模切機(jī)壓花輥系統(tǒng)振動特性分析

凌靜秀，江吉彬，楊曉靜，練國富

(福建工程學(xué)院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院, 福建 福州 350118)

?

模切機(jī)壓花輥系統(tǒng)振動特性分析

凌靜秀，江吉彬，楊曉靜，練國富

(福建工程學(xué)院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院, 福建 福州 350118)

摘要：隨著旋轉(zhuǎn)模切機(jī)轉(zhuǎn)速的提高，刀架及齒輥等結(jié)構(gòu)振動劇烈，使得整個系統(tǒng)的動態(tài)性能指標(biāo)無法滿足設(shè)計(jì)要求?；谔摂M樣機(jī)技術(shù)及有限元法，采用ADAMS軟件建立模切機(jī)壓花輥系統(tǒng)的虛擬樣機(jī)模型，對系統(tǒng)在300 m/min線速度且空載的情況進(jìn)行動力學(xué)仿真，提取得到齒輥的支承軸承動態(tài)載荷歷程。同時開展刀架的模態(tài)分析，并以動力學(xué)仿真結(jié)果作為輸入條件，進(jìn)行刀架的諧響應(yīng)分析，探測結(jié)構(gòu)的共振響應(yīng)，為設(shè)備的動態(tài)性能校核及參數(shù)優(yōu)化提供參考。

關(guān)鍵詞：旋轉(zhuǎn)模切機(jī)； 刀架； 虛擬樣機(jī)； 振動特性

旋轉(zhuǎn)模切機(jī)是一種紙包裝機(jī)械設(shè)備，主要用于紙板、雙面膠、電子、手機(jī)膠墊等的模切、壓痕和燙金作業(yè)、自動排廢等，是印后包裝加工成型的重要設(shè)備[1]。整機(jī)主要由刀具模組、送料、機(jī)械系統(tǒng)、電氣控制系統(tǒng)、包裝等單元組成，其中刀具模組是旋轉(zhuǎn)模切裝備的核心部件，主要由輥切成型模、輥壓成型模和刀架組成；機(jī)械系統(tǒng)主要包括自動送料、自動除廢、自動檢測清廢及自動包裝等單元裝置。

目前，學(xué)者們主要集中在模切壓力、機(jī)架應(yīng)力、運(yùn)動學(xué)性能等方面的研究。文獻(xiàn)[2]研究模切機(jī)工作臺運(yùn)動特征，得出工作臺速度和加速度的曲線圖。文獻(xiàn)[3]對送紙機(jī)構(gòu)主軸進(jìn)行靜力學(xué)分析，得到其應(yīng)力、應(yīng)變及位移分布，并進(jìn)行了模態(tài)分析。薛超志、付興娥等采用有限元法分析模切機(jī)機(jī)架的靜力學(xué)性能，校核結(jié)構(gòu)的剛度和強(qiáng)度，并對部分結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)[4-5]。文獻(xiàn)[6]對整個模壓機(jī)構(gòu)鏈傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行了運(yùn)動協(xié)調(diào)性分析。文獻(xiàn)[7]考慮運(yùn)動副間隙對模切機(jī)動態(tài)特性的影響，建立運(yùn)動精度可靠性分析模型。

綜上，文獻(xiàn)對模切機(jī)的分析主要集中在靜力學(xué)和運(yùn)動學(xué)上，缺乏對其動態(tài)特性的研究。實(shí)際上，模切機(jī)皮帶線速度的增加，加劇了刀架及齒輥結(jié)構(gòu)的振動，使得整個系統(tǒng)的靜動性能、可靠性及疲勞壽命等指標(biāo)無法滿足設(shè)計(jì)要求。為此，本文以實(shí)際模切機(jī)系統(tǒng)為研究對象，采用虛擬樣機(jī)技術(shù)對系統(tǒng)進(jìn)行動力學(xué)仿真，提取得到刀輥支撐軸承反力。在此基礎(chǔ)上，采用有限元法對刀架進(jìn)行模態(tài)分析及諧響應(yīng)分析，探測結(jié)構(gòu)的共振響應(yīng)，為設(shè)備的動態(tài)性能校核及參數(shù)優(yōu)化提供參考。

