楊 兵

(淄博職業(yè)學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院，山東 淄博 255314)

0 引言

DDY型單沖壓片機(jī)是一種可以直接將粉粒狀原材料壓制成片狀，并能實現(xiàn)連續(xù)工作的設(shè)備。它主要適用于醫(yī)藥、食品、粉末冶金、日用化工、農(nóng)藥及其他行業(yè)加工各種片劑，特別是加工各種難成型片劑和大規(guī)格片劑。在傳統(tǒng)的機(jī)身設(shè)計中，過分注重設(shè)計的安全性，導(dǎo)致設(shè)計過于保守，使得機(jī)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(jī)為例，借助有限元分析軟件ANSYS，對壓片機(jī)原始機(jī)身進(jìn)行靜態(tài)和動態(tài)特性分析，并基于仿真結(jié)果對其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。

1 壓片機(jī)機(jī)身結(jié)構(gòu)及主要參數(shù)

1.1 壓片機(jī)機(jī)身結(jié)構(gòu)

該壓片機(jī)采用開式結(jié)構(gòu)機(jī)身，該機(jī)身三面敞開，主要特點為操作自由方便。機(jī)身主要由左側(cè)板、右側(cè)板、上下輪軸承孔以及工作臺組成，材料為HT150，鋼板焊接結(jié)構(gòu)。壓片機(jī)機(jī)身結(jié)構(gòu)模型如圖1所示。

1.2 主要技術(shù)參數(shù)

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(chǎn)量(片/min)：25～40。

2 機(jī)身結(jié)構(gòu)模型與計算

2.1 機(jī)身結(jié)構(gòu)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(jī)身三維結(jié)構(gòu)模型(如圖1所示)轉(zhuǎn)換為力學(xué)模型或結(jié)構(gòu)分析模型。在機(jī)身模型的建立過程中可以對機(jī)身結(jié)構(gòu)進(jìn)行適當(dāng)簡化，但簡化過程中要確保分析對象的主要結(jié)構(gòu)力學(xué)性能未發(fā)生改變。

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

鑒于此，根據(jù)設(shè)計圖紙，并結(jié)合壓片機(jī)的工作實際狀況，對機(jī)身結(jié)構(gòu)進(jìn)行了一些適當(dāng)?shù)暮喕罕Ａ袅藶闇p輕機(jī)身重量而設(shè)計的一些開孔；對于明顯不會影響機(jī)身結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、剛度的部位進(jìn)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(shè)計中相關(guān)的計算

2.2.1 機(jī)身強(qiáng)度和剛度的判斷標(biāo)準(zhǔn)

根據(jù)文獻(xiàn)[1]，脈動循環(huán)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(huán)下的疲勞極限，σ-1=70 MPa；Ψ為脈動循環(huán)下的疲勞極限率，Ψ=0.1～0.4，為保證機(jī)身強(qiáng)度，取Ψ=0.4。

計算得：σ0=98 MPa。由于σ0<σb=150 MPa(抗拉強(qiáng)度)，所以取98 MPa作為壓片機(jī)強(qiáng)度的判斷標(biāo)準(zhǔn)。

以文獻(xiàn)[1]和文獻(xiàn)[2]中機(jī)身校核有關(guān)內(nèi)容為依據(jù)，并結(jié)合生產(chǎn)實際，選取許用變形量δv=0.3 mm作為壓片機(jī)機(jī)身剛度的判斷標(biāo)準(zhǔn)。

2.2.2 主要載荷的處理

壓片機(jī)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(jī)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(jù)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(xié)調(diào)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?qū)挾?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?qū)挾龋琓2=102.5 mm。

(2) 工作臺面載荷的處理。設(shè)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(xiàn)′=F=300 kW。

2.3 機(jī)身靜態(tài)分析及優(yōu)化

為實現(xiàn)對機(jī)身結(jié)構(gòu)的優(yōu)化，利用有限元分析軟件ANSYS對其進(jìn)行靜態(tài)分析，依據(jù)機(jī)身結(jié)構(gòu)的等效應(yīng)力分布狀態(tài)和結(jié)構(gòu)位移變形量來完成原始結(jié)構(gòu)的優(yōu)化。主要方法是：①減小左右側(cè)板的厚度，采用增設(shè)工作臺加強(qiáng)筋、側(cè)板加強(qiáng)筋或改進(jìn)加強(qiáng)筋結(jié)構(gòu)等措施來增加強(qiáng)度，同時達(dá)到降低最大應(yīng)力的目的；②為提高機(jī)身結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，可采用增大危險截面慣性距的方法；③在滿足剛度、強(qiáng)度要求的前提下，為最大限度地發(fā)揮各處材料的性能，可以適當(dāng)減輕機(jī)身結(jié)構(gòu)重量。

