壓輥懸臂機床設計與研究

吳 哲, 張中弛, 楊春梅, 任長清, 丁禹程

(東北林業(yè)大學 機電工程學院,黑龍江 哈爾濱 150040)

歐式木窗型材作為一種純木質(zhì)順紋集成材,因其出色的抗壓抗折特性而深受市場歡迎[1],最早面世于20世紀70年代,由瑞典科學院的研究員開發(fā)并制作。這種制作方法在面世后不久被歐美諸多國家廣泛應用。我國從1996年開始制作歐式木窗,但這時的設備都是采用國外進口設備,一直到1999年才在歐式木窗生產(chǎn)方面具備工業(yè)化生產(chǎn)的基本條件[2]。李偉光等[3]研究了三種典型木門門扇自動化柔性生產(chǎn)線的設計方案,這些方案都簡略地描繪出生產(chǎn)線的加工過程以及加工設備布置,并進行了加工效率以及成本的分析。趙晏林[4]研究了多品種小批量環(huán)境下的家具混流生產(chǎn)線平衡分析與改善;錢文婷[5]等研究了家具自動倉儲系統(tǒng),對每個單元站都進行了詳盡的分析,目前國內(nèi)對木制門窗加工的生產(chǎn)是以多機器部件相互協(xié)調(diào)的模式進行的。倘若在木制門窗產(chǎn)業(yè)線方面實現(xiàn)機械智能化生產(chǎn),那么這將會高效實現(xiàn)勞動力自由化,合理地規(guī)避單一性產(chǎn)品的重復勞動并對環(huán)境保護等多方面起到促進作用。

經(jīng)過對木窗生產(chǎn)企業(yè)的調(diào)研,筆者了解到截至目前我國窗型加工環(huán)節(jié)多處于半自動化階段,在對木窗的窗框成型過程中仍需要工人把扶窗框,借助機床的四個刀位和五金膠條安裝槽口,再對木窗進行銑型加工,這樣的過程不僅耗費人力,提高生產(chǎn)成本,而且對工人本身技術也具有一定要求,稍有不慎可能就會造成木制門窗邊框出現(xiàn)尺寸誤差,影響木窗產(chǎn)品質(zhì)量。

為了能夠解決這一問題設計了一種自動窗型加工設備(如圖1所示),在原有木窗加工中心的基礎上使用滑臺升降裝置控制壓輥架的高度,并采用輥臺架與壓輥架相配合的方式保證木窗在加工過程中的穩(wěn)定性。為了保障木窗加工中心不會出現(xiàn)故障,工人需要定期對機床進行檢修,因此需要在壓輥支柱上焊接橫梁,并在橫梁側安裝導軌以保證機床的艙門能夠被打開。

圖1 壓輥懸臂機床

1 壓輥懸臂機床主要結構

首先在多個方案中篩選出性價比最高且具備可行性的方案,再利用三維建模軟件繪制出該方案中的壓輥懸臂機床模型,這一方案中壓輥懸臂機床主要由壓輥升降臺、升降支撐架、機床和輥臺總裝四個部分構成。

壓輥升降臺(如圖2所示)由壓輥、壓輥架、壓輥支架、壓輥支柱、壓輥總支架、滑臺升降裝置、伺服電機組成。因需要加工的木窗尺寸從500 mm到20 000 mm不等,所以為了保障木窗在木窗加工中心工作過程中不被刮飛,需要讓壓輥輥子滿足在加工不同尺寸木窗時都能夠?qū)⒛敬皦壕o。可以通過多個小段壓輥成功完成,這種設計盡可能地保障了不同尺寸木窗的均勻受力,不會出現(xiàn)翹邊的現(xiàn)象。當木窗被放在輥臺上后,電機通過絲杠作用帶動滑臺升降裝置升高,直到最終木窗被加緊。