1　壓花輥系統(tǒng)虛擬樣機(jī)模型

采用Solidworks軟件建立壓花輥的數(shù)字化樣機(jī)，并對模型進(jìn)行修正，刪除螺紋、軸承滾子等，創(chuàng)建其等效三維模型。

1.1模型的導(dǎo)入

將壓花輥模型用Parasolid中性文件的格式導(dǎo)出，進(jìn)而將其導(dǎo)入ADAMS/View環(huán)境中，保證實(shí)體數(shù)據(jù)格式的完整性。

1.2虛擬樣機(jī)的邊界條件

通過施加約束、驅(qū)動及接觸等邊界條件，完成壓花輥系統(tǒng)的虛擬樣機(jī)模型如圖1。模型中軸承類型為深溝球軸承，采用襯套力元(Bushing)模擬軸承支撐，剛度及阻尼值參考文獻(xiàn)[8]中的球軸承計(jì)算公式；齒輪為直齒輪，采用體與體的接觸副(Contact)模擬；驅(qū)動采用點(diǎn)驅(qū)動，不影響系統(tǒng)的自由度，保持浮動支撐；其余沒有相對運(yùn)動的構(gòu)件均采用固定約束。

圖1　壓花輥系統(tǒng)虛擬樣機(jī)模型Fig.1　Physical model of die-cutting machine embossing roller system

2　壓花輥刀架的振動特性

2.1壓花輥系統(tǒng)的動力學(xué)仿真

本文重點(diǎn)分析壓花輥系統(tǒng)在最高線速度300 m/min且空載工況下的振動特性。齒輪分度圓半徑為40 mm，即齒輪輸入軸的轉(zhuǎn)速設(shè)置為1 194 r/min。

2.1.1仿真輸出步長設(shè)置

仿真步長越小，精度越高，但會延長計(jì)算時間。綜合考慮精度及效率，設(shè)定步長為0.01 s。

2.1.2齒輥動態(tài)軸承載荷

設(shè)置求解時間為5 s，對壓花輥系統(tǒng)進(jìn)行動力學(xué)分析，提取4個軸承的支撐反力如圖2。

由以上結(jié)果可知，4個軸承的支撐反力在Z方向(支撐方向)值均最大，總體呈現(xiàn)半余弦變化規(guī)律，和實(shí)際相符。由于齒輪嚙合力的周期性作用使得軸承載荷出現(xiàn)較大的沖擊波動，最大沖擊值約600 kN，出現(xiàn)在軸承1和2上，這與兩刀輥的間隙有很大關(guān)系，分析結(jié)果可為軸承性能評估提供邊界條件。

(a)軸承1支撐力

(b)軸承2支撐力

(c)軸承3支撐力

(d)軸承4支撐力圖2　軸承支撐力時變曲線Fig.2　Time varying curve of bearing forces

2.2刀架模態(tài)分析

模態(tài)分析是承受動態(tài)載荷結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中的近代方法，同時也作為動力學(xué)分析的起點(diǎn)，用以求解系統(tǒng)自由振動下的固有頻率和相應(yīng)振型。本文采用Workbench軟件對刀架結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析，確定結(jié)構(gòu)的低階固有頻率及振型，為諧響應(yīng)分析奠定基礎(chǔ)。

2.2.1刀架有限元模型

利用有限元法進(jìn)行刀架結(jié)構(gòu)的模態(tài)分析時，需要對模型進(jìn)行邊界條件的設(shè)置和有限元網(wǎng)格的劃分。將刀架三維模型導(dǎo)入ANSYS/Workbench中，螺栓連接采用綁定接觸算法(bonded)模擬，同時考慮軸承結(jié)合面剛度，刀架底面施加固定約束。用六面體網(wǎng)格占優(yōu)的方法(hex dominant method, HDM)進(jìn)行網(wǎng)格劃分，細(xì)化局部區(qū)域網(wǎng)格，不斷調(diào)試獲得高效可行的刀架有限元網(wǎng)格模型。