2.3.1 ANSYS靜態(tài)分析步驟

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

(2) 施加載荷及邊界約束條件。對壓片機(jī)底部進(jìn)行邊界全約束，對下輪軸上軸孔和機(jī)座中模定位處進(jìn)行載荷處理。由于機(jī)身的重量較大,因此考慮機(jī)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(tài)分析

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

圖3機(jī)身整體變形圖4等效應(yīng)力分布圖5高應(yīng)力分布區(qū)

從圖3可以看出，機(jī)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(yuǎn)小于許用變形量。此外，變形較大的地方還出現(xiàn)在安裝中模面的下面兩側(cè)板處。從圖4和圖5可以看出，機(jī)身的高應(yīng)力區(qū)為機(jī)身下輪軸孔側(cè)板部位，最大危險區(qū)為下輪軸右孔側(cè)板部位，最大應(yīng)力為37.2 MPa，同時，在工作臺與側(cè)板相接的部分產(chǎn)生一個應(yīng)力集中點。機(jī)身的最大應(yīng)力遠(yuǎn)低于98 MPa，說明該機(jī)身結(jié)構(gòu)可以進(jìn)一步優(yōu)化。

2.3.3 優(yōu)化后模型的靜態(tài)分析

根據(jù)原始模型的靜態(tài)分析結(jié)果，按照機(jī)身優(yōu)化的主要方法，在滿足強(qiáng)度和剛度要求的前提下,以達(dá)到減輕機(jī)身結(jié)構(gòu)重量并最大限度地發(fā)揮各處材料的性能為目的。將側(cè)板厚度減少 8 mm，則機(jī)身側(cè)壁厚度減為32 mm(因設(shè)備整體結(jié)構(gòu)的影響，側(cè)壁厚度最小為32 mm)，在機(jī)身下軸孔處加加強(qiáng)筋，之后對優(yōu)化后的模型進(jìn)行靜態(tài)分析，如圖6～圖8所示。

從圖6可以看出，機(jī)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(yuǎn)小于許用變形量。從圖7和圖8可以看出，機(jī)身的高應(yīng)力區(qū)為機(jī)身下輪軸孔側(cè)板部位，最大危險區(qū)為下輪軸右孔側(cè)板部位，最大應(yīng)力36.5 MPa，同時，在工作臺與側(cè)板相接的部分產(chǎn)生一個應(yīng)力集中點。最大應(yīng)力低于98 MPa說明優(yōu)化后機(jī)身滿足強(qiáng)度和剛度檢驗標(biāo)準(zhǔn)。

同時，由于側(cè)板的高度為 1 185 mm，寬度為1 081 mm，密度為7 800 kg/m3，所以優(yōu)化后機(jī)身的重量減少10%。

圖6優(yōu)化后機(jī)身整體變形圖7優(yōu)化后等效應(yīng)力分布圖8優(yōu)化后高應(yīng)力分布區(qū)

3 優(yōu)化后機(jī)身的模態(tài)分析

結(jié)構(gòu)的振型和固有頻率是其他動力學(xué)分析問題的起點，也是承載動態(tài)載荷結(jié)構(gòu)設(shè)計中的重要參數(shù)。為確定壓片機(jī)機(jī)身的設(shè)計結(jié)構(gòu)或機(jī)器部件的固有頻率和振型(振動特性)，借助ANSYS的模態(tài)分析模塊，對有預(yù)應(yīng)力的結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析和循環(huán)對稱機(jī)構(gòu)模態(tài)分析。

絕大多數(shù)的振動是伴隨著實際生產(chǎn)過程產(chǎn)生的，機(jī)械設(shè)計過程中要堅決避免振動頻率與機(jī)械結(jié)構(gòu)固有頻率重合的情況，因為重合嚴(yán)重時機(jī)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(jī)身的固有頻率應(yīng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于設(shè)備的工作頻率，根據(jù)沖頭沖壓次數(shù)(25片/min～40片/min)，得到壓片機(jī)的工作頻率為0.416 7 Hz～0.666 7 Hz。分析得到優(yōu)化后機(jī)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(jié)果可知，機(jī)身的固有頻率遠(yuǎn)大于設(shè)備工作頻率，故滿足設(shè)計要求。

4 結(jié)論

本文借助有限元分析軟件ANSYS，通過對壓片機(jī)原始機(jī)身的靜態(tài)分析，進(jìn)行壓片機(jī)機(jī)身強(qiáng)度和剛度的校驗；以分析校驗結(jié)果為依據(jù)對原始機(jī)身的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)。在滿足機(jī)身強(qiáng)度和剛度要求的前提下，對機(jī)身結(jié)構(gòu)進(jìn)行進(jìn)一步設(shè)計優(yōu)化，使改進(jìn)后的機(jī)身結(jié)構(gòu)滿足設(shè)計要求，大大提高了設(shè)計效率，減少了耗材，降低了成本。

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