梅 超,屈銀虎,成小樂,祁志旭,劉曉妮,周思君

(西安工程大學(xué) 材料工程學(xué)院,陜西 西安 710048)

0 引 言

隨著現(xiàn)代制造業(yè)的發(fā)展,不銹鋼棒料在工業(yè)領(lǐng)域得到了廣泛的應(yīng)用。為保證產(chǎn)品的質(zhì)量,工業(yè)上一般采用剝皮機(jī)對(duì)棒料進(jìn)行表面處理,得到尺寸和精度均符合要求的棒料[1]。其中,刀盤系統(tǒng)作為大型剝皮機(jī)關(guān)鍵技術(shù)研究的核心,其主要作用是在旋轉(zhuǎn)的過程中實(shí)現(xiàn)刀具對(duì)棒料的切削,它的結(jié)構(gòu)形式直接影響切削加工的效率和切削棒料的精度。因此,在刀盤系統(tǒng)的設(shè)計(jì)中要保證刀具調(diào)整時(shí)使其運(yùn)動(dòng)保持高度的同步性。剝皮機(jī)刀盤上安裝多把刀具,經(jīng)過一次對(duì)刀后可完成同一批次棒料的車削,大大提高了切削效率和被加工件的表面質(zhì)量精度。為此,設(shè)計(jì)合理的刀盤系統(tǒng)是配合主軸傳動(dòng)系統(tǒng)的需要,也是保證剝皮機(jī)工作性能和加工精度的必要前提[2]。

文獻(xiàn)[3]提出了一種用于棒料加工的剝皮裝置,主要結(jié)構(gòu)是主軸帶動(dòng)剝皮機(jī)刀盤旋轉(zhuǎn),刀盤上布置4個(gè)刀架,對(duì)棒料進(jìn)行切削,但沒有具體說明其運(yùn)動(dòng)原理；LING等[4]建立了刀盤系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型,并基于振動(dòng)響應(yīng)結(jié)果對(duì)疲勞壽命進(jìn)行了預(yù)測(cè)。張亮等[5]對(duì)刀盤進(jìn)行有限元分析,分析應(yīng)力-應(yīng)變的變化規(guī)律,證明了設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)的合理性；劉志杰等[6]運(yùn)用組合修改實(shí)例的方法對(duì)刀盤進(jìn)行設(shè)計(jì),總結(jié)設(shè)計(jì)計(jì)算的方法。但目前,對(duì)于刀盤模態(tài)分析的研究相對(duì)較少；張紅星等[7]從受力結(jié)構(gòu)的剛度及刀盤結(jié)構(gòu)形式方面淺談了刀盤振動(dòng)問題,提出選型和設(shè)計(jì)方面的建議;敖日汗等[8]分析了刀盤底座半徑、柔度與振動(dòng)的關(guān)系,解決了振動(dòng)問題;吳玉厚等[9]提出刀盤系統(tǒng)第一階振動(dòng)頻率遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于實(shí)際工作中的頻率；張建水等[10]利用ANSYS對(duì)刀盤系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析,得出刀盤各部分振動(dòng)的強(qiáng)弱分布及抗振薄弱區(qū),并以此為依據(jù)對(duì)刀盤進(jìn)行優(yōu)化,以提高刀盤在工作過程中的抗振性能。基于前人的研究基礎(chǔ),本文對(duì)剝皮機(jī)在多刀同時(shí)工作這一復(fù)雜工況下進(jìn)行研究,對(duì)刀盤系統(tǒng)進(jìn)行建模,并進(jìn)行自由模態(tài)分析,根據(jù)最大振幅出現(xiàn)位置區(qū)域,提出刀盤結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案,并進(jìn)行對(duì)比分析驗(yàn)證。同時(shí),對(duì)刀盤系統(tǒng)進(jìn)行靜力學(xué)分析,計(jì)算刀盤系統(tǒng)最大的應(yīng)力、應(yīng)變是否滿足剝皮機(jī)的工作需求,實(shí)現(xiàn)滿足工作需求強(qiáng)度與自動(dòng)調(diào)刀精確的刀盤系統(tǒng)。

