特點(diǎn)[1]，對(duì)推動(dòng)伺服關(guān)節(jié)及多關(guān)節(jié)構(gòu)型的發(fā)展具有較好的指導(dǎo)意義。

關(guān)節(jié)在工作過(guò)程中外部產(chǎn)生的振動(dòng)與其固有頻率接近時(shí)，很可能會(huì)產(chǎn)生共振，導(dǎo)致關(guān)節(jié)提前失效。同時(shí)，葉片組和定子作為整個(gè)連續(xù)旋轉(zhuǎn)液壓伺服關(guān)節(jié)中受力最大和最為復(fù)雜的部件，工作時(shí)不僅要承受非線(xiàn)性的載荷，還要承受外部施加的振動(dòng)，若其變形、應(yīng)力分布不均勻，則會(huì)影響整體關(guān)節(jié)的工作性能。為此，本文利用ANSYS Workbench對(duì)筆者提出的新型連續(xù)旋轉(zhuǎn)液壓伺服關(guān)節(jié)進(jìn)行整體模態(tài)分析和關(guān)鍵部件靜力學(xué)分析，以驗(yàn)證該關(guān)節(jié)設(shè)計(jì)的可行性。

1 關(guān)節(jié)的基本參數(shù)

連續(xù)旋轉(zhuǎn)液壓伺服關(guān)節(jié)的結(jié)構(gòu)及工作原理參見(jiàn)文獻(xiàn)[1]，其主要幾何參數(shù)如表1所示。

關(guān)節(jié)左殼體和右殼體的材料為45鋼，彈性模量為210 GPa，泊松比為0.269，密度為7850 kg/m3，屈服強(qiáng)度為355 MPa；葉片組及定子的材料為40Cr，彈性模量為206 GPa，泊松比為0.28，密度為7820 kg/m3，屈服強(qiáng)度為785 MPa。

2 有限元模型的建立

由于該關(guān)節(jié)體積較小、結(jié)構(gòu)緊湊、構(gòu)型復(fù)雜，尤其是葉片組安裝在定子中，旋轉(zhuǎn)葉片伸出長(zhǎng)度的變化導(dǎo)致整個(gè)模型較為復(fù)雜，因此在ANSYS Workbench中建模時(shí)，需要進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮?jiǎn)化。本文參照文獻(xiàn)[2]中的方法，對(duì)整個(gè)連續(xù)旋轉(zhuǎn)液壓伺服關(guān)節(jié)進(jìn)行如下簡(jiǎn)化處理：①去掉外殼體聯(lián)接螺栓及螺母，不計(jì)殼體內(nèi)油道，將閥殼體和馬達(dá)殼體(含定子)作為一個(gè)殼體零件；②將馬達(dá)輸出軸、閥套和閥芯作為一個(gè)軸零件；③不計(jì)轉(zhuǎn)子葉片槽，將轉(zhuǎn)子看成一個(gè)可沿馬達(dá)輸出軸相對(duì)移動(dòng)的圓柱套。簡(jiǎn)化后關(guān)節(jié)的三維模型如圖1所示。

將關(guān)節(jié)的三維模型以.igs格式導(dǎo)入ANSYS Workbench 中進(jìn)行網(wǎng)格劃分。選擇自動(dòng)網(wǎng)格生成，共生成25 509個(gè)節(jié)點(diǎn)、14 546個(gè)網(wǎng)格，網(wǎng)格模型如圖2所示。

3 關(guān)節(jié)整體模態(tài)分析

3.1 約束與載荷

(1)約束。殼體的小端為固定約束，設(shè)置為Bonded約束類(lèi)型。圓柱套相對(duì)于軸在軸向方向可以滑動(dòng)，同時(shí)軸和圓柱套可視為一個(gè)整體運(yùn)動(dòng)單元相對(duì)于殼體轉(zhuǎn)動(dòng)，而軸與圓柱套構(gòu)成的整體單元內(nèi)部之間是一種無(wú)接觸、無(wú)摩擦、相對(duì)轉(zhuǎn)速為零的結(jié)合模型，故在模態(tài)分析中其接觸面設(shè)置為No Separation約束。

(2)加載。參照文獻(xiàn)[3]的加載方法，施加的外載荷為60 N·m。

3.2 模態(tài)分析結(jié)果

模態(tài)分析得到關(guān)節(jié)前三階振型圖如圖3所示，其固有頻率及振型如表2所示。

由于該關(guān)節(jié)的主要激振源來(lái)自伺服電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)產(chǎn)生的振動(dòng)，其激振頻率最大也不會(huì)超過(guò)20Hz。由表2中可知，該關(guān)節(jié)前三階振型最小頻率為138.63 Hz，遠(yuǎn)高于激振源的頻率，也遠(yuǎn)高于電源激振源頻率(50 Hz)，故該關(guān)節(jié)不會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象。從圖3還可看出，軸的最大變形量不超過(guò)0.18mm；各間隙處的相對(duì)變形量差值不大于0.09 mm，密封圈的彈性縮量足以保持各間隙處的密封。

