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PVC地板检验用升降机的设计与结构优化
2019-05-07

PVC地板的检验是地板生产中的关键环节, 分为耀光检和平面检, 由于工艺的特殊性多为人工检测, 工人在检验PVC地板前要先将PVC地板搬到检验台上, 人工搬运增加了大量的劳动力, 降低工作效率, 增加检验时间。因此, 研发出一种整体移动式液压升降机, 保证在上料的过程中地板处于适宜检验的位置, 且在上料的过程中完成耀光检, 节省了大量的劳动力和劳动时间。

1 设计要求

某塑料地板厂检验生产线上需要设计出一条合理的自动化检验流水线。PVC塑料地板的规格为200 mm × 1 210 mm, 厚5 mm, 质量为2. 3 kg, 盛放PVC塑料地板的托板质量为200 kg。托板上放置4 摞PVC地板, 每一摞为160 片。在上料过程中需要一种叉式升降机, 以保证所检验的地板高度不变, 且完成一摞地板的上料后, 下一摞地板可以前进到同一位置。

2 升降机的结构特点

根据设计要求, 拟定了升降机的基本方案[1,3,4]。如图1 所示, 升降机主要由工作平台、剪叉臂、底座、行程开关、液压系统、滚轮和导轨构成, 其中升降台的上升、下降、前进及后退是由液压驱动系统来实现, 与工作台相连的2 个剪叉臂一个与工作台铰接, 另一个安装有滚轮;与底座相连的2 个剪叉臂一个与底座铰接, 另一个也安装有滚轮。剪叉臂与剪叉臂之间是由销钉连接的铰接结构, 底座与轨道之间靠滚轮的转动, 带动整个升降台前后移动。行程开关6 起到高度定位作用, 当工作台上升到一定高度, 与剪叉臂相连的滚轮触碰到行程开关6 时, 工作台停止上升。行程开关7 的作用是防碰撞, 只有当升降台移动到*左端, 底座触碰到行程开关7 时, 升降台才可以在液压系统的作用下上升, 其他任意前进的位置都不能实现升降台上升的功能。

工作台上放有托板和4 摞PVC地板, 为保证在PVC塑料地板上料过程中, 操作人员处于一个舒适的空间位置, 并且所检验的PVC塑料地板处在同一检验高度。同时考虑实际生产占地面积和升降高度要求, 将升降机布置为水平面以下1 m, 且为双层剪叉结构。

图1 升降机三维模型

图1 升降机三维模型   


1.PVC地板2.托板3.工作台4.剪叉臂5.底座6、7.行程开关8、9.液压系统10.滚轮11.轨道

针对PVC塑料地板检验要求设计的升降机, 其结构上区别于普通的叉式液压升降机, 升降机的升降、左右移动都由相应的手动按钮和脚踏开关控制。整体移动式液压升降机的特点为:

1) 液压缸推动整个升降机在轨道上左右移动, 起初整个升降机处在*左端, 输送带在升降机的右侧, 在实际上料过程中, 输送带伸出的部分在PVC地板上方, 只有在升降机处于*左端位置时, 通过行程开关7 的作用, 升降机可以起升, 进而再根据上料进度向右推动整个升降机移动。目的是为了避免当PVC地板处于输送带轮下方时, 工人的误操作使升降机起升, 碰撞到输送带轮。

2) 底座上装有行程开关, 为高度调节装置, 当升降机升到一定高度, 升降机活动端的滚轮碰到行程开关, 工作台停止上升, 此时工作台高度达到*大。升降机的*大起升高度是根据输送带的高度调节的, 输送带的高度一旦确定, 行程开关的位置也就确定, 行程开关可以适应一定范围内不同输送带的高度, 有一定的灵活性, 且能保证工人检验PVC地板时处在一个适宜的高度。

3) 该升降机起升和左右移动时均由液压系统控制, 具有操作控制方便、运动平稳、结构简单、占地面积小、安装方便、使用灵活等优点。

3 液压式升降台的力学分析

如图2 所示为升降机结构分析图, 定义剪叉臂长为L, 载荷P作用中心点为M, 图中P值为总载荷的一半, M点到E点的距离为e, 上端耳环连接点为I, 下端耳环连接点为J, I到铰接中心O2的距离为a, 剪叉臂与水平面之间的夹角为 α, 液压系统中心线与水平面之间的夹角为 β, T为液压缸推力。

