董鵬敏，王 鵬，管爭(zhēng)榮，王天琦，曾祥虎，曹高鵬

(西安石油大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，陜西 西安 710065)

0 引 言

雙盤拉絲機(jī)是一種用于金屬制品拉絲工作的設(shè)備。目前，雙盤拉絲機(jī)主要應(yīng)用于鋁絲、銅絲及鋼絲的拉拔中，這種拉絲機(jī)有著高效、高速等顯著的優(yōu)勢(shì)。這種雙盤拉絲機(jī)在歐美等一些較為發(fā)達(dá)的國(guó)家已經(jīng)得到了具體應(yīng)用[1]。

國(guó)內(nèi)鋼絲繩企業(yè)拉絲設(shè)備大多采用的是氣動(dòng)夾緊單個(gè)工字輪，其換盤過程完全是由人工操作完成的，這種方式在換盤時(shí)較為麻煩，工人勞動(dòng)強(qiáng)度大且換盤速度較慢、效率低，不利于鋼絲繩生產(chǎn)效率的提高。目前，在我國(guó)拉絲機(jī)領(lǐng)域中，普通的雙盤拉絲機(jī)主要應(yīng)用于鋁絲及銅絲的拉拔中，平均換盤時(shí)間為18 s～25 s。由于鋼絲硬度大，拉絲完成后繩頭不易處理，許多鋼絲繩企業(yè)并沒有投入使用普通的雙盤拉絲機(jī)[2]。

針對(duì)LZ10型直進(jìn)式拉絲機(jī)配套的雙盤拉絲機(jī)自動(dòng)換盤裝置和新型工字輪，筆者利用UG三維建模軟件建立雙盤拉絲機(jī)三維模型以及自動(dòng)換盤裝置和工字輪的三維模型[3]；導(dǎo)入ANSYS軟件，對(duì)自動(dòng)換盤裝置和工字輪進(jìn)行靜力學(xué)分析，驗(yàn)證該結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度、穩(wěn)定性和可靠性[4]；在UG仿真環(huán)境下對(duì)雙盤拉絲機(jī)運(yùn)動(dòng)軌跡進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真和合理化設(shè)計(jì)[5]，通過運(yùn)動(dòng)函數(shù)形式給出運(yùn)動(dòng)副的運(yùn)動(dòng)參數(shù)，反復(fù)修改模擬仿真參數(shù)，使得拉絲機(jī)準(zhǔn)確地完成上盤-排線拉絲-托舉-下盤的工作過程。

1 自動(dòng)換盤裝置原理及方案

1.1 自動(dòng)換盤裝置工作原理

自動(dòng)換盤裝置工作原理如圖1所示。

圖1 自動(dòng)換盤裝置工作原理框圖

圖1中，重力檢測(cè)、位置檢測(cè)、夾緊完成及鋼絲長(zhǎng)度檢測(cè)工作由控制系統(tǒng)處理完成，以液壓系統(tǒng)作為自動(dòng)換盤裝置升降過程的動(dòng)力源。

拉絲機(jī)三維模型如圖2所示。

1.2 自動(dòng)排線換盤流程

自動(dòng)排線換盤流程示意圖如圖3所示。

圖2 拉絲機(jī)三維模型

圖3 自動(dòng)排線換盤流程示意圖

排線換盤主要分為3個(gè)步驟：

(1)當(dāng)排線裝置位于圖3(a)中位置A時(shí)，拉絲機(jī)啟動(dòng)后開始以正常25 m/s的速度排線；

(2)當(dāng)計(jì)米值達(dá)到設(shè)定值后，2#工字輪開始啟動(dòng)運(yùn)轉(zhuǎn)，排線裝置由位置A移動(dòng)到指定位置B。如圖3(b)中排線滑塊由位置1移動(dòng)至位置2，鋼絲拉拔位置如圖3(b)所示，剪線裝置下壓鋼絲使鋼絲卡入工字輪凹槽內(nèi)后剪斷鋼絲，自動(dòng)打結(jié)。2#工字輪以25 m/s的速度開始正常排線；

