YW-1020型全自动深压纹机的有限元分析与优化

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(华北理工大学 机械工程学院，河北 唐山 063210)

深压纹机是纸制品、塑料、皮革等印刷品表面整饰加工的一种重要设备，广泛用于包装装潢、产品广告、书刊封面、彩盒面纸、请柬和其它特殊产品表面的压纹加工[1]。与传统的深压纹机相比，YW-1020型全自动深压纹机具有自动化程度高、压纹精度高、无需冷却系统、能耗小等优点[2]。深压纹机压纹过程是一个往复的过程，工作过程中存在着复杂的受力情况，并且长期承受着交变载荷的作用，这使得各个铰链处的径向滑动轴承发生疲劳破坏进而影响机器的稳定性与安全性[3]。故在对深压纹机设计时，需对其受力相对较恶劣工作位置进行分析，以便于对关键部件进行优化改进。

该研究以YW-1020型全自动深压纹机为对象，结合工厂反馈的试验数据，利用有限元的方法对该机器的两个工作位置进行了分析，得出其受力较恶劣工作位置下各个轴承的Mises应力分布情况。最后使用优化模块Design Exploration对深压纹机进行了优化设计，为深压纹机结构设计的更加合理提供一定支持。

1 深压纹机有限元模型的建立

1.1 初压纹/动平台闭合工作位置下深压纹机模型的建立

YW-1020型全自动深压纹机是结合三梁四柱的液压机与膜切机的结构特点设计而成的，其主要结构包括四组运动摆杆装置、动平台和底部的集成板。该机器的12个关节处各有一组关节轴承，且它们的型号都是免维护径向滑动轴承GE60 TXE-2LS。该轴承由内圈和外圈组成，外圈装在摆杆和轴座的轴孔中，内圈与轴径相配，轴径摆动带动内圈在球面上摆动。径向滑动轴承的基本参数为[4]：内圈宽度为44 mm；内圈直径为60 mm；外圈宽度为36 mm；径向游隙0.3 mm～0.6 mm；滑动摩擦副为钢/PTFE编织材料，滑动接触面组合不要使用润滑剂。

深压纹机的下摆杆运动到与竖直方向成3.325°时称之为初压纹工作位置。从该位置继续运动，当下摆杆运动到与竖直方向成0°时，此时为动平台闭合加压的工作位置。有限元模型如图1。

图1 深压纹机有限元模型

1.2 深压纹机的受力分析

深压纹机是在丝杠组件驱动下完成压纹工作的(丝杠组件的驱动作用在分析时用力的作用代替，故有限元模型中未体现出丝杠组件)，图2(a)、(b)为工厂反馈的深压纹机在压纹工作中丝杠水平力、动平台的受力曲线。由两条曲线可以看出，在下摆杆从初始位置逐渐趋于竖直状态的过程中，丝杠对支撑轴施加的水平方向的力在不断增大，当下摆杆的摆角为3.325°时，丝杠施加的力达到最大，从此时刻起，深压纹机动平台开始受到向下的压力，并随下摆杆的摆角的减小而增大，当下摆杆的摆角为0°时，动平台受到的向下的压力最大，丝杠的水平力减小为0。该研究是对丝杠水平力最大的时刻和动平台受到最大压力(平台闭合保压)时两个工作位置进行分析。图2(c)、(d)为初压纹、动平台闭合保压两位置时的受力情况。

图2 深压纹机受力情况

1.3 深压纹机动载系数的计算

深压纹机压纹过程中，承载机构将会产生动载荷作用。应将深压纹机压纹时的静载荷乘以动载系数。动载系数的取值对深压纹机的安全性、经济性有很大影响。国内外对计算动载系数的方法和理论有大量的研究[5]。

根据深压纹机压纹时的载荷峰值与动平台上升段均值[6]，深压纹机动载系数计算公式为：

(1)

式中：Fmax载荷峰值(N)；Fm上升段均值(N)。

根据深压纹机已知数据计算出动载系数k≈1.4。

2 深压纹机的有限元分析

2.1 材料参数与网格的划分

深压纹机的各个零部件均设为柔性体。在仿真模型中，上轴座、下轴座、转动轴1、转动轴2、上摆杆、下摆杆材料均45#优质碳素结构钢；支撑轴的材料为38CrMoAl；轴承内、外圈的材料为GCr15。具体参数如表1。

表1 材料参数

图3 压纹机网格划分结果

在网格划分过程中，将对分析影响不大的动平台与集成板采用默认生成网格方式，对其他构件进行网格细化。网格划分后，生成734941个单元和1594108个节点，网格划分结果如图3。

2.2 接触模型的建立

在进行有限元分析前，需要检查各个零件的接触并对不正确的进行修改。正确的约束和定义接触对是深压纹机强度分析的重要环节，约束模拟必须限制深压纹机所有的运动可能，并不得有多余约束。接触定义必须更加符合机器的真实情况。由于深压纹机工作时，径向滑动轴承内、外圈有相对滑动，为了使仿真结果更加真实可靠，将轴承内、外圈的接触类型设置为摩擦接触(Frictional)，其摩擦系数设置为0.15。其余各部件之间的接触设置为绑定(bonded)。