圖2 壓輥升降臺示意圖

升降支撐架(如圖3所示)由橫梁、導軌滑塊和底座三個部分構成,該結構主要用于解決壓輥與輥臺夾持過程中面臨的懸臂梁彎曲問題。將橫梁與懸臂梁壓輥支柱焊接在一起,使橫梁能承擔一部分壓輥的重量。相較于木窗上下壓緊都使用多排單輥,升降支撐架也可以令壓輥懸臂裝置滿足不妨礙機床門開合的基本條件。當機床需要定期檢查時,只需要將升降支撐架高度下降就可以得到機床門打開的空間。當壓輥懸臂裝置達到規(guī)定位置時,將滑塊鎖死在導軌上可以有效輔助壓輥支柱分擔壓輥架和壓輥的重量。

圖3 升降支撐架示意圖

輥臺總裝(如圖4所示)由多個單輥和架子構成。此結構用于支撐需要加工的木窗,并用于穩(wěn)定整個裝置。

2 橫梁受力分析

2.1 壓輥架受力分析

為了分析橫梁具體受力情況,首先要計算出每根壓輥支柱所承受的重量,單組壓輥支柱和壓輥如圖5所示。通過Solidworks建立單組壓輥支柱以及上面四個壓輥的模型(如圖6所示),在設定好材料后根據(jù)Solidworks中評估下的質(zhì)量屬性可以清楚單組壓輥和壓輥架的重量和為2.265 kg。材料為Gb/6728-1986的方型空心型鋼壓輥支架重量為0.597 kg,根據(jù)模型也可以看出每個壓輥架之間距離為380 mm。為了將壓輥支柱重量計算在其中,需要標記出其質(zhì)心位置。將質(zhì)心位置[6]通過Matlab計算出來:

圖5 單組壓輥支柱和壓輥

圖6 壓輥模型

計算出質(zhì)心位置坐標為X=615,Y=275,Z=0。

為計算橫梁單個焊點承受的力需要對壓輥支柱進行受力分析,如圖7所示。

圖7 壓輥支柱受力分析

(1)

式(1)中:f為單組壓輥和壓輥架重量;L為焊點受力力臂;G為壓輥支柱重量;F1為焊點受力。計算得出F1為47.896 5 N。

2.2 橫梁受力情況

根據(jù)Solidworks構建出的橫梁模型可以看出橫梁與壓輥升降臺之間有22個焊點,即有22組壓輥和壓輥支柱,每組壓輥支架之間的距離為200 mm,末端焊點與邊界的距離為325 mm。

3 橫梁結構靜力學分析

3.1 C槽橫梁靜力學分析

將使用Solidworks繪制的橫梁模型通過工具導入到Ansys 2022 R1 的Workbench中進行靜力學分析,整體材料設定為Q235-A,泊松比設為0.288,彈性模量2.12E+11Pa,質(zhì)量密度為7 860 kg/m3。

使用定值網(wǎng)格劃分的形式,按照網(wǎng)格大小為20 mm的網(wǎng)格對橫梁進行網(wǎng)格劃分,采用對橫梁上22個焊點進行力的賦予,并對橫梁側面施加約束(如圖8所示),在有限元分析完成后,對總變形和等效應力進行最后的求解[7],求解結果如圖9、圖10所示。

圖8 橫梁約束與載荷

圖9 C槽變形云圖

圖10 C槽應力云圖

根據(jù)計算結果分析可以看出在橫梁結構中,橫梁應力主要集中在水平方向的三條桿上,而最大變形量出現(xiàn)在焊接桿的中間位置,最大變形量Wmax為2.616 6 mm,最大應力值為17.349 MPa。由上述結果分析可以知道在橫梁與壓輥架接觸面存在較大的變形,最大變形量大于許用變形量的2 mm,這在壓輥懸臂加床長期使用過程中可能產(chǎn)生裂紋甚至斷裂現(xiàn)象。同時橫梁兩端也存在較大應力,長期使用可能會使水平C槽和豎直C槽焊接部位斷裂。