(3)滿盤工字輪的自動(dòng)換盤。完成第2步工作后自動(dòng)換盤裝置上升至指定位置托舉1#工字輪下盤，再換入新盤開始循環(huán)排線。

1.3 自動(dòng)換盤裝置設(shè)計(jì)方案

為了實(shí)現(xiàn)拉絲機(jī)的自動(dòng)換盤的功能，考慮實(shí)際工作環(huán)境，此處選擇液壓系統(tǒng)來驅(qū)動(dòng)舉升裝置。液壓舉升裝置的類型有許多種，為了節(jié)省空間選擇使用剪叉式舉升結(jié)構(gòu)。

該自動(dòng)換盤裝置處于夾緊機(jī)構(gòu)的下方，靜止時(shí)的高度應(yīng)不大于200 mm。在正常工作過程中，舉升裝置上升高度為253 mm初始高度為200 mm，承受的最大重量為300 kg。

筆者選用剪叉式液壓舉升結(jié)構(gòu)還有一個(gè)重要的優(yōu)點(diǎn)在于它折疊結(jié)構(gòu)升降穩(wěn)定，舉升過程比較平穩(wěn)；剪叉結(jié)構(gòu)堅(jiān)固，間隙較小，上升過程不會(huì)出現(xiàn)搖晃。

2 自動(dòng)換盤裝置的靜力學(xué)分析

2.1 材料設(shè)置和網(wǎng)格劃分

筆者將已建立好的換盤舉升裝置和工字輪三維模型保存為stp格式，導(dǎo)入進(jìn)ANSYS Workbench中[6]，設(shè)置舉升面板、剪叉架以及工字輪的材料屬性。由于液壓缸為常規(guī)外購(gòu)件，在進(jìn)行結(jié)構(gòu)的有限元分析時(shí)可去除液壓缸部分，對(duì)舉升裝置的簡(jiǎn)化模型進(jìn)行有限元分析；舉升裝置整體選用45鋼，工字輪材料為304不銹鋼。

舉升裝置和工字輪材料屬性如表1所示。

表1 材料屬性

舉升模型材料設(shè)置完后，筆者利用ANSYS對(duì)頂板模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，在網(wǎng)格尺寸設(shè)置中將網(wǎng)格單元設(shè)置為四面體單元，細(xì)化網(wǎng)格，全局劃分為6 mm網(wǎng)格，托板開槽處為3 mm網(wǎng)格。

生成的網(wǎng)格單元數(shù)為164 721，節(jié)點(diǎn)數(shù)251 711。對(duì)剪叉架受力分析時(shí)，全局劃分為3 mm網(wǎng)格，四面體單元；單元數(shù)為172 926，節(jié)點(diǎn)數(shù)278 515。筆者對(duì)生成的網(wǎng)格進(jìn)行質(zhì)量評(píng)估，采用正交質(zhì)量評(píng)估，網(wǎng)格質(zhì)量符合要求。

