楊 兵

(淄博職業學院 機電工程學院，山東 淄博 255314)

0 引言

DDY型單沖壓片機是一種可以直接將粉粒狀原材料壓制成片狀，并能實現連續工作的設備。它主要適用于醫藥、食品、粉末冶金、日用化工、農藥及其他行業加工各種片劑，特別是加工各種難成型片劑和大規格片劑。在傳統的機身設計中，過分注重設計的安全性，導致設計過于保守，使得機身笨重，制造成本明顯升高，造成了大量的浪費。本文以DDY型300 kN(30 t)單沖式壓片機為例，借助有限元分析軟件ANSYS，對壓片機原始機身進行靜態和動態特性分析，并基于仿真結果對其進行優化設計。

1 壓片機機身結構及主要參數

1.1 壓片機機身結構

該壓片機采用開式結構機身，該機身三面敞開，主要特點為操作自由方便。機身主要由左側板、右側板、上下輪軸承孔以及工作臺組成，材料為HT150，鋼板焊接結構。壓片機機身結構模型如圖1所示。

1.2 主要技術參數

最大壓片力(kN)：300；

最大壓片直徑(mm)： 120；

最大充填深度(mm)： 80；

壓片產量(片/min)：25～40。

2 機身結構模型與計算

2.1 機身結構模型的建立

為便于分析，在建立有限元分析模型之前，首先要將SolidWorks建立的機身三維結構模型(如圖1所示)轉換為力學模型或結構分析模型。在機身模型的建立過程中可以對機身結構進行適當簡化，但簡化過程中要確保分析對象的主要結構力學性能未發生改變。

1-上輪軸承孔(右);2-右側板;3-下輪軸承孔(右);4-工作臺; 5-下輪軸承孔(左);6-左側板

鑒于此，根據設計圖紙，并結合壓片機的工作實際狀況，對機身結構進行了一些適當的簡化：保留了為減輕機身重量而設計的一些開孔；對于明顯不會影響機身結構強度、剛度的部位進行省略；簡化或省略了不是主要承受載荷部分的尺寸較小的開孔和板塊。

2.2 設計中相關的計算

2.2.1 機身強度和剛度的判斷標準

根據文獻[1]，脈動循環下材料的疲勞極限σ0計算公式為：

其中：σ-1為材料在對稱循環下的疲勞極限，σ-1=70 MPa；Ψ為脈動循環下的疲勞極限率，Ψ=0.1～0.4，為保證機身強度，取Ψ=0.4。

計算得：σ0=98 MPa。由于σ0<σb=150 MPa(抗拉強度)，所以取98 MPa作為壓片機強度的判斷標準。

以文獻[1]和文獻[2]中機身校核有關內容為依據，并結合生產實際，選取許用變形量δv=0.3 mm作為壓片機機身剛度的判斷標準。

2.2.2 主要載荷的處理

壓片機工作時，主要承受兩個方向的載荷，一個作用在下輪軸兩個軸孔上，另一個作用在工作臺面上。

(1) 下輪軸軸孔載荷的處理。在壓片機慣性力和公稱壓力作用下，下輪軸受到豎直向上的總力F為300 kN，同時下輪軸兩個軸孔對下輪軸有豎直向下的反作用力，如圖2所示。

圖2 下輪軸受力圖

根據平衡原理有：

其中：F1為作用在下輪軸軸承孔(左)的力；F2為作用在下輪軸軸承孔(右)的力。

下輪軸軸孔載荷按照協調接觸問題處理，得到軸孔的載荷為：

其中:φ1為下輪軸軸承孔(左)的直徑，φ1=160 mm；T1為下輪軸軸承孔(左)的軸向寬度,T1=65 mm；φ2

為下輪軸軸承孔(右)的直徑,φ2=140 mm；T2為下輪軸軸承孔(右)的軸向寬度，T2=102.5 mm。

(2) 工作臺面載荷的處理。設S為工作臺面的受力面積，則工作臺面上的載荷為：

其中：F′為工作臺受力，F′=F=300 kW。

2.3 機身靜態分析及優化

為實現對機身結構的優化，利用有限元分析軟件ANSYS對其進行靜態分析，依據機身結構的等效應力分布狀態和結構位移變形量來完成原始結構的優化。主要方法是：①減小左右側板的厚度，采用增設工作臺加強筋、側板加強筋或改進加強筋結構等措施來增加強度，同時達到降低最大應力的目的；②為提高機身結構強度，可采用增大危險截面慣性距的方法；③在滿足剛度、強度要求的前提下，為最大限度地發揮各處材料的性能，可以適當減輕機身結構重量。