2.2.2模態(tài)分析結(jié)果

由振動理論可知，對結(jié)構(gòu)振動起主要作用的是低階模態(tài)，高階模態(tài)的貢獻(xiàn)很小，且衰減很快，本文只考慮前6階模態(tài)對刀架振動的影響。

對刀架模型進(jìn)行約束模態(tài)計(jì)算，得到結(jié)構(gòu)的前6階固有頻率及其對應(yīng)的振型如表1和圖3。

表1刀架結(jié)構(gòu)的前6階固有頻率及振型

Tab.1The first 6 orders of natural frequencies and vibration modes of cutter frame

階數(shù)頻率/Hz固有振型1332.46右側(cè)板左右擺動2334.58左側(cè)板左右擺動3933.37右側(cè)板扭轉(zhuǎn)振動4941.54左側(cè)板扭轉(zhuǎn)振動51136.8右側(cè)板扭擺振動61175.5左側(cè)板扭擺振動

(a) 第1階模態(tài)振型

(b) 第2階模態(tài)振型

(c) 第3階模態(tài)振型

(d) 第4階模態(tài)振型

(e) 第5階模態(tài)振型

(f) 第6階模態(tài)振型圖3　刀架前6階模態(tài)振型Fig.3　The first 6 orders of cutter frame vibration modes

由圖3可知，刀架前6階振型基本為左右對稱出現(xiàn)，頻率大小也基本一致，和實(shí)際情況相符；刀架1階固有頻率約為332 Hz，齒輪輸入軸轉(zhuǎn)速為1 194 r/min，對應(yīng)的轉(zhuǎn)頻及嚙合頻率分別為19.9 Hz及796 Hz，二者與基頻不重合，系統(tǒng)不易發(fā)生共振。

2.3刀架諧響應(yīng)分析

由動力學(xué)結(jié)果可知，軸承載荷總體呈現(xiàn)半余弦變化規(guī)律，且輸入軸齒輪嚙合頻率大于系統(tǒng)基頻，有必要對刀架結(jié)構(gòu)開展諧響應(yīng)分析，探測結(jié)構(gòu)的共振響應(yīng)。基于刀架有限元模型，添加軸承載荷及約束條件，應(yīng)用Workbench軟件進(jìn)行諧響應(yīng)分析，得到刀架結(jié)構(gòu)在接近固有頻率下的共振響應(yīng)曲線。

2.3.1邊界條件

刀架諧響應(yīng)分析約束和模態(tài)分析一致,軸承位置施加載荷幅值為130 kN?；谙到y(tǒng)固有頻率大小，選取諧響應(yīng)的計(jì)算頻率范圍64.3～1 138 Hz，分8步計(jì)算響應(yīng)情況，盡量覆蓋模型的低階固有頻率，探測結(jié)構(gòu)的共振響應(yīng)。

2.3.2結(jié)果分析

對模型進(jìn)行求解，得到刀架在第1階固有頻率下的整體應(yīng)力分布、變形分布及各階頻率下軸承處的應(yīng)力及變形振幅如圖4。

(a) 第1階固有頻率下的應(yīng)力響應(yīng)分布

(b) 第1階固有頻率下的位移響應(yīng)分布

(c) 各階頻率下軸承處應(yīng)力振動幅值

(d) 各階頻率下軸承處變形振動幅值圖4　刀架諧響應(yīng)分析結(jié)果Fig.4　The harmonic response analysis result of cutter frame

由圖4可知，當(dāng)外載頻率等于刀架基頻時，系統(tǒng)發(fā)生強(qiáng)烈共振，最大應(yīng)力出現(xiàn)在軸承位置，最大變形出現(xiàn)在側(cè)板頂端，數(shù)值遠(yuǎn)超結(jié)構(gòu)許用值。另

