托盘提升机构动态特性分析及结构优化
王军利, 冯博琳, 黄崇莉, 陈纯, 任志贵     
陕西理工大学 机械工程学院, 陕西 汉中 723001
摘要: 称重传感器标定过程中,托盘提升机构动态性能对标定精度有较大影响.文中通过三维软件ProE对托盘提升装置进行三维建模,采用有限元分析技术,对托盘提升机构的模态及谐响应进行理论分析,得到托盘提升装置的固有频率及谐响应曲线,最后对托盘提升机构中响应位移最大的拉杆进行结构优化.研究结果表明,在托盘提升机构的第3,5阶固有模态频率时,气缸与拉杆连接处产生的变形较大;当工作频率接近312.28 Hz时,幅频响应曲线的幅值达到峰值,托盘提升装置可能会产生共振;拉杆结构优化设计后,托盘提升机构的最大应力和变形得到大幅度减小.
关键词: 提升机构     有限元分析     托盘    
Dynamic characteristics analysis and structural optimization of pallet lifting mechanism
WANG Junli, FENG Bolin, HUANG Chongli, CHEN Chun, REN Zhigui     
School of Mechanical Engineering, Shaanxi University of Technology, Hanzhong 723001, Shaanxi, China
Abstract: During the calibration process of the load cell, the dynamic performance of the pallet lifting mechanism has a great influence on the calibration accuracy. In this paper, the three-dimensional modeling of the pallet lifting device is carried out by using 3D software ProE. The finite element analysis technique is used to analyze the modal and harmonic response of the pallet lifting mechanism. The natural frequency response curve of the pallet lifting device is obtained. The pallet lifting mechanism has the structural optimization in response to the largest displacement rod. The results show that the deformation of the cylinder and the rod is larger when the third and fifth order natural modal frequencies of the pallet lifting mechanism are larger. When the operating frequency is close to 312.28Hz, the amplitude of the amplitude-frequency response curve reaches the peak value, and the lifting device may produce resonance.By rod structure optimization design, the maximum stress and deformation of the tray lifting mechanism has been greatly reduced.
Key words: lifting mechanism    finite element analysis    pallet    
0 引言

随着称重传感器设计制造技术及测量精度的提高, 称重传感器的应用越来越广泛.在称重传感器制造过程中, 出厂前需要进行性能检测,即对称重传感器进行标定[1].托盘提升机构为称重传感器标定装置中的主要部件, 由于气缸气压不稳定以及装配过程中的误差, 导致托盘提升装置装配间隙过大, 工作过程中可能导致托盘提升装置存在受迫振动, 产生动稳定性问题, 对称重传感器标定的准确性及精度产生影响[2-4].因此, 有必要对托盘提升机构动态特性进行分析研究.

对于称重传感器提升机构在提升装置设计分析方面的研究, 文献[5]设计了一种托盘自动供给装置, 并对其进行运动分析及动态特性研究; 文献[6]设计了一种双孢菇培养料托盘收布装置并用Adams软件对其进行运动仿真模拟; 文献[7]设计了一种称重传感器托盘提升装置, 并对其静变形进行仿真分析.在称重传感器研究方面, 文献[8]研究了称重传感器精确标定方法, 文献[9]对称重传感器标定装置托盘进行参数化设计, 并对称重传感器标定装置机架进行动态特性研究.

本文利用三维设计软件ProE对托盘提升机构进行三维建模.由于机架在不受外力情况下, 本身存在气缸砝码的拉力.因此, 托盘提升机构模态分析时, 首先对机架进行静力学分析, 然后将静力学分析结果传递到模态分析中, 得到托盘提升机构的固有频率及振型.采用模态叠加法对托盘提升机构的谐响应进行分析, 分析结果可为托盘提升装置的结构可靠性设计提供一定的理论参考.

1 工作原理及有限元模型 1.1 工作原理

托盘提升机构的主要组成如图 1所示.工作原理为:气缸8伸缩带动拉杆前后移动, 托盘提升机构与拉杆采用螺栓相连, 在拉杆的带动下, 托盘提升机构在导轨内滑动, 利用斜楔机构的特点, 在水平运动过程中将水平运动转换成垂直方向上推杆的上下运动, 从而实现对托盘的提升[11-13].