1 建模及模態(tài)分析

1.1幾何模型的建立

剝皮機(jī)切削金屬棒料時(shí),刀盤按順時(shí)針方向旋轉(zhuǎn),根據(jù)切削棒料所產(chǎn)生的主切削力的方向,將刀盤設(shè)計(jì)為薄壁構(gòu)件,在安裝零部件的位置設(shè)置較大的壁厚,并減薄刀盤中心厚度,以減小刀盤質(zhì)量,更有利于刀盤旋轉(zhuǎn);對(duì)刀盤上固定刀架一側(cè)進(jìn)行加厚,以滿足其強(qiáng)度需求。利用Solidworks建立原始刀盤結(jié)構(gòu)模型,如圖1所示,刀盤直徑為480 mm并通過螺釘固定在主軸齒輪上,隨主軸齒輪一起旋轉(zhuǎn)。

1.2結(jié)構(gòu)模態(tài)分析

為確保刀盤結(jié)構(gòu)具有良好的動(dòng)態(tài)性能,需要對(duì)刀盤結(jié)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì),而結(jié)構(gòu)模態(tài)分析是結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)的核心部分。因此,模態(tài)分析可以有效避免刀盤結(jié)構(gòu)的固有頻率和刀架的頻率產(chǎn)生共振,導(dǎo)致機(jī)構(gòu)失效,從而影響產(chǎn)品的加工精度。另外,通過模態(tài)分析可以確定刀盤各階固有頻率和振型,也為制訂施工方案以及改進(jìn)刀盤結(jié)構(gòu)提供參考。

1.2.1 模態(tài)分析過程 刀盤結(jié)構(gòu)模態(tài)與結(jié)構(gòu)形式、材料參數(shù)等有關(guān),與外載荷無關(guān)。當(dāng)外界激勵(lì)頻率接近于結(jié)構(gòu)固有頻率時(shí),結(jié)構(gòu)會(huì)發(fā)生共振,影響結(jié)構(gòu)安全[11]。本文運(yùn)用ANSYS Workbench軟件對(duì)刀盤結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析[12-14]。將模型導(dǎo)入ANSYS Workbench,材料HT250的彈性模量為1.5×1011Pa,密度為6 900 kg/m3,泊松比為0.25,劃分網(wǎng)格,選擇單元類型[15]。因本文主要分析刀盤自由模態(tài),故不對(duì)刀盤施加固定約束處理。

在對(duì)刀盤進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí),考慮到刀盤結(jié)構(gòu)、計(jì)算精度和時(shí)間等因素,且刀盤模型比較復(fù)雜,劃分六面體網(wǎng)格較困難,因而,采用Ansys workbench中的Tetrahedron(四面體)以及人工控制網(wǎng)格密度完成網(wǎng)格劃分。其中,單元的尺寸長(zhǎng)度為10 mm,最終劃分的單元格數(shù)為94 346,節(jié)點(diǎn)個(gè)數(shù)為150 139,刀盤有限元模型如圖2所示。

圖 2刀盤的有限元模型Fig.2 Finite element model of the cutter

1.2.2 模態(tài)分析結(jié)果 對(duì)刀盤進(jìn)行模態(tài)分析后得知刀盤的前6階模態(tài)為剛體模態(tài),固有頻率接近于零,因此分析刀盤的固有頻率和模態(tài)振型從第7階開始。對(duì)刀盤而言,低階模態(tài)在切削過程中起主導(dǎo)作用,故本文提取了刀盤自由模態(tài)分析結(jié)果的前10階數(shù)據(jù),如表1所示。

表 1刀盤前10階固有頻率Table 1 First ten order natural frequency of the cutter

從表1可以看出，刀盤的固有頻率隨階數(shù)的增大而增大。

從刀盤模態(tài)振型(圖3)中看出，7階振型主要表現(xiàn)為刀盤兩兩相對(duì)的固定刀架沿Y軸方向上下擺動(dòng),其中振幅最小的位置出現(xiàn)在兩固定刀架夾角的45°平分線處,形成兩條節(jié)徑,即a、b位置;最大振幅發(fā)生在4個(gè)固定刀架的最頂端處,約為2.717 5 mm,即A區(qū)域,變形百分比為0.566%(最大振幅/刀盤直徑)。8階振型主要表現(xiàn)為兩固定刀架夾角45°線的位置沿Y軸方向上下擺動(dòng),其中,振幅最小位置出現(xiàn)在固定刀架內(nèi),并形成兩條節(jié)徑,即c、d位置;振幅最大發(fā)生在兩固定刀架夾角45°線位置的最頂端,約為3.485 8 mm,即B區(qū)域,變形百分比為約為0.726%。9階振型為刀盤4個(gè)固定刀架尾部整體沿著Y軸方向上下擺動(dòng),其中振幅最小位置出現(xiàn)在固定刀架內(nèi),振型云圖可近似看做刀盤振型形成1條節(jié)圓,即e位置;振幅最大發(fā)生在4個(gè)固定刀架頂端和尾端,約為3.088 7 mm即C、D區(qū)域,變形百分比約為0.643%。10階振型為繞Z軸的扭轉(zhuǎn)變形,其中最小振幅出現(xiàn)在固定刀架夾角45°線位置和固定刀架內(nèi),形成3條節(jié)徑,即f、g、h位置;最大振幅發(fā)生在靠近固定刀架附近,約為3.657 2 mm即E區(qū)域,變形百分比約為0.761%。