图2 升降机结构分析简图

图2 升降机结构分析简图   


为了分析剪叉式升降机内每个支架铰接点的内力和液压缸推力的表达式, 将整个升降机构拆分为独立的隔离体[2], 如图3 所示构件的受力分析图, T为液压缸推力, 为便于分析, 没有考虑摩擦力、剪叉臂自质量和液压缸自重。

图3 构件受力分析图

图3 构件受力分析图   


对工作台和各个杆件受力分析后[2,7], 建立力学平衡方程, 如矩阵所示。

 


通过编写Matlab程序, 解以上多元方程组, 所得结果为

 


由上述力学分析可知, 液压缸推力T随 α 的增大而减小, 随a的增大而增大。在设计的过程中, 保证升降高度的前提下, 适当地减小a的值以降低液压缸的推力。

升降机各剪叉臂的铰接处是主要的受力点, 各铰接点处的受力与载荷P成正比, 其中力O1y、O2y、Cy、Dy、Ay、Ey随 α 的增大而增大, Fy和By随 α 的增大而减小。在设计的过程中, 针对不同部位所承受的载荷大小不同, 合理的分析和优化剪叉臂结构, 可以提高升降机的寿命。

4 剪叉机构的有限元分析

剪叉机构是主要的受力机构, 其强度影响着升降机的整体质量。但由于设计中存在不足, 往往导致剪叉机构某些应力集中部位在疲劳载荷作用下萌生裂纹, 降低了升降机的使用寿命。

4. 1 有限元分析前处理

剪叉机构的材料为低碳钢, 定义弹性模量为EX= 2. 1 × 1011Pa, μ = 0. 3。采用Soild 45 单元类型和四面体网格形式进行网格划分, 其截面为空心矩形, 具体的几何尺寸为: 起升臂总长L = 1 200mm, 宽B = 140 mm, 厚h = 60 mm, 壁厚均为T =6 mm, 中间部位安装圆柱销, 销孔半径为R1= 15mm, 销半径为R2= 14. 8 mm。剪叉机构实际的构件外形比较复杂, 根据剪叉机构的形状和受力特点, 简化其结构, 建立三维模型。

圆柱销与剪叉机构为铰接, 划分网格后需定义圆柱销与剪叉臂之间的接触对, 采用面- 面接触单元来定义接触对, 将销孔面作为目标面, 销的圆柱面作为接触面, 定义接触刚度为0. 1, 摩擦因数f = 0. 2。

4. 2 边界条件及载荷的确定

按照力学要求和剪叉机构的结构特点将其转化为一端约束, 一端加载的方式, 由于剪叉臂与销是铰接结构, 对模型施加约束时, 销为全约束, 剪叉臂左端面受X向和Y向约束, 根据上述受力分析计算, 选取载荷为5 000 N的力, 为了受力均匀, 右端面5 个节点上分别施加1 000 N竖直向下的力。

4. 3 分析结果

图4 为剪叉机构分析计算后的变形情况, 通过图中可以看出在满载的状态下, 剪叉机构*大的变形量为5. 95 mm。图5 为剪叉机构第一主应力分布云图、等效应力分布云图, 可以看出剪叉臂*大主应力值为45 MPa, 主要集中在剪叉臂上表面中间部位和销孔周围。剪叉臂的Von mises应力云图中显示其应力分布是不均匀的, 销孔边缘及剪叉臂中间部位应力较大, 为应力集中区域, *大应力值为85. 5 MPa。

图4 剪叉机构有限元模型、变形图

图4 剪叉机构有限元模型、变形图 


图5 第一主应力分布云图、等效应力分布云图

图5 第一主应力分布云图、等效应力分布云图   下载原图


为了更好地说明剪叉臂受力分布情况, 在应力分布云图上做出有限元结果的4 条映射路径图, 图6 所示为剪叉臂上表面横向分布的第一主应力和等效应力的路径映射值曲线。2 条曲线的大体走势相同, 都是由两端向剪叉臂表面中间逐渐增大, 有明显的应力集中现象。

图6 剪叉臂上表面横向第一主应力、等效应力曲线图

图6 剪叉臂上表面横向第一主应力、等效应力曲线图   下载原图


图7 为销孔上表面至剪叉臂上边缘第一主应力、等效应力曲线图。由图可以看出, 销至剪叉臂上边缘第一主应力略微下降后逐渐变大, *高达到33. 36 MPa。而销孔上方边缘处有等效应力突增点, 应力值为37. 06 MPa, 总的应力分布趋势为由销孔表面至剪叉臂逐渐减小后增大。