3.2 方形管靜力學分析

為了降低橫梁在使用過程中面臨的過大變形,筆者將橫梁結構從100×10的C槽更換為80×80×5的方型管并重新進行Ansys分析,變形云圖和應力云圖見圖11、圖12。

圖11 方型管變形云圖

改變結構后,橫梁變形量顯著降低,由原本的2.616 6 mm變成了0.470 3 mm,降低了82%,最大應力也從原來的17.349 MPa下降到了17.041 Mpa,降低了2%,完美滿足材料要求。

4 橫梁的模態(tài)分析

為了驗證橫梁結構在機床進行銑型加工過程中能否滿足性能要求,需要對橫梁進行動態(tài)特性的研究。通過對結構進行模態(tài)分析,驗證其是否會與機床之間發(fā)生共振,以避免可能出現(xiàn)的事故。

4.1 模態(tài)分析理論基礎

每個設計都有自己的頻率,這是一種不依賴于外部負載的固有屬性,運動方程表達式如下:

(2)

同時橫梁結構本身的自振頻率也是結構自身的一種固有屬性,在不考慮外界激振力的的前提下,有阻尼和無阻尼的發(fā)生條件如下:

(3)

式(3)中,ξ為阻尼比

當發(fā)生諧振動時運動方程為:

([K]-ωi2[M]){Φi}=0

(4)

由式(4)可知,對于任何結構的模態(tài)分析,其固有圓周頻率ωi和振型Φ均可以被求出。

4.2 模態(tài)分析

在真實振動中低階模態(tài)振動占據(jù)主導地位,高階模態(tài)在振動過程中轉瞬即逝,因此暫不考慮[8-9]。通過剖析模態(tài)分析的運行原理可以知道所要測試結構的振動特性只與其本身的剛度和質(zhì)量有關,并不受外界載荷影響,因此在進行模態(tài)分析時不需要施加載荷與約束條件,直接接續(xù)靜力學分析的結構繼續(xù)進行方形管橫梁前六階模態(tài)分析[10],振型云圖如圖13所示,前六階模態(tài)頻率與振型特性如表1所示。

表1 前六階模態(tài)頻率與振型特性

圖13 橫梁1-6階振型云圖

根據(jù)表1的描述可以清楚,橫梁的主要振動形式是扭轉和彎曲,在前六個階段的振動頻率中,振動頻率從11.667 Hz一直蔓延到57.512 Hz。這與無阻尼振動的隨機特性相符合。如果從整體角度觀察,隨著橫梁振動固有頻率的增加,其結構本身形變量也在增加,而就因振動產(chǎn)生的形變而言,其形態(tài)變化主要發(fā)生在橫梁的水平接觸段,其水平兩側與豎直部分所受影響不大,在機床工作過程中應盡量避免頻率處于30.43～42.905Hz。

5 結論

(1)根據(jù)壓輥懸臂機床實際需求,設計橫梁結構輔助壓輥升降臺承擔壓輥重量,隨后使用ANSYS Workbench中的靜力學結構分析,并對橫梁結構進行優(yōu)化。對橫梁進行優(yōu)化后,其應力大小和分布以及變形情況得到顯著改善。最大應力值從17.349 MPa降低到17.041 MPa,下降幅度2%。此外,最大變形量2.616 6 mm顯著減小至0.470 3 mm,下降幅度為82%。

(2)對橫梁結構進行模態(tài)分析時發(fā)現(xiàn),當振動頻率達到第五階振型頻率42.905 Hz時,其最大變形量達到7.174 7 mm,前六階固有頻率范圍從11.667～57.514 Hz,且較危險頻率發(fā)生在30.43～42.905 Hz,應避免機床電機在實際工作過程中達到這一頻率,并為此修改電機功率。

通過本次對壓輥懸臂機床橫梁的優(yōu)化設計,成功提高了橫梁的承重能力并對橫梁本身進行支撐,并找出其在工作中比較穩(wěn)定的頻率區(qū)間,提高了機床的穩(wěn)定性以及耐久性。