(a) 第7階

(b) 第8階

(c) 第9階

(d) 第10階圖 3刀盤模態(tài)振型Fig.3 Vibration types of cutter modal

結(jié)合實(shí)際工況,以剝皮機(jī)刀盤最高轉(zhuǎn)速1 000 r/min為例,根據(jù)f=n/60(f為頻率,n為轉(zhuǎn)速)計(jì)算得出,刀盤的共振頻率為16.67 Hz,遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于刀盤自身的固有頻率,因此在切削金屬棒料的過程中刀盤不會(huì)與機(jī)體發(fā)生共振,減小了刀盤故障發(fā)生概率。但從刀盤的振型來看,刀盤的7～10階最大振幅值偏大,故要對(duì)原始刀盤系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化。

2 刀盤結(jié)構(gòu)的優(yōu)化

2.1制定優(yōu)化方案

一般為降低機(jī)械結(jié)構(gòu)的最大位移值是通過改變構(gòu)件剛度(更換構(gòu)件材料)或者在構(gòu)件結(jié)構(gòu)中增設(shè)加強(qiáng)筋或肋板等手段來實(shí)現(xiàn)。而本文所分析的刀盤結(jié)構(gòu)最大相對(duì)振幅位置易出現(xiàn)在固定刀架之間且變形量較大,嚴(yán)重影響切削精度要求。由于鑄鐵是剛度較大的常用材料,故本文不更換刀盤材料,僅僅從刀盤結(jié)構(gòu)方面來改善、解決變形問題。因此,本文對(duì)刀盤結(jié)構(gòu)提出2種改進(jìn)方案，圖4(a),(b)為方案一，圖4(c),(d)為方案二。方案一為在固定刀架之間增加沿刀盤直徑方向的加強(qiáng)筋,并在加強(qiáng)筋上焊接固定板,即徑向加強(qiáng)筋刀盤;方案二為在方案一的基礎(chǔ)上增加橫向加強(qiáng)筋,即縱橫向加強(qiáng)筋刀盤。

2.2模態(tài)結(jié)果分析

對(duì)優(yōu)化后方案一、二刀盤進(jìn)行模態(tài)分析,優(yōu)化后的刀盤7～10階固有頻率較原始刀盤固有頻率有了明顯的提升,方案二刀盤結(jié)構(gòu)頻率提升效果明顯高于方案一,如表2所示。2種結(jié)構(gòu)的振型描述與原始刀盤的振型描述一致,在每一階模態(tài)振型中均出現(xiàn)了相同的節(jié)圓和節(jié)徑數(shù),并且出現(xiàn)的位置也基本一致，如圖5，6所示。

(a) 方案一加強(qiáng)筋剖視 (b) 方案一刀盤外形 (c) 方案二加強(qiáng)筋剖視 (d) 方案二刀盤外形圖 4刀盤優(yōu)化結(jié)構(gòu)圖Fig.4 Optimizd structure of the cutters

(a) 第7階 (b)第8階

(c) 第9階 (d)第10階圖 5方案一刀盤模態(tài)振型Fig.5 Vibration types of cutter modal scheme 1

(a) 第7階 (b) 第8階

(c) 第9階 (d) 第10階圖 6方案二刀盤模態(tài)振型Fig.6 Vibration types of cutter modal scheme 2表 23種刀盤模態(tài)分析計(jì)算結(jié)果Table 2 Analysis and calculation results of three cutter modal

階數(shù)原始刀盤固有頻率/Hz方案一固有頻率/Hz方案二固有頻率/Hz提升百分比/% 7階125.57139.11148.9718 8階158.46167.69172.188 9階235.49284.37290.5923 10階347.99376.57398.1414