2.2 約束與載荷施加

2.2.1 舉升裝置載荷施加

根據(jù)舉升裝置在實(shí)際工作狀況下的受載狀況，進(jìn)行約束與載荷施加；托板底部4個(gè)支腳為固定約束。托板、剪叉架受力圖如圖4所示。

圖4 托板、剪叉架受力圖

在托板開槽中施加豎直向下F=6 000 N的力，方向?yàn)樨Q直向下；剪叉架底部支腳處為固定約束，頂部支腳處施加6 000 N豎直向下的力。

2.2.2 工字輪載荷施加計(jì)算

工字輪通過電機(jī)傳遞扭矩開始轉(zhuǎn)動(dòng)，排線裝置中的排線器在系統(tǒng)控制下向工字輪內(nèi)側(cè)移動(dòng)，到達(dá)限定位置時(shí)，剪線裝置下壓鋼絲使得鋼絲通過工字輪的旋轉(zhuǎn)將鋼絲卡入工字輪底部凹槽中，開始旋轉(zhuǎn)纏收鋼絲，到達(dá)計(jì)米值時(shí)，排線裝置開始移動(dòng)進(jìn)行下一工字輪的排線，排線滑塊移至工字輪內(nèi)側(cè)，剪線裝置下壓使鋼絲卡入凹槽頂部弧口處，剪斷鋼絲。在此過程中，工字輪旋轉(zhuǎn)將鋼絲卡入凹槽時(shí)，工字輪與鋼絲之間產(chǎn)生作用力與反作用力。

筆者利用ANSYS分析改造后的新型工字輪在拉拔過程中的強(qiáng)度。分析過程中，槽口底部所施加力為F2，施加在輪盤頂部弧口處的力為F2。

工字輪載荷施加方向如圖5所示。

圖5 工字輪載荷施加

載荷施加計(jì)算公式如下所示：

P=FV

(1)

V=2πRn

(2)

式中：P—功率，kW；F—扭力，N；V—線速度，m/s；R—作用半徑,mm；n—轉(zhuǎn)速,r/min。

其中:電機(jī)功率為P=11 kW，電機(jī)轉(zhuǎn)速為n=1 460 r/min,由式(2)可以算出線速度V=38.20 m/s，代入式(1)得扭力F1=288 N；同理可得扭力F2=901 N。

2.3 結(jié)果后處理

2.3.1 模型總變形分析

在ANSYS靜力學(xué)分析中，選擇模型總變形量分析模塊，系統(tǒng)會(huì)根據(jù)分析模型的約束條件和載荷，計(jì)算出X、Y、Z方向的變形量，由下式得出總能變形量：

(3)

通過系統(tǒng)運(yùn)算求解，可得出所需分析模型的總變形云圖如圖6所示。

圖6 模型總變形量云圖

從總變形量得知，模型最大變形量位于剪叉架兩支點(diǎn)中間，變形量呈對(duì)稱分布，托板最大變形量為0.010 089 mm，剪叉架最大變形量為2.97 mm；可見其受力情況良好，在合理變形內(nèi)。

2.3.2 模型應(yīng)力分析

根據(jù)ANSYS有限元應(yīng)力分析原理，筆者計(jì)算得出舉升裝置有限元應(yīng)力云圖，如圖7所示。

圖7 模型應(yīng)力

由分析結(jié)果可知，托板處最大應(yīng)力發(fā)生在托板與滾動(dòng)輪接觸位置，最大應(yīng)力為41.069 MPa，剪叉架最大應(yīng)力位于兩剪叉板交接處，為222.3 MPa；發(fā)生的應(yīng)力均小于材料的屈服強(qiáng)度355 MPa。

工字輪應(yīng)力云圖如圖8所示。

圖8 工字輪應(yīng)力云圖

工字輪槽口底部最大應(yīng)力為28.203 MPa，輪盤頂部最大37.605 MPa，遠(yuǎn)小于材料的屈服強(qiáng)度205 MPa。

通過ANSYS靜力學(xué)分析，筆者對(duì)設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)施加實(shí)際工況下的作用力，得到受力應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D以及最大變形量。分析結(jié)果表明，所設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)合理，強(qiáng)度安全可靠，剛度足夠，滿足實(shí)際需求。

3 仿真方案的建立

筆者利用UG進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析，根據(jù)設(shè)計(jì)模型特點(diǎn)，該機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析需要設(shè)置9個(gè)運(yùn)動(dòng)體，命名為B001～B009。在進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析過程中，通常需要考慮運(yùn)動(dòng)體的質(zhì)量屬性。因此，在創(chuàng)建運(yùn)動(dòng)體時(shí)，要視情況來定義運(yùn)動(dòng)體質(zhì)量屬性。此處選擇系統(tǒng)默認(rèn)指派的材料、慣性、質(zhì)量等屬性來定義運(yùn)動(dòng)體。

