连续旋转液压伺服关节整体模态分析及关键部件静力学分析

金晓宏，杨莹莹，郑开柳，蒋 林

(武汉科技大学机械自动化学院，湖北 武汉，430081)

连续旋转液压伺服关节整体模态分析及关键部件静力学分析

金晓宏，杨莹莹，郑开柳，蒋 林

(武汉科技大学机械自动化学院，湖北 武汉，430081)

利用ANSYS Workbench对新型连续旋转液压伺服关节整体进行模态分析，得到3阶振型状态，同时对关节关键部件叶片组和定子进行静力学分析。结果表明，连续旋转液压伺服关节的一阶模态频率为138.63 Hz，在该频率下变形最大的外壳体最大直径处为整个关节的薄弱环节，但该处不会发生共振；叶片的薄弱环节为叶片上部的1/3处，定子的薄弱环节为定子曲线大圆和小圆的过渡曲线处，但这两处的最大应力都小于其材料的屈服强度，故可认定该关节的设计具有可行性。

液压伺服关节；连续旋转；叶片；定子；Workbench；模态分析；静力学分析

笔者提出的新型连续旋转液压伺服关节实现了液压伺服关节360°旋转上的突破，它兼具质量轻、体积小、结构简单、易于加工、阀芯受力平衡、输出力矩大、动态特性好、响应速度快和控制精度高等特点[1]，对推动伺服关节及多关节构型的发展具有较好的指导意义。

关节在工作过程中外部产生的振动与其固有频率接近时，很可能会产生共振，导致关节提前失效。同时，叶片组和定子作为整个连续旋转液压伺服关节中受力最大和最为复杂的部件，工作时不仅要承受非线性的载荷，还要承受外部施加的振动，若其变形、应力分布不均匀，则会影响整体关节的工作性能。为此，本文利用ANSYS Workbench对笔者提出的新型连续旋转液压伺服关节进行整体模态分析和关键部件静力学分析，以验证该关节设计的可行性。

1 关节的基本参数

连续旋转液压伺服关节的结构及工作原理参见文献[1]，其主要几何参数如表1所示。

关节左壳体和右壳体的材料为45钢，弹性模量为210 GPa，泊松比为0.269，密度为7850 kg/m3，屈服强度为355 MPa；叶片组及定子的材料为40Cr，弹性模量为206 GPa，泊松比为0.28，密度为7820 kg/m3，屈服强度为785 MPa。

2 有限元模型的建立

由于该关节体积较小、结构紧凑、构型复杂，尤其是叶片组安装在定子中，旋转叶片伸出长度的变化导致整个模型较为复杂，因此在ANSYS Workbench中建模时，需要进行适当的简化。本文参照文献[2]中的方法，对整个连续旋转液压伺服关节进行如下简化处理：①去掉外壳体联接螺栓及螺母，不计壳体内油道，将阀壳体和马达壳体(含定子)作为一个壳体零件；②将马达输出轴、阀套和阀芯作为一个轴零件；③不计转子叶片槽，将转子看成一个可沿马达输出轴相对移动的圆柱套。简化后关节的三维模型如图1所示。

将关节的三维模型以.igs格式导入ANSYS Workbench 中进行网格划分。选择自动网格生成，共生成25 509个节点、14 546个网格，网格模型如图2所示。

3 关节整体模态分析

3.1 约束与载荷

(1)约束。壳体的小端为固定约束，设置为Bonded约束类型。圆柱套相对于轴在轴向方向可以滑动，同时轴和圆柱套可视为一个整体运动单元相对于壳体转动，而轴与圆柱套构成的整体单元内部之间是一种无接触、无摩擦、相对转速为零的结合模型，故在模态分析中其接触面设置为No Separation约束。

(2)加载。参照文献[3]的加载方法，施加的外载荷为60 N·m。

3.2 模态分析结果

模态分析得到关节前三阶振型图如图3所示，其固有频率及振型如表2所示。

由于该关节的主要激振源来自伺服电机转动产生的振动，其激振频率最大也不会超过20Hz。由表2中可知，该关节前三阶振型最小频率为138.63 Hz，远高于激振源的频率，也远高于电源激振源频率(50 Hz)，故该关节不会发生共振现象。从图3还可看出，轴的最大变形量不超过0.18mm；各间隙处的相对变形量差值不大于0.09 mm，密封圈的弹性缩量足以保持各间隙处的密封。

表2 整体关节模态计算结果

Table 2 Modal calculation results of the integral joint

4 关键部件静力学分析

4.1 约束与载荷

参照文献[4]的方法，在叶片组内部与花键联接处添加固定约束，在12个叶片一端上都加载大小为5 MPa的压强；在定子外端面加载固定约束，在定子与转子接触的4段圆弧面上加载大小为5 MPa的压强。

4.2 静力学分析结果

图4、图5分别为叶片组和定子的应力应变云图。从图4中可知，叶片组的最大应力发生在叶片上部1/3处，应力值为181.26 MPa，远小于40Cr材料的屈服强度785MPa；叶片组单个叶片的最大变形发生在叶片顶部，变形量为0.041 208mm。从图5可知，定子的最大应力为5.73 MPa，远远小于其材料的屈服强度；定子的最大变形量为0.000 421 mm。由此可见，叶片组和定子的最大应力和最大变形量都不大，均在安全范围内。而整个连续旋转液压伺服关节的最大危险点基本都集中在叶片上，故可认为整个关节的强度都符合设计要求。

5 结语

通过对笔者提出的新型连续旋转液压伺服关节整体进行模态分析，结果表明该关节各阶振型的模态频率都较高，远离其激振频率20 Hz，故不会发生共振。由静力学仿真分析可知，该关节关键部件叶片组和定子的最大应力均小于其材料的屈服强度，且变形量都不大，因此可认为整个关节的设计符合强度要求。

[1] 金晓宏，郑开柳，蒋林. 连续旋转液压伺服关节性能分析[J]. 武汉科技大学学报, 2015, 38(4): 272-278.

[2] 姜振廷，郑忠才，董旭.基于ANSYS WORKBENCH的六自由度机械臂有限元分析及结构优化[J].制造业自动化，2014，36(1)：109-110，123.

[3] 刘昌领, 陈建义, 李清平，等. 基于ANSYS的六缸压缩机曲轴模态分析及谐响应分析[J]. 流体机械, 2012, 40(8): 17-21, 26.

[4] 李杉杉, 冯进良, 李晓宇，等. 基于ANSYS的某型液压缸静力学分析[J].科技视界, 2013(32): 104-105.

[责任编辑 郑淑芳]

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

国家自然科学基金资助项目(61105086)；机器人技术与系统国家重点实验室开放基金资助项目(SKLRS-2010-MS-12).

金晓宏(1960-)，男，武汉科技大学教授.E-mail:jinxiaohong@wust.edu.cn

蒋 林(1976-)，男，武汉科技大学副教授，博士.E-mail:jlxyhjl@163.com

TP24

A

1674-3644(2015)05-0365-04