2.3.1 ANSYS靜態分析步驟

(1) 將機身模型保存為Parasolid文件并以“*.x_t”格式導入ANSYS軟件，定義單元類型和材料特性，并劃分網格。

(2) 施加載荷及邊界約束條件。對壓片機底部進行邊界全約束，對下輪軸上軸孔和機座中模定位處進行載荷處理。由于機身的重量較大,因此考慮機身的自重, 施加重力加速度。

(3) 分析求解。

(4) 通用后處理。

2.3.2 原始模型的靜態分析

按照ANSYS靜態分析步驟，對DDY型(30 t)壓片機機身的原始模型進行靜態分析。借助ANSYS通用后處理模塊對求解結果進行通用后處理，得到的機身整體變形云圖、等效應力云圖以及高應力分布區分別如圖3、圖4和圖5所示。

圖3機身整體變形圖4等效應力分布圖5高應力分布區

從圖3可以看出，機身變形量最大的地方位于下輪軸孔處，主要承受下輪軸的作用力，最大變形量為0.066 mm，但遠小于許用變形量。此外，變形較大的地方還出現在安裝中模面的下面兩側板處。從圖4和圖5可以看出，機身的高應力區為機身下輪軸孔側板部位，最大危險區為下輪軸右孔側板部位，最大應力為37.2 MPa，同時，在工作臺與側板相接的部分產生一個應力集中點。機身的最大應力遠低于98 MPa，說明該機身結構可以進一步優化。

2.3.3 優化后模型的靜態分析

根據原始模型的靜態分析結果，按照機身優化的主要方法，在滿足強度和剛度要求的前提下,以達到減輕機身結構重量并最大限度地發揮各處材料的性能為目的。將側板厚度減少 8 mm，則機身側壁厚度減為32 mm(因設備整體結構的影響，側壁厚度最小為32 mm)，在機身下軸孔處加加強筋，之后對優化后的模型進行靜態分析，如圖6～圖8所示。

從圖6可以看出，機身變形量最大的地方位于下輪軸孔處，主要承受下輪軸的作用力，最大變形為0.074 mm，變形量遠小于許用變形量。從圖7和圖8可以看出，機身的高應力區為機身下輪軸孔側板部位，最大危險區為下輪軸右孔側板部位，最大應力36.5 MPa，同時，在工作臺與側板相接的部分產生一個應力集中點。最大應力低于98 MPa說明優化后機身滿足強度和剛度檢驗標準。

同時，由于側板的高度為 1 185 mm，寬度為1 081 mm，密度為7 800 kg/m3，所以優化后機身的重量減少10%。

圖6優化后機身整體變形圖7優化后等效應力分布圖8優化后高應力分布區

3 優化后機身的模態分析

結構的振型和固有頻率是其他動力學分析問題的起點，也是承載動態載荷結構設計中的重要參數。為確定壓片機機身的設計結構或機器部件的固有頻率和振型(振動特性)，借助ANSYS的模態分析模塊，對有預應力的結構進行模態分析和循環對稱機構模態分析。

絕大多數的振動是伴隨著實際生產過程產生的，機械設計過程中要堅決避免振動頻率與機械結構固有頻率重合的情況，因為重合嚴重時機器本身會劇烈抖動，并伴隨很大的噪聲，危害極大。因此，為避免共振，機身的固有頻率應遠遠大于設備的工作頻率，根據沖頭沖壓次數(25片/min～40片/min)，得到壓片機的工作頻率為0.416 7 Hz～0.666 7 Hz。分析得到優化后機身的前5階頻率為：74.966 Hz、145.01 Hz、181.32 Hz、267.42 Hz、286.59 Hz。由結果可知，機身的固有頻率遠大于設備工作頻率，故滿足設計要求。

4 結論

本文借助有限元分析軟件ANSYS，通過對壓片機原始機身的靜態分析，進行壓片機機身強度和剛度的校驗；以分析校驗結果為依據對原始機身的結構進行優化改進。在滿足機身強度和剛度要求的前提下，對機身結構進行進一步設計優化，使改進后的機身結構滿足設計要求，大大提高了設計效率，減少了耗材，降低了成本。

參考文獻：

[1] 何德譽.曲柄壓力機[M].北京:機械工業出版社,1987.

[2] 林道盛.鍛壓機械及其有限元計算[M].北京:北京工業大學出版社,2003.

[3] 張建偉,白海波,李昕.ANSYS 14.0超級學習手冊[M].北京：人民郵電出版社,2016.

[4] 劉鴻文.材料力學[M].北京:高等教育出版社,2001.

[5] 張洪信.有限元基礎理論與ANSYS應用[M].北京:機械工業出版社,2006.