YW-1020型全自動深壓紋機的有限元分析與優化

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(華北理工大學 機械工程學院，河北 唐山 063210)

深壓紋機是紙制品、塑料、皮革等印刷品表面整飾加工的一種重要設備，廣泛用于包裝裝潢、產品廣告、書刊封面、彩盒面紙、請柬和其它特殊產品表面的壓紋加工[1]。與傳統的深壓紋機相比，YW-1020型全自動深壓紋機具有自動化程度高、壓紋精度高、無需冷卻系統、能耗小等優點[2]。深壓紋機壓紋過程是一個往復的過程，工作過程中存在著復雜的受力情況，并且長期承受著交變載荷的作用，這使得各個鉸鏈處的徑向滑動軸承發生疲勞破壞進而影響機器的穩定性與安全性[3]。故在對深壓紋機設計時，需對其受力相對較惡劣工作位置進行分析，以便于對關鍵部件進行優化改進。

該研究以YW-1020型全自動深壓紋機為對象，結合工廠反饋的試驗數據，利用有限元的方法對該機器的兩個工作位置進行了分析，得出其受力較惡劣工作位置下各個軸承的Mises應力分布情況。最后使用優化模塊Design Exploration對深壓紋機進行了優化設計，為深壓紋機結構設計的更加合理提供一定支持。

1 深壓紋機有限元模型的建立

1.1 初壓紋/動平臺閉合工作位置下深壓紋機模型的建立

YW-1020型全自動深壓紋機是結合三梁四柱的液壓機與膜切機的結構特點設計而成的，其主要結構包括四組運動擺桿裝置、動平臺和底部的集成板。該機器的12個關節處各有一組關節軸承，且它們的型號都是免維護徑向滑動軸承GE60 TXE-2LS。該軸承由內圈和外圈組成，外圈裝在擺桿和軸座的軸孔中，內圈與軸徑相配，軸徑擺動帶動內圈在球面上擺動。徑向滑動軸承的基本參數為[4]：內圈寬度為44 mm；內圈直徑為60 mm；外圈寬度為36 mm；徑向游隙0.3 mm～0.6 mm；滑動摩擦副為鋼/PTFE編織材料，滑動接觸面組合不要使用潤滑劑。

深壓紋機的下擺桿運動到與豎直方向成3.325°時稱之為初壓紋工作位置。從該位置繼續運動，當下擺桿運動到與豎直方向成0°時，此時為動平臺閉合加壓的工作位置。有限元模型如圖1。

圖1 深壓紋機有限元模型

1.2 深壓紋機的受力分析

深壓紋機是在絲杠組件驅動下完成壓紋工作的(絲杠組件的驅動作用在分析時用力的作用代替，故有限元模型中未體現出絲杠組件)，圖2(a)、(b)為工廠反饋的深壓紋機在壓紋工作中絲杠水平力、動平臺的受力曲線。由兩條曲線可以看出，在下擺桿從初始位置逐漸趨于豎直狀態的過程中，絲杠對支撐軸施加的水平方向的力在不斷增大，當下擺桿的擺角為3.325°時，絲杠施加的力達到最大，從此時刻起，深壓紋機動平臺開始受到向下的壓力，并隨下擺桿的擺角的減小而增大，當下擺桿的擺角為0°時，動平臺受到的向下的壓力最大，絲杠的水平力減小為0。該研究是對絲杠水平力最大的時刻和動平臺受到最大壓力(平臺閉合保壓)時兩個工作位置進行分析。圖2(c)、(d)為初壓紋、動平臺閉合保壓兩位置時的受力情況。

圖2 深壓紋機受力情況

1.3 深壓紋機動載系數的計算

深壓紋機壓紋過程中，承載機構將會產生動載荷作用。應將深壓紋機壓紋時的靜載荷乘以動載系數。動載系數的取值對深壓紋機的安全性、經濟性有很大影響。國內外對計算動載系數的方法和理論有大量的研究[5]。

根據深壓紋機壓紋時的載荷峰值與動平臺上升段均值[6]，深壓紋機動載系數計算公式為：

(1)

式中：Fmax載荷峰值(N)；Fm上升段均值(N)。

根據深壓紋機已知數據計算出動載系數k≈1.4。

2 深壓紋機的有限元分析

2.1 材料參數與網格的劃分

深壓紋機的各個零部件均設為柔性體。在仿真模型中，上軸座、下軸座、轉動軸1、轉動軸2、上擺桿、下擺桿材料均45#優質碳素結構鋼；支撐軸的材料為38CrMoAl；軸承內、外圈的材料為GCr15。具體參數如表1。

表1 材料參數

圖3 壓紋機網格劃分結果

在網格劃分過程中，將對分析影響不大的動平臺與集成板采用默認生成網格方式，對其他構件進行網格細化。網格劃分后，生成734941個單元和1594108個節點，網格劃分結果如圖3。

2.2 接觸模型的建立

在進行有限元分析前，需要檢查各個零件的接觸并對不正確的進行修改。正確的約束和定義接觸對是深壓紋機強度分析的重要環節，約束模擬必須限制深壓紋機所有的運動可能，并不得有多余約束。接觸定義必須更加符合機器的真實情況。由于深壓紋機工作時，徑向滑動軸承內、外圈有相對滑動，為了使仿真結果更加真實可靠，將軸承內、外圈的接觸類型設置為摩擦接觸(Frictional)，其摩擦系數設置為0.15。其余各部件之間的接觸設置為綁定(bonded)。