對(duì)比分析發(fā)現(xiàn),方案一和方案二的第9階模態(tài)振型固定刀架頂端均未出現(xiàn)最大相對(duì)振幅,區(qū)別于原始刀盤結(jié)構(gòu),并且方案一和方案二的最大振幅值均低于原始刀盤結(jié)構(gòu)的最大振幅值。同時(shí),與原始刀盤結(jié)構(gòu)的模態(tài)計(jì)算結(jié)果相比,方案二的刀盤結(jié)構(gòu)第7～10階固有頻率分別提升了18%,8%,23%,14%,如表2所示;方案二刀盤結(jié)構(gòu)的固有頻率值優(yōu)于原始刀盤和方案一,并且滿足實(shí)際工況的需求。綜合來看,方案二的刀盤結(jié)構(gòu)優(yōu)于方案一和原始刀盤結(jié)構(gòu),故剝皮機(jī)刀盤的結(jié)構(gòu)最后確定為方案二刀盤結(jié)構(gòu)。

3 刀盤結(jié)構(gòu)的靜力學(xué)分析

針對(duì)整體的機(jī)械結(jié)構(gòu)使用有限元法可準(zhǔn)確分析結(jié)構(gòu)應(yīng)力、應(yīng)變情況,進(jìn)而優(yōu)化機(jī)械結(jié)構(gòu)[16]。因?yàn)閷?duì)刀盤系統(tǒng)施加的載荷主要來自于切削時(shí)的切削反力,因此切削力是保證加工精度、優(yōu)化刀盤結(jié)構(gòu)的重要條件;同時(shí),切削棒料的尺寸與切削厚度差異,導(dǎo)致刀盤系統(tǒng)零部件的應(yīng)力、應(yīng)變分布存在不同。因此本節(jié)主要分析剝皮機(jī)在切削Φ320 mm不銹鋼棒料該種極限工況下刀盤零部件的應(yīng)力、應(yīng)變分布情況。為表達(dá)方便,在本文中規(guī)定剝皮機(jī)切削Φ320 mm的不銹鋼棒料為工況一。

3.1靜力學(xué)模型的建立

3.1.1 刀盤結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化 在切削過程中,由于刀盤系統(tǒng)的零部件較多,并且有部分零件只擔(dān)負(fù)傳動(dòng)的任務(wù),不受切削力的作用,故可對(duì)刀盤系統(tǒng)進(jìn)行結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化,以求降低計(jì)算時(shí)間。因此,在優(yōu)化后的方案二刀盤系統(tǒng)基礎(chǔ)上建立刀盤結(jié)構(gòu)的靜力學(xué)模型,刀盤系統(tǒng)簡(jiǎn)化前后的模型如圖7所示。

3.1.2 刀盤材料性能參數(shù)及網(wǎng)格劃分 在建立模型時(shí),刀盤系統(tǒng)零部件的材料性能參數(shù)設(shè)置如1.2.1節(jié)所示。材料參數(shù)設(shè)置完成后,分別添加刀盤系統(tǒng)零部件的性能參數(shù),然后對(duì)刀盤系統(tǒng)進(jìn)行網(wǎng)格劃分。因?yàn)榈侗P系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜,故選擇網(wǎng)格類型為四面體單元[11],網(wǎng)格大小20 mm;總單元數(shù)為139 623,節(jié)點(diǎn)數(shù)為235 600。

(a) 簡(jiǎn)化前 (b)簡(jiǎn)化后 圖 7 簡(jiǎn)化前、后的刀盤系統(tǒng)Fig.7 Cutter system before and after simplification

3.1.3 模型約束和載荷施加 根據(jù)實(shí)際工況對(duì)剝皮機(jī)刀盤系統(tǒng)模型添加約束和載荷。添加約束:刀盤是由8個(gè)螺釘固定于主軸齒輪上的,故采用Fixed Support對(duì)刀盤上螺釘孔施加固定約束力;對(duì)其他零件則設(shè)置為相應(yīng)的接觸關(guān)系,接觸類型為No Separation。載荷施加:通過對(duì)不銹鋼棒料切削時(shí)所產(chǎn)生的主切削力進(jìn)行模擬計(jì)算來確定載荷(由于刀具直接固定在刀盤中的刀架上,因此不考慮其影響),進(jìn)而來計(jì)算施加在活動(dòng)刀架上的壓力。通過對(duì)活動(dòng)刀架結(jié)構(gòu)的簡(jiǎn)化,能夠計(jì)算出活動(dòng)刀架上有效受力面積為43.5 mm×105 mm,即圖8(a)中的紅色區(qū)域,通過P=F/S(F為主切削力,S為有效受力面積,P為施加的壓強(qiáng)力)來計(jì)算施加的壓力,結(jié)果為3.9 MPa。故在刀盤系統(tǒng)4個(gè)活動(dòng)刀架上分別施加4個(gè)切削反力,如圖8(b)所示。