動(dòng)力學(xué)仿真流程如圖9所示[7-10]。

仿真過程中運(yùn)動(dòng)體設(shè)置如表2所示。

圖9 動(dòng)力學(xué)仿真流程

表2 運(yùn)動(dòng)體設(shè)置列表

3.1 運(yùn)動(dòng)副定義

運(yùn)動(dòng)副又分為固定運(yùn)動(dòng)副(限制機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng))和無固定運(yùn)動(dòng)副(允許運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu))。通過機(jī)構(gòu)工作原理添加定義運(yùn)動(dòng)副，運(yùn)動(dòng)副定義如表3所示。

表3 運(yùn)動(dòng)副列表

3.2 運(yùn)動(dòng)驅(qū)動(dòng)添加

3.2.1 運(yùn)動(dòng)驅(qū)動(dòng)的選擇

運(yùn)動(dòng)驅(qū)動(dòng)指添加在運(yùn)動(dòng)副上控制機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)的運(yùn)動(dòng)參數(shù)，根據(jù)雙盤拉絲機(jī)在實(shí)際工作時(shí)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律、時(shí)間差及完成動(dòng)作的順序。選擇運(yùn)動(dòng)函數(shù)中的STEP函數(shù)作為本文仿真中運(yùn)動(dòng)副的運(yùn)動(dòng)驅(qū)動(dòng)。STEP(x、x0、h0、x1、h1)是階梯(STEP Function)函數(shù)[11-13]，其定義如下：

(4)

式中：x—時(shí)間自變量，s；x0—函數(shù)初始時(shí)刻x的值，s；h0—初始位移，mm；x1—位函數(shù)終止后x的值，s；h1—函數(shù)終止位移，mm。

3.2.2 運(yùn)動(dòng)函數(shù)STEP驅(qū)動(dòng)的設(shè)置

為了保證拉絲機(jī)更準(zhǔn)確的實(shí)現(xiàn)上盤-排線拉絲-托舉-下盤的工作過程， 筆者應(yīng)用STEP運(yùn)動(dòng)函數(shù)的函數(shù)類型做出運(yùn)動(dòng)副的函數(shù)驅(qū)動(dòng)形式，經(jīng)反復(fù)實(shí)驗(yàn)修改后，做出各運(yùn)動(dòng)副的運(yùn)動(dòng)仿真數(shù)據(jù)。

運(yùn)動(dòng)服驅(qū)動(dòng)階梯函數(shù)如表4所示。

表4 運(yùn)動(dòng)副驅(qū)動(dòng)階梯函數(shù)

鑒于雙盤拉絲機(jī)的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，考慮到仿真的簡(jiǎn)便，筆者在UG仿真過程中作如下假設(shè)：

(1)個(gè)別運(yùn)動(dòng)副內(nèi)的摩擦力忽略不計(jì)；

(2)各運(yùn)動(dòng)副之間均為剛性連接，內(nèi)部間隙不計(jì)。

4 仿真及結(jié)果分析

4.1 解算方案建立

在創(chuàng)建完運(yùn)動(dòng)體、定義完正確的運(yùn)動(dòng)副之后，筆者在指定的首先開始運(yùn)動(dòng)的運(yùn)動(dòng)副上施加運(yùn)動(dòng)驅(qū)動(dòng)，然后單擊“解算方案”，解算類型設(shè)置為“常規(guī)驅(qū)動(dòng)”，分析類型為“運(yùn)動(dòng)學(xué)/動(dòng)力學(xué)”；仿真時(shí)間為30 s，步數(shù)為1 500(為了使仿真分析更合理，通常把仿真時(shí)間和步數(shù)與運(yùn)動(dòng)件走過的位移設(shè)置為具有一定的比例關(guān)系)，重力方向豎直向下，點(diǎn)擊“確定”開始求解；通過動(dòng)力學(xué)仿真分析，可以分析機(jī)構(gòu)的位移、速度、加速度等運(yùn)動(dòng)特征。