外，軸承部位的應(yīng)力振幅在332.43 Hz和1 138 Hz兩個頻率處出現(xiàn)明顯峰值，而變形振幅也在332.43 Hz處出現(xiàn)峰值。說明機(jī)架若發(fā)生共振，外載頻率等于基頻時振動最惡劣，應(yīng)合理匹配系統(tǒng)控制參數(shù)。

3　結(jié)論

1)刀輥支撐軸承力在Z方向值最大，總體呈現(xiàn)半余弦變化規(guī)律，其中沖擊最大值約600 kN，出現(xiàn)在軸承1和2上。

2)刀架前6階振型基本為左右對稱出現(xiàn)，同振型下頻率大小基本一致，結(jié)構(gòu)第1階固有頻率約332 Hz。

3)當(dāng)外載頻率等于刀架第1階固有頻率時，系統(tǒng)發(fā)生強(qiáng)烈共振，峰值部位的諧響應(yīng)值遠(yuǎn)超結(jié)構(gòu)許用值，系統(tǒng)參數(shù)匹配時要合理避開機(jī)架的基頻，避免發(fā)生共振。

參考文獻(xiàn)：

[1] 張玲.高速自動模切機(jī)主機(jī)墻板的應(yīng)力分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化[D].上海：同濟(jì)大學(xué),2007.

[2] 丁毅,張波,曾珊琪.模切機(jī)工作臺運(yùn)動特征分析及實(shí)現(xiàn)[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造,2011(7):197-198.

[3] 趙榮麗,陳新,李克天,等.簡化橡膠層材料的送紙機(jī)構(gòu)主軸有限元分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造,2011(8):10-12.

[4] 薛超志,齊元勝,張偉,等.模切機(jī)機(jī)架的有限元分析[J].包裝工程,2011(9):62-65.

[5] 付興娥,李磊,李偉.全自動圓壓平模切機(jī)機(jī)架的有限元分析及改進(jìn)[J].機(jī)械與電子,2010(11):42-44.

[6] 李桂紅,成剛虎.平壓模切機(jī)構(gòu)及其運(yùn)動協(xié)調(diào)性的分析研究[J].包裝與食品機(jī)械,2003,21(5)：5-7.

[7] 王西珍.全自動平壓平模切機(jī)肘桿機(jī)構(gòu)精度分析及可靠性設(shè)計(jì)[D].西安：西安理工大學(xué)，2006.

[8] 吳昊.滾動軸承動特性及軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)模型研究[D].上海：華東理工大學(xué)，2010.

(責(zé)任編輯： 陳雯)

Vibration characteristics analysis of embossing roller system for die-cutting machine

Ling Jingxiu, Jiang Jibin, Yang Xiaojing, Lian Guofu

(College of Mechanical and Automotive Engineering, Fujian University of Technology, Fuzhou 350118, China)

Abstract：As the speed of rotary die-cutting machine increases, the cutter frame and tooth roller vibrate sharply, which affects the system dynamic performance of the die-cutting machine.Based on the virtual prototype technology and finite element method, ADAMS software was employed to establish a virtual prototype model of the embossing roller system.In addition, the system dynamic simulation was conducted at a load-free linear velocity of 300 m/min to extract the bearing loadings of the tooth roller.Then the cutter frame modal analysis was performed.The cutter frame harmonic response was analysed with the results of dynamic simulation as input to examine the structure resonance response.The results can contribute to the dynamic performance verification and the parameters optimization of equipment.

Key words：rotary die-cutting machine; tool carrier; virtual prototype; vibration characteristics

doi:10.3969/j.issn.1672-4348.2016.04.012

收稿日期:2016-06-15

基金項(xiàng)目：福建省自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(2015J01181);福建工程學(xué)院科研啟動基金(GY-Z160048)

第一作者簡介：凌靜秀(1985-),男,浙江溫州人,講師,博士,研究方向:機(jī)械系統(tǒng)動力學(xué)。

中圖分類號：TH113

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

文章編號：1672-4348(2016)04-0371-05