图 1 托盘提升机构结构图 Figure 1 Pallet lifting mechanism stucture 注:1.右直线导轨; 2.导向机构; 3.右斜楔块; 4.右斜楔滑槽; 5.拉杆1;6.内六角圆柱头螺钉(所有); 7.导向机构2; 8.气缸; 9.气缸接头; 10.连接销; 11.拉杆2;12.导向机构3; 13.左直线导轨; 14.左斜楔滑槽; 15.左斜楔块; 16.导向机构
1.2 有限元模型

将托盘提升装置的三维模型导入ANSYS中, 首先设置好材料参数[14], 托盘提升装置采用结构钢, 其密度ρ=7 850 kg/m3, 弹性模量E=200 000 MPa,泊松比μ=0.3.采用三角形和四边形混合网格对托盘提升机构表面的结构网格进行划分, 由于拉杆与气缸砝码连接处受力较大, 因此对该区域网格划分进行了加密精细, 经过网格划分得到托盘提升机构有限元模型共有384 487个节点和168 978个网格单元.具体有限元网格模型划分结果如图 2所示.

图 2 托盘提升机构有限元模型图 Figure 2 Pallet lifting mechanism
2 预应力模态与谐响应分析 2.1 模态分析理论

模态分析是由结构自身的特性与材料特性决定的, 与外在条件无关[15].由弹性体的动力学知识可得, 托盘提升机构有限元基本方程为

$\left[ \mathit{\boldsymbol{M}} \right]\left\{ {\mathit{\boldsymbol{\ddot p}}} \right\} + {\omega _c}\left[ \mathit{\boldsymbol{G}} \right]\left\{ {\mathit{\boldsymbol{\dot p}}} \right\} + \left[ \mathit{\boldsymbol{k}} \right]\left\{ \mathit{\boldsymbol{p}} \right\} = \left[ \mathit{\boldsymbol{F}} \right].$ (1)

式中:[M]为托盘提升装置质量矩阵, [G]为陀螺矩阵, [k]为总体刚度矩阵, [F]为外界激励矩阵, p为状态向量.模态分析时, 不考虑外界激励, 同时为了简化研究, 忽略阻尼的影响.令ωc[G] =0,[F] =0,则式(1) 简化为

$\left[ \mathit{\boldsymbol{M}} \right]\left\{ {\mathit{\boldsymbol{\ddot p}}} \right\} + \left[ \mathit{\boldsymbol{k}} \right]\left\{ \mathit{\boldsymbol{p}} \right\} = 0.$ (2)

对式(2) 进行求解, 可得

$\omega _i^2\left[ \mathit{\boldsymbol{M}} \right]\left\{ {{\mathit{\Phi }_i}} \right\} = \left[ \mathit{\boldsymbol{k}} \right]\left\{ {{\mathit{\Phi }_i}} \right\}\left( {i = 1,2,3, \ldots ,n} \right).$ (3)

式中:ωi为第i阶模态振型的频率, {Φi}=(Φi1T+Φi2T+Φi3T+…ΦinT)为第i阶模态振型.

2.2 模态分析结果

托盘提升机构作为称重传感器标定装置的重要组成部件, 由于其结构组成复杂, 各零件之间装配不当便会产生间隙, 从而使得两个装配部件之间发生碰撞, 产生振动冲击.因此, 要对托盘提升装置的固有频率和振型进行研究[16-17].托盘提升装置在工作过程中, 导向装置固定在托架上, 其中,A为固定面,4个导向机构B,C,D,E均匀承受着托盘、导轨、推杆73.5 N的重力, F受到气缸1457.4 N的拉力, 具体受力情况如图 3所示.考虑到上述托盘提升装置的实际工作情况, 本文采用预应力模态分析方法对托盘提升机构的模态进行分析, 首先在ANSYS Workbench中对托盘提升装置进行静力学分析, 通过静力学分析得到托盘提升装置在工作情况下的最大应力以及最大变形, 具体分析结果如图 4所示.然后将静力学分析结果传递给模态分析系统进行托盘提升机构的模态分析.由于托盘提升装置在实际工作时所受的振动与冲击均为低阶频率[18], 因此, 模态提取阶数为六阶, 通过模态求解获得实际工作情况下托盘提升装置的前六阶固有频率及对应振型, 如表 1所示.

图 3 托盘提升装置承受的最大载荷 Figure 3 The maximum load on the pallet lifting device
图 4 托盘提升装置变形云图和应力云图 Figure 4 Pallet lifting device deformation and stress cloud chart
表 1 固有频率及振型 Table 1 Natural frequency and vibration mode
阶数频率/Hz振动型式
1306.26拉杆在XOZ面上下往复摆动
2312.28拉杆在XOZ面前后往复摆动
3846.94拉杆沿Y轴方向往复扭转
4868.67拉杆在Z轴方向往复扭转
51596.7拉杆在XOZ面内往复扭动
61628.6拉杆在XOY面内往复扭动

图 4可以看出, 托盘提升装置的最大变形以及最大应力发生在气缸与拉杆连接处, 最大变形为1.07 mm, 最大应力为159.94 MPa, 说明托盘提升装置实际应力相对比较小, 最大应力小于材料屈服强度,满足设计强度的要求.