3.2刀盤系統(tǒng)靜力學(xué)分析

材料HT250的強(qiáng)度極限σb為250 MPa,取安全系數(shù)n=3。當(dāng)最大應(yīng)力值小于材料的許用應(yīng)力時(shí),說明刀盤系統(tǒng)部件的強(qiáng)度滿足工作需求[17-18]。

(1)

分析工況一可知,刀盤系統(tǒng)的最大應(yīng)力值為16.3 MPa，圖9(a),出現(xiàn)位置位于固定刀架末端，圖9(b)。刀盤材料為HT250,其許用應(yīng)力由式(1)計(jì)算為88.33 MPa,最大應(yīng)力值遠(yuǎn)小于材料的許用應(yīng)力值,刀盤系統(tǒng)強(qiáng)度能滿足剝皮機(jī)切削不銹鋼棒料的需求。

通過工況一計(jì)算的等效應(yīng)變值能夠看出最大等效應(yīng)變值為0.000 1，圖10(a),出現(xiàn)位置位于固定刀架末端,如圖10(b)所示。通過應(yīng)變分布云圖能夠發(fā)現(xiàn),活動(dòng)刀架內(nèi)安裝傳動(dòng)零部件部分的等效應(yīng)變基本為零,這說明刀盤系統(tǒng)在工況一下運(yùn)行時(shí)不會(huì)影響其調(diào)刀傳動(dòng)裝置。刀盤系統(tǒng)極小的應(yīng)變不會(huì)影響調(diào)刀系統(tǒng)的調(diào)刀精度,保證了剝皮機(jī)調(diào)刀系統(tǒng)的精確性。

(a) 刀架添加壓力的范圍

(b) 添加載荷后的刀盤系統(tǒng)圖 8施載后的刀盤模型Fig.8 Cutter model after loading

(a) 工況一刀盤系統(tǒng)等效應(yīng)力

(b) 工況一刀盤系統(tǒng)等效應(yīng)力極值圖

圖9工況一刀盤系統(tǒng)的等效應(yīng)力分布、極值圖

Fig.9 Equivalent stress distribution and extreme value of cutter system in working condition one

(a) 工況一刀盤系統(tǒng)等效應(yīng)變

(b) 工況一刀盤系統(tǒng)等效應(yīng)變極值圖圖 10工況一刀盤系統(tǒng)的等效應(yīng)變 分布、極值圖Fig.10 Equivalent strain distribution and extreme value of cutter system in working condition one

4 結(jié) 論

(1) 通過模態(tài)分析,得到的刀盤低階固有頻率、振型及最大變形量。比較發(fā)現(xiàn),縱橫向加強(qiáng)筋刀盤結(jié)構(gòu)(方案二)的第7～10階固有頻率較原始刀盤分別提升了18%,8%,23%,14%,有效優(yōu)化了原始刀盤結(jié)構(gòu),降低了刀盤的最大相對(duì)位移值,增加刀盤剛度,使刀盤固有頻率更加遠(yuǎn)離剝皮機(jī)工作的基頻,以增加刀盤的抗振性能。為以后改進(jìn)大型剝皮機(jī)刀盤結(jié)構(gòu)參數(shù)提供參考。

(2) 運(yùn)用ANSYS Workbench對(duì)縱橫加強(qiáng)筋刀盤結(jié)構(gòu)進(jìn)行了靜力學(xué)分析。刀盤在切削Φ320 mm不銹鋼棒料這一極限工況時(shí)的最大應(yīng)力和應(yīng)變均滿足剝皮機(jī)的工作需求,能夠?qū)崿F(xiàn)滿足工作需求強(qiáng)度與自動(dòng)調(diào)刀精確的刀盤系統(tǒng)。