分別對兩種狀態下的模型施加約束和載荷，對兩種工作位置下的集成板底部施加固定約束(Fix-Support)來模擬地面對壓紋機的固定和支撐；與深壓紋機閉合加壓狀態相比，深壓紋機在處于初壓紋位置時，除了有動平臺受到向下的壓力外，還有絲杠對支撐軸的水平推力；最后對整機深壓紋機整體施加重力(Standard Earth Gravity)。

2.3 仿真結果的分析

對深壓紋機兩種工況進行靜力分析，結果如圖4所示，在初壓紋工作位置時，最大變形出現在動平臺上，變形量約為0.05 mm左右。最大Mises應力出現在下擺桿與上擺桿接觸關節處的軸承上，等效應力值為234.61 MPa；深壓紋機動平臺閉合加壓位置時，最大變形同樣是在動平臺上，變形量約為0.61 mm左右。最大等效應力亦在上擺桿和下擺桿接觸關節處的軸承上，等效應力值為971.39 MPa。通過以上分析結果的比較可得出，深壓紋機在動平臺閉合加壓位置時受力情況較為惡劣，所以應該關注該位置的受力情況，特別是各關節處的徑向滑動軸承。

圖4 壓紋機的變形、應力分布云圖

2.4 深壓紋機動平臺閉合加壓位置時滑動軸承的應力分析

為了進一步了解深壓紋機在動平臺閉合加壓位置時的受力情況，結合之前的分析，提取出12個鉸鏈處徑向滑動軸承的應力分布情況，如圖5所示。由圖5可知，徑向滑動軸承內、外圈相接觸區域的應力較大，且該型號軸承的最大Mises應力為971.39 MPa，此軸承位于下擺桿與上擺桿相連的鉸鏈處。說明此處是受力最不理想的部位。在長期的工作生產中，該處軸承是一個較為薄弱的環節，所以在以后的優化設計中應著重關注該關節處的軸承。

圖5 徑向滑動軸承應力分布情況

3 深壓紋機的參數優化設計

3.1 優化參數的選擇

3.1.1 設計變量的選擇

基于深壓紋動平臺閉合加壓位置的分析結果，結合ANSYS的優化模塊Design Exploration對其進行參數優化設計。在分析了深壓紋機可變參數優化的可行性后，以其下擺桿的長度為設計變量，同時約束該位置上、下擺的總長度與優化前一致。桿長的變化可能引起壓紋機發生干涉現象，通過SolidWorks的“干涉檢查”功能排除干涉得出兩桿長的變化范圍后，再利用SolidWorks的全局變量模塊對下擺桿長度L1、上擺桿長度L2進行參數化定義。其定義形式如下：

3.1.2 目標變量的選擇

根據深壓紋機的結構特點與有限元分析可知，在該機器工作時，各關節處的徑向滑動軸承是主要承載的關鍵部件，易發生疲勞破壞且成本相對比較高，故以分析結果中上擺桿與下擺桿處的軸承Mises應力達到最小為目標變量對壓紋機進行參數優化設計。優化參數如表2。

表2 優化參數

3.2 桿長的尺寸優化及結果分析

圖6 關系響應曲線

圖7 優化前后目標參數對比

通過優化可得如圖6所示的下擺桿長度與軸承最大應力之間的關系響應曲線。通過該曲線可以清楚地看出，在下擺桿長度可變化的范圍內，擺桿長度越長，徑向滑動軸承的最大Mises應力越小。優化結束后，自動生成如表3所示的3個候選點。根據3個候選點，最后圓整取下擺桿的長度為128 mm。根據圓整后的尺寸，對該裝置模型進行再生。優化后目標參數對比如圖7。

表3 優化候選點

由圖7可以看出，優化后軸承的應力有明顯的改善，最大應力減小了10.7%，使壓紋機的性能得到改善，大大降低了關節軸承被破壞的可能性。

4 結論

該研究通過有限元的方法對YW-1020型深壓紋機的兩個工作位置做了整機的有限元分析，并提取出受力相對惡劣位置下軸承的Mises應力分布情況，通過分析得出以下結論：

1)對兩種位置下深壓紋整機進行分析研究后，得出動平臺閉合加壓位置下深壓紋機的受力情況相對惡劣，需著重關注；

2)通過對深壓紋機動平臺閉合加壓位置的分析，可知其Mises應力最大的部件為徑向滑動軸承，最大Mises應力達到了971 MPa，結合軸承材料的屬性分析，雖未超過軸承鋼的屈服極限，但在長期的交變載荷的作用下較容易失效。

3)提出了對深壓紋機的優化改進方法。通過Design Exploration模塊，以下擺桿長度為設計變量，徑向滑動軸承最大應力為目標參數進行優化。優化后關節軸承的最大應力從971 MPa降低到867.5 MPa，應力值約減少了10.7%，使該機器的強度得到了改善，為以后深壓紋機加工改進提供參考。

[1] 康啟來.做好壓紋機的調試和正確操作[J].中國包裝，2010，30(10)：32-34.

[2] 葛敏，李海濤，李江國.CWFP12500 kN冷鍛壓力機有限元模態分析[J].鍛壓技術，2015，40(10)：88-91.

[3] 邵明遠，李炳文，種法洋.基于Pro/E及ANSYSWorkbench的液壓支架頂梁的靜力與疲勞分析[J].煤礦機械，2014，35(10)：226-228.

[4] 盧濟武.煤礦機械中大型球面關節軸承的設計與應用[J].機械設計與研究，1992(4)：12-13

[5] 成強.輪胎集裝箱門式起重機起升動載系數的有限元計算[J].機械制造，2013，51(6)：11-13.

[6] 齊明俠，裴峻峰.修井機起升動載系數的測試與確定[J].石油礦場機械，1998(2)：41-44.