表 1可知, 托盘提升装置的主要振动形式表现为拉杆的往复摆动与扭动.图 5为模态分析的振型云图, 可以看出, 托盘提升装置的第3, 5阶模态振型会对气缸与拉杆连接处产生较大的变形, 从而影响托盘提升装置工作的稳定性及可靠性.

图 5 托盘提升装置3, 5阶模态振型云图 Figure 5 Cloud chart of pallet lifting device 3 and 5 order mode shapes
2.3 谐响应分析

谐响应分析采用模态叠加法, 对托盘提升装置在承受随时间按简谐规律变化载荷时的受迫振动进行研究, 分析得到托盘提升装置受迫振动的幅频响应曲线[19].结合模态分析结果以及实际工作环境, 将谐响应分析频率设置为300~900 Hz, 取频率间隔为1 Hz, 幅频响应曲线如图 6所示.

图 6 托盘提升装置X, Y, Z方向幅频响应曲线 Figure 6 The amplitude-response curve of X, Y and Z direction of pallet lifting device

通过对图 6托盘提升装置幅频响应曲线进行分析, 同时结合模态分析频率及振型, 发现托盘提升装置的主要振型为水平方向的摆动与扭转, 当振源与模态分析第2阶频率(312.28 Hz)接近时, 幅频响应曲线的幅值达到峰值, 提升装置将会产生共振.

3 优化设计

从托盘提升装置的静力学及动态分析结果可以看出, 最大应力、变形以及最大振型位移位置都在拉杆上, 因此有必要对托盘提升装置拉杆进行结构优化设计.拉杆的横截面尺寸如图 7所示, 其中L=20 mm, B=2.5 mm.其中B尺寸固定不变时, 托盘提升装置最大应力和变形与尺寸L的关系如图 8所示.

图 7 拉杆的横截面尺寸 Figure 7 The cross section of the rod
图 8 托盘提升装置最大应力和变形与尺寸L的关系 Figure 8 The relationship between the stress, deformation and dimension L of the pallet lifting device

图 8可以看出, 随着尺寸L的增大, 托盘提升装置的应力和变形都在减小.结合实际情况, 尺寸L的值最后确定为30 mm, 当L=30 mm时, 托盘提升装置最大应力和变形与尺寸B的值如图 9所示.

图 9 托盘提升装置应力和变形与尺寸B的关系 Figure 9 The relationship between the stress, deformation and dimension B of the pallet lifting device

图 9可以看出, 随着尺寸B的增大, 托盘提升装置的应力和变形都在减小, 结合托盘提升机构实际制造情况, 尺寸B的值最后确定为5 mm, 经过优化设计后托盘提升装置最大应力和变形如图 10所示.

图 10 托盘提升装置优化后应力和变形云图 Figure 10 Optimized stress and deformation cloud chart of pallet lifting device

图 10可以看出, 经过优化设计后, 托盘提升装置的最大变形由1.070 5 mm减小到0.198 29 mm, 托盘提升装置的最大应力由159.94 MPa减小到34.84 MPa, 经过优化设计后的托盘提升装置最大应力和变形都得到减小, 刚度和强度得到提高.

4 结论

(1) 从预应力模态分析结果可知, 在第3, 5阶固有频率时, 模态振型在拉杆上的位移较大, 当托盘提升机构工作频率接近第3, 5阶固有频率时, 托盘提升机构拉杆由于共振, 结构首先遭到破坏.

(2) 谐响应分析结果可知, 当外在载荷频率接近310 Hz时, 幅频响应曲线的幅值达到峰值, 托盘提升装置将会产生共振, 这个共振频率在托盘提升机构工作中应予避免.

(3) 托盘提升机构拉杆优化设计后, 最大应力和最大变形得到减小.

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西安工程大学主办。
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王军利, 冯博琳, 黄崇莉, 陈纯, 任志贵
WANG Junli, FENG Bolin, HUANG Chongli, CHEN Chun, REN Zhigui
托盘提升机构动态特性分析及结构优化
Dynamic characteristics analysis and structural optimization of pallet lifting mechanism
西安工程大学学报, 2017, 31(4): 537-543
Journal of Xi′an Polytechnic University, 2017, 31(4): 537-543

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收稿日期: 2016-12-31

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