分别对两种状态下的模型施加约束和载荷，对两种工作位置下的集成板底部施加固定约束(Fix-Support)来模拟地面对压纹机的固定和支撑；与深压纹机闭合加压状态相比，深压纹机在处于初压纹位置时，除了有动平台受到向下的压力外，还有丝杠对支撑轴的水平推力；最后对整机深压纹机整体施加重力(Standard Earth Gravity)。

2.3 仿真结果的分析

对深压纹机两种工况进行静力分析，结果如图4所示，在初压纹工作位置时，最大变形出现在动平台上，变形量约为0.05 mm左右。最大Mises应力出现在下摆杆与上摆杆接触关节处的轴承上，等效应力值为234.61 MPa；深压纹机动平台闭合加压位置时，最大变形同样是在动平台上，变形量约为0.61 mm左右。最大等效应力亦在上摆杆和下摆杆接触关节处的轴承上，等效应力值为971.39 MPa。通过以上分析结果的比较可得出，深压纹机在动平台闭合加压位置时受力情况较为恶劣，所以应该关注该位置的受力情况，特别是各关节处的径向滑动轴承。

图4 压纹机的变形、应力分布云图

2.4 深压纹机动平台闭合加压位置时滑动轴承的应力分析

为了进一步了解深压纹机在动平台闭合加压位置时的受力情况，结合之前的分析，提取出12个铰链处径向滑动轴承的应力分布情况，如图5所示。由图5可知，径向滑动轴承内、外圈相接触区域的应力较大，且该型号轴承的最大Mises应力为971.39 MPa，此轴承位于下摆杆与上摆杆相连的铰链处。说明此处是受力最不理想的部位。在长期的工作生产中，该处轴承是一个较为薄弱的环节，所以在以后的优化设计中应着重关注该关节处的轴承。

图5 径向滑动轴承应力分布情况

3 深压纹机的参数优化设计

3.1 优化参数的选择

3.1.1 设计变量的选择

基于深压纹动平台闭合加压位置的分析结果，结合ANSYS的优化模块Design Exploration对其进行参数优化设计。在分析了深压纹机可变参数优化的可行性后，以其下摆杆的长度为设计变量，同时约束该位置上、下摆的总长度与优化前一致。杆长的变化可能引起压纹机发生干涉现象，通过SolidWorks的“干涉检查”功能排除干涉得出两杆长的变化范围后，再利用SolidWorks的全局变量模块对下摆杆长度L1、上摆杆长度L2进行参数化定义。其定义形式如下：

3.1.2 目标变量的选择

根据深压纹机的结构特点与有限元分析可知，在该机器工作时，各关节处的径向滑动轴承是主要承载的关键部件，易发生疲劳破坏且成本相对比较高，故以分析结果中上摆杆与下摆杆处的轴承Mises应力达到最小为目标变量对压纹机进行参数优化设计。优化参数如表2。

表2 优化参数

3.2 杆长的尺寸优化及结果分析

图6 关系响应曲线

图7 优化前后目标参数对比

通过优化可得如图6所示的下摆杆长度与轴承最大应力之间的关系响应曲线。通过该曲线可以清楚地看出，在下摆杆长度可变化的范围内，摆杆长度越长，径向滑动轴承的最大Mises应力越小。优化结束后，自动生成如表3所示的3个候选点。根据3个候选点，最后圆整取下摆杆的长度为128 mm。根据圆整后的尺寸，对该装置模型进行再生。优化后目标参数对比如图7。

表3 优化候选点

由图7可以看出，优化后轴承的应力有明显的改善，最大应力减小了10.7%，使压纹机的性能得到改善，大大降低了关节轴承被破坏的可能性。

4 结论

该研究通过有限元的方法对YW-1020型深压纹机的两个工作位置做了整机的有限元分析，并提取出受力相对恶劣位置下轴承的Mises应力分布情况，通过分析得出以下结论：

1)对两种位置下深压纹整机进行分析研究后，得出动平台闭合加压位置下深压纹机的受力情况相对恶劣，需着重关注；

2)通过对深压纹机动平台闭合加压位置的分析，可知其Mises应力最大的部件为径向滑动轴承，最大Mises应力达到了971 MPa，结合轴承材料的属性分析，虽未超过轴承钢的屈服极限，但在长期的交变载荷的作用下较容易失效。

3)提出了对深压纹机的优化改进方法。通过Design Exploration模块，以下摆杆长度为设计变量，径向滑动轴承最大应力为目标参数进行优化。优化后关节轴承的最大应力从971 MPa降低到867.5 MPa，应力值约减少了10.7%，使该机器的强度得到了改善，为以后深压纹机加工改进提供参考。

[1] 康启来.做好压纹机的调试和正确操作[J].中国包装，2010，30(10)：32-34.

[2] 葛敏，李海涛，李江国.CWFP12500 kN冷锻压力机有限元模态分析[J].锻压技术，2015，40(10)：88-91.

[3] 邵明远，李炳文，种法洋.基于Pro/E及ANSYSWorkbench的液压支架顶梁的静力与疲劳分析[J].煤矿机械，2014，35(10)：226-228.

[4] 卢济武.煤矿机械中大型球面关节轴承的设计与应用[J].机械设计与研究，1992(4)：12-13

[5] 成强.轮胎集装箱门式起重机起升动载系数的有限元计算[J].机械制造，2013，51(6)：11-13.

[6] 齐明侠，裴峻峰.修井机起升动载系数的测试与确定[J].石油矿场机械，1998(2)：41-44.