由此可以看出, 剪叉臂中间部位和销孔上表面为应力薄弱点, 在长期使用、磨损状况下, 销孔上方边缘处将会发生裂纹, 随着使用时间的延长, 交变载荷的作用下很容易使剪叉机构发生疲劳破坏。为了改善这种情况, 提高剪叉机构的静强度和疲劳寿命, 现对剪叉机构的几何结构进行优化设计。

图7 销孔上表面至剪叉臂上边缘第一主应力、等效应力曲线图

图7 销孔上表面至剪叉臂上边缘第一主应力、等效应力曲线图   下载原图


5 剪叉机构的优化

5. 1 优化流程

借助于Ansys软件进行优化设计[5], 其特点是直接使用Ansys分析的各种结果, 不需要为目标函数、约束条件建立解析方程, 减少了大量的计算时间。

主要的优化流程如图8 所示, 优化分析时必须采用参数 ( 变量) 而不是数字来建立模型, 要求设计变量、状态变量和目标变量的尺寸都必须参数化。分析文件是在求解结束后从数据库中提取结果并以参数化形式保存, 分析文件的生成是优化过程的关键部分。接着再通过优化模块DesignOpt加载生成的分析文件, 通过定义设计变量、状态变量和目标函数, 选取适当的优化方法进行优化, *终得到优化结果。

图8 优化设计流程图

图8 优化设计流程图   下载原图


5. 2 优化操作

利用APDL语言进行参数化建模, 为方便模型的建立和定义, 如图9 参数化模型尺寸和定位参数中所示, 在Parameter中定义主要的结构参变量为: B1= 0. 07 mm, B2= 0. 07 mm, A = 0. 03 mm, T = 0. 006 mm, L = 0. 04 mm, R = 0. 014 8 mm。单元仍选择Soild 45, 网格的划分、接触对的建立、模型的加载和求解与前面进行有限元分析中的处理结果一样。

图9 参数化模型尺寸和定位参数

图9 参数化模型尺寸和定位参数   下载原图


定义单元表并提取剪叉机构单元总体积V, 以及剪叉机构*大主应力SI和*大等效应力SEQV生成优化分析文件。剪叉机构的优化设计是多设计变量, 主要将对剪叉机构受力影响比较大的几何尺寸为设计变量, 即: 剪叉机构两端臂宽的一半B1, 中间臂宽的一半B2, 剪叉机构壁厚的一半A, 剪叉机构空心截面厚度T, 中间截面长度的一半L, 销钉的半径为R。约束条件为剪叉机构*大主应力SI_ MAX和*大等效应力SEQV_ MAX。目标函数为剪叉机构总体积V_ TOT*小。以总体积为优化目标, 不仅可以改善剪叉机构的强度情况, 而且可以达到经济节约的目的。

5. 3 分析优化结果

按照上述优化参数的设定, 选择优化方法为Sub - Problem, 得到如下优化结果, 将优化结果进行圆整并与初始参数进行比较如表1 所示。

表1 优化结果     下载原表

mm

表1 优化结果

图10 为优化后剪叉机构的有限元模型及变形图, 整个模型的体积由初始的10 272 cm3减小到9486 cm3, 降低7. 5% , 减少了材料。

图10 优化后剪叉机构的有限元模型、变形图

图10 优化后剪叉机构的有限元模型、变形图   下载原图


图11 优化后第一主应力分布云图、等效应力分布云图

图11 优化后第一主应力分布云图、等效应力分布云图   下载原图


剪叉机构的*大变形量初始值为5. 95 mm, 优化后*大变形量为3. 9 mm, 通过后处理器可以看到优化后的剪叉机构和优化前的应力分布相似, *大变形量优化以后明显减小。第一主应力由原来的42. 82 MPa变为42 MPa, 这是由于销钉附近存在应力突变点, 对整体的结构影响不大, 虽然*大第一主应力值变化不大, 但应力集中区域明显增大, 且集中区域应力值约为19. 7 MPa, 明显降低。优化后剪叉臂*大等效应力由原来的85. 5MPa降至71. 3 MPa。从整个剪叉机构的受力情况看, 受力比之前要趋于均匀, 因此, 可以提高剪叉机构的静强度和疲劳寿命。

6 结论

设计的PVC地板检验用升降机, 采用液压系统实现整个升降机的上下和左右移动, 在设计的过程中, 有效地利用行程开关的控制作用, 使工人的劳动强度降到*低, 并保证各项设备的安全运行。同时对升降机各层剪叉臂进行受力分析, 得到各铰接点力的参数表达式, 在此基础上, 利用大型分析软件Ansy UA对剪叉机构进行有限元分析和结构优化, 增加升降机构的使用寿命, 为类似升降机的设计提供参考。


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