表2 整體關(guān)節(jié)模態(tài)計(jì)算結(jié)果

Table 2 Modal calculation results of the integral joint

4 關(guān)鍵部件靜力學(xué)分析

4.1 約束與載荷

參照文獻(xiàn)[4]的方法，在葉片組內(nèi)部與花鍵聯(lián)接處添加固定約束，在12個(gè)葉片一端上都加載大小為5 MPa的壓強(qiáng)；在定子外端面加載固定約束，在定子與轉(zhuǎn)子接觸的4段圓弧面上加載大小為5 MPa的壓強(qiáng)。

4.2 靜力學(xué)分析結(jié)果

圖4、圖5分別為葉片組和定子的應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D。從圖4中可知，葉片組的最大應(yīng)力發(fā)生在葉片上部1/3處，應(yīng)力值為181.26 MPa，遠(yuǎn)小于40Cr材料的屈服強(qiáng)度785MPa；葉片組單個(gè)葉片的最大變形發(fā)生在葉片頂部，變形量為0.041 208mm。從圖5可知，定子的最大應(yīng)力為5.73 MPa，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于其材料的屈服強(qiáng)度；定子的最大變形量為0.000 421 mm。由此可見(jiàn)，葉片組和定子的最大應(yīng)力和最大變形量都不大，均在安全范圍內(nèi)。而整個(gè)連續(xù)旋轉(zhuǎn)液壓伺服關(guān)節(jié)的最大危險(xiǎn)點(diǎn)基本都集中在葉片上，故可認(rèn)為整個(gè)關(guān)節(jié)的強(qiáng)度都符合設(shè)計(jì)要求。

5 結(jié)語(yǔ)

通過(guò)對(duì)筆者提出的新型連續(xù)旋轉(zhuǎn)液壓伺服關(guān)節(jié)整體進(jìn)行模態(tài)分析，結(jié)果表明該關(guān)節(jié)各階振型的模態(tài)頻率都較高，遠(yuǎn)離其激振頻率20 Hz，故不會(huì)發(fā)生共振。由靜力學(xué)仿真分析可知，該關(guān)節(jié)關(guān)鍵部件葉片組和定子的最大應(yīng)力均小于其材料的屈服強(qiáng)度，且變形量都不大，因此可認(rèn)為整個(gè)關(guān)節(jié)的設(shè)計(jì)符合強(qiáng)度要求。

[1] 金曉宏，鄭開(kāi)柳，蔣林. 連續(xù)旋轉(zhuǎn)液壓伺服關(guān)節(jié)性能分析[J]. 武漢科技大學(xué)學(xué)報(bào), 2015, 38(4): 272-278.

[2] 姜振廷，鄭忠才，董旭.基于ANSYS WORKBENCH的六自由度機(jī)械臂有限元分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化[J].制造業(yè)自動(dòng)化，2014，36(1)：109-110，123.

[3] 劉昌領(lǐng), 陳建義, 李清平，等. 基于ANSYS的六缸壓縮機(jī)曲軸模態(tài)分析及諧響應(yīng)分析[J]. 流體機(jī)械, 2012, 40(8): 17-21, 26.

[4] 李杉杉, 馮進(jìn)良, 李曉宇，等. 基于ANSYS的某型液壓缸靜力學(xué)分析[J].科技視界, 2013(32): 104-105.

[責(zé)任編輯 鄭淑芳]

Modal analysis of a continuous rotary hydraulic servo joint and statics analysis of its key parts

JinXiaohong,YangYingying,ZhengKailiu,JiangLin

(College of Machinery and Automation, Wuhan University of Science and Technology, Wuhan 430081, China)

Modal analysis of new continuous rotary hydraulic servo joint was carried out by using the software ANSYS Workbench and the third order vibration modes of the joint were derived. Meantime, a statics analysis for the vane group and stator of the joint was performed. The results show that the first order modal frequency of the joint is 138.63 Hz, at which the location with the maximum diameter where deformation is the largest is the weakest point of the joint and yet resonance will not occur there. The weak point on the vane is at the upper one-third part of the vane and the weak point of the stator is on the transition curve between the great circle and the small circle, but the maximum stresses on both these points are less than the yield strength of the material, which suggests that the joint design is feasible.

hydraulic servo joint; continuous rotation; vane; stator; Workbench; modal analysis; static analysis

2015-03-16

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(61105086)；機(jī)器人技術(shù)與系統(tǒng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開(kāi)放基金資助項(xiàng)目(SKLRS-2010-MS-12).

金曉宏(1960-)，男，武漢科技大學(xué)教授.E-mail:jinxiaohong@wust.edu.cn

蔣 林(1976-)，男，武漢科技大學(xué)副教授，博士.E-mail:jlxyhjl@163.com

TP24

A

1674-3644(2015)05-0365-04