基于ANSYS的連桿架參數化分析優化

王水，王敏其 ，黃龍振，王菡珠 ，高至愷， 湯重九，陳傳強

(1. 五洋紡機有限公司，江蘇 常州 213100； 2. 南京理工大學 機械工程學院，江蘇 南京 210094)

0 引言

曲軸連桿運動是經編機工作的重要傳動裝置，通過不同的曲軸和搖臂的連接，實現由一根主軸輸入傳動后梳節、針床、針芯、沉降臺各自不同的運動但又達到協同作業的目的。曲軸連桿的定位精度和運行平穩性直接關系到產品的質量和經編機的作業壽命。

針對不同的需求可以選擇各種優化方法。余剛珍[1]、何雨松[2]結合ANSYS結構拓撲優化技術，優化了各自零件性能并將零件減重；劉基岡[3]等人基于有限元進行了液壓機的結構優化設計，優化結果設計的液壓機結構最大應力減小23%,剛強度性能滿足設計要求；詹威[4]、張東生[5]、潘鋒[6]等結合模態分析對各自零件進行優化設計，最大限度地減輕了共振頻率對產品運行的影響。由于連桿架本身尺寸不大，而且其端面上存在支撐板，拓撲優化已不適用，因此選取尺寸參數優化。通過簡化建模，結合有限元采用參數化分析，選用Screening篩選優化方法，最終得到3種優選方案，結合模態分析得到最終方案。

1 連桿架參數化建模及模態分析

1.1 連桿架建模

某KS經編機的連桿架主要分為兩個部分，一部分是與油箱進行螺栓定位的底座部分；另一部分是用于支撐連桿的支撐部分。主要參數尺寸為：底座為425mm×370mm的矩形，厚度為28mm，支撐板厚29mm，板間間距112mm，板距邊界62mm，材料為QT600，其楊氏模量為1.69E+11N/m2，泊松比0.286，質量密度為7 120kg/m3，零件約52.3kg。在SolideWorks進行簡化模型的建模，如圖1所示。

圖1 連桿架簡化模型

1.2 ANSYS靜態分析與模態分析

1) 原件有限元分析設置

結合零件在實際工作中的作業情況，應當考慮到其強度和變形能否滿足要求，因此進行靜態分析；再結合連桿架共振情況對定位精度的影響，因此還需進行模態分析，以進行固態頻率表的檢驗。

將SolidWorks文件直接導入到ANSYS中，設置其材料為QT600，零件整體質量為50.193kg。用四面體網格劃分，網格尺寸為10mm，在施加載荷的軸承座部分，如圖1中標注所示，采取細密網格劃分，網格單元為5mm，總共有34 799個節點，19 119個單元。連桿架在實際工作中并非出于自由狀態，其上底面與油箱的外表面用螺栓進行固定裝配到油箱內部，然后在連桿轉動過程中，連桿架受到軸承的載荷。因此其主要約束為上壁的固定約束，主要載荷為軸承孔的軸承載荷，根據其設計參數給出軸承徑向力Fr為7 180N,如圖2所示。

圖2 約束載荷加載圖

2) 模型分析結果

由靜態分析的結果得到，其最大等效應力為31.797MPa，總位移為0.029mm，等效應變為1.8×10-4mm/mm。其等效應力遠遠小于QT600的需用接觸應力之值160MPa。可以看出在連桿架的設計上存在很大的過設計的問題，在尺寸上留下了很大的優化空間。

由模態分析結果得知，影響構件振動特性的主要是低階模態，所以本文選取前6階固有模態。其前6階固有模態的頻率如表1所示。從分析結果中可以看出，其1階固態頻率為438.28Hz，而機器工作時穩定轉速為2 000r/min即33.33Hz,達不到其一階固有頻率，更加達不到往后的更高階固有頻率，說明經編機正常作業時連桿架不會產生共振。

表1 連桿架各階固態頻率

2 參數化建模ANSYS優化

2.1 優化模型的建立

為了進行結構優化設計, 首先建立優化設計的數學模型, 即在滿足規定的條件下, 尋求一組最佳的設計參數, 選用ANSYS內置的Screening分析方法。

1) 設計變量X。確定4個設計變量：連桿架的底座長、寬、底座厚度和軸承座板的厚度作為參數，分別設置為DS_D1、DS_D2、DS_H1和DS_H2，如圖1中的標注所示。

2) 目標函數 。最大總變形δmax<0.03mm，最大應力σmax<40MPa，min{M}：

g1(x)=δmax<0.03

(1)

g2(x)=σmax<40

(2)

G(x)=min{M}

(3)

3) 約束條件 。優化中約束條件為設計變量的取值范圍 ：

DS_D1=425, DS_D1∈(380 480)

(4)

DS_D2 =370, DS_D2∈(276 390)

(5)

DS_H1 =28, DS_H1∈(10 31)

(6)

DS_H2 =29，DS_H1∈(15 32)

(7)

2.2 優化結果分析

在ANSYS中設置了上述參數取值范圍，選定了以質量優化為目標，總形變和極限應力為約束，進行后臺數據分析。計算結束后，ANSYS自動給出3種優選方案并得到如圖3、圖4的4種參數對連桿架零件最大總形變δmax和等效應力σmax的影響曲面圖，圖3中z軸為最大總變形δmax、圖4中z軸則是等效應力σmax。圖3和圖4中，(a)圖的x軸均為D1，y軸均為D2，(b)圖中x軸均為H1，y軸

圖3 各因素等效應力影響曲面

均為H2。由圖3、圖4可以看出，D2和H2的取值對于等效應力的影響較大，D2的影響曲線類似于一個二次函數，取值360mm取左右時，等效應力最小；而等效應力總是隨著H2的減小而增大。在總變形方面，D1、D2、H2對其起著比較顯著的影響。D1和D2的影響曲線可以近似可以認為是二次函數，分別在420mm和345mm左右取得最小值；總形變量隨著H2的增大而減小。

圖4 各因素對總變形影響曲面

經過ANSYS優化分析，可以得到3種優選尺寸方案，如表2所示。在有限元分析結果中，這3種方案在整體效果上趨于最優，分析結果如表3所示，結果符合在因素分析表中的影響曲線的取值。與初始零件相比，雖然最大等效應力和總位移方面相差不大，但是在質量上卻是減少了很多。再結合這3種方案的模態分析選取最終的優化方案，模態分析數據見表4，可以看出3種方案的共振頻率相差不大，均不在經編機作業頻率附近。最終以質量最小原則，選取方案1，進行圓整如表5。

表2 3種優選方案尺寸表 mm

表3 3種優先方案有限元分析結果

表4 3種優選方案模態分析結果 mm

表5 優化前后方案尺寸對比

3 結語

通過對連桿架有限元靜態分析和模態分析，并結合參數化分析其特征尺寸對其整體性能影響，在不降低其性能參數為前提的條件下，以減少質量為目的，優化了連桿架的底座長寬厚和支撐板的厚度設計4個特征尺寸，減重了45%。經工廠實際驗證，優化尺寸符合要求。