在進(jìn)行仿真時(shí)，雙盤拉絲機(jī)各運(yùn)動(dòng)件在STEP運(yùn)動(dòng)階梯函數(shù)控制下完成換盤動(dòng)作。

拉絲機(jī)在STEP函數(shù)控制下的動(dòng)作流程如表5所示。

表5 拉絲機(jī)在STEP函數(shù)控制下的動(dòng)作流程

4.2 位移、速度、加速度仿真結(jié)果分析

在UG完成解算后，查看運(yùn)動(dòng)仿真動(dòng)畫效果。結(jié)果表明，整個(gè)機(jī)構(gòu)能夠?qū)崿F(xiàn)順利運(yùn)轉(zhuǎn)；通過運(yùn)動(dòng)導(dǎo)航器窗口分別選擇運(yùn)動(dòng)對(duì)象J001、J003、J018為主要分析對(duì)象，然后選擇在Excel電子表格顯示結(jié)果，這樣就可以得到雙盤拉絲機(jī)的位移(displacement)、速度(velocity)、加速度(acceleration)與時(shí)間的對(duì)應(yīng)關(guān)系曲線圖。

雙盤拉絲機(jī)位移、速度、加速度與時(shí)間關(guān)系曲線仿真結(jié)果如圖10所示。

圖10 雙盤拉絲機(jī)位移、速度、加速度與時(shí)間關(guān)系

通過反復(fù)的模擬、修改及仿真，最終得到雙盤拉絲機(jī)主要運(yùn)動(dòng)零件的位移、速度、加速度。得到工字輪轉(zhuǎn)動(dòng)曲線為其中一個(gè)工字輪的工作狀態(tài)(由于工字輪2的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)與工字輪1相符合，此處不再做詳細(xì)介紹)。從仿真曲線結(jié)果中可以看出，雙盤拉絲機(jī)各零部件可以平穩(wěn)地運(yùn)行，符合實(shí)際工作要求。

5 結(jié)束語

筆者利用UG12.0軟件建立了雙盤拉絲機(jī)自動(dòng)換盤裝置三維模型，并進(jìn)行了整體機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)仿真分析；通過ANSYS Workbench軟件對(duì)換盤裝置和新型工字輪結(jié)構(gòu)進(jìn)行了靜力學(xué)分析，得到結(jié)果如下：

(1)由靜力學(xué)分析可知，舉升裝置模型的兩支點(diǎn)中間變形量最大，呈對(duì)稱分布，托板最大變形量為0.010 089 mm，剪叉架最大變形量為2.97 mm，受力在合理變形內(nèi)；托板處最大應(yīng)力發(fā)生在托板與滾動(dòng)輪接觸位置，最大應(yīng)力為41.069 MPa，剪叉架最大應(yīng)力位于兩剪叉板交接處，為222.3 MPa，均小于材料的屈服強(qiáng)度355 MPa；工字輪槽口底部最大應(yīng)力為28.203 MPa，輪盤頂部最大37.605 MPa，遠(yuǎn)小于材料的屈服強(qiáng)度205 MPa。因此，舉升結(jié)構(gòu)、新型工字輪的強(qiáng)度均滿足實(shí)際工作要求；

(2)通過進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真，得到了雙盤拉絲機(jī)各部件的運(yùn)動(dòng)規(guī)律和工作過程，自動(dòng)換盤裝置設(shè)計(jì)方案上升最大位移為253 mm。

仿真結(jié)果表明，自動(dòng)換盤裝置設(shè)計(jì)方案基本合理，符合實(shí)際工作要求。該結(jié)果可對(duì)進(jìn)一步提升拉絲速度、換盤時(shí)間及優(yōu)化雙盤拉絲機(jī)結(jié)構(gòu)提供依據(jù)。