飼料噸袋全自動卸料機翻轉框架的優化設計

■鄧援超 周謨林* 王愛群 史常青 張 立 葉方平

噸袋普遍應用于飼料、糧食、化工、冶金等領域中的粉狀和顆粒狀物料的包裝，比如在飼料加工廠內部豆粕等飼料原料的轉運、飼料加工與養殖一體化企業飼料成品的輸送都經常采用噸袋包裝[1]。噸袋是一種柔性運輸包裝容器，其優點是便于裝運大宗散裝粉狀物料，具有裝料容積大、成本低等優點。但因其盛裝物料重量達到1 t以上，不便于將物料倒出，在實際生產中通常是借助叉車將袋子吊起，之后由人工將袋子底部劃破進行倒袋，使得噸袋破壞不能重復使用，增加了企業生產成本和造成裝卸工人的安全隱患[2]。為了改善目前實際生產過程中倒袋方式的不足，產生了飼料噸袋全自動卸料機組方案，包括自動化輸送、破碎、倒袋、卸料、取袋等工作，卸料完成后，噸袋完好無損可以再次使用也解決了安全問題。這種飼料噸袋全自動卸料機中的翻轉框架來盛裝噸袋進行卸料，但是翻轉框架不能過于笨重，否則整機將體積過于龐大、能耗高，所以要采用盡量輕的翻轉框架同時又要保證相應的強度和剛度，本文針對這方面進行研究。

1 飼料噸袋全自動卸料機工作原理介紹

飼料噸袋全自動卸料機的結構見圖1所示，初始位置如圖1（a）所示，兩側吸盤裝置固定在翻轉框架兩側，底部吸盤裝置和輸送裝置安裝在翻轉框架底部，翻轉框架后端設有振動平臺裝置，而翻轉框架設置在兩側旋轉軸之間，繞旋轉軸轉動，通過電機驅動旋轉軸來使翻轉框架旋轉實現自動卸料。飼料噸袋全自動卸料機卸料工況位置如圖1（b）所示，即噸袋和翻轉框架一起以旋轉軸為支點繞z軸順時針翻轉至90°，在振動電機作用下，帶動噸袋振動，從而將物料從袋內排出。

圖1 飼料噸袋全自動卸料機

飼料噸袋全自動卸料機的主框架就是翻轉框架，它的作用是：①容納噸袋；②帶動噸袋翻轉；③為振動平臺裝置提供安裝平臺。則翻轉框架是飼料噸袋全自動卸料機的關鍵部件。翻轉框架必須有足夠的剛度和強度，且不能與振動電機發生共振，也不能太笨重，筆者通過對原有翻轉框架進行數學建模，諧響應分析得到一個優化方案。

2 翻轉框架數學建模和諧響應分析

2.1 翻轉框架模型建立

飼料噸袋全自動卸料機翻轉框架為承載式框架，主要由方鋼管、矩形鋼管和鋼板焊接而成，包括后橫梁、短豎管、長豎管、振動平臺安裝板等構件。翻轉框架的外形尺寸長1 660 mm、寬1 560 mm、高1 934 mm，方鋼管、矩形鋼管的規格尺寸分別為80 mm×80 mm×（4～8）mm、40 mm×80 mm×4 mm，鋼板的厚度尺寸為6～30 mm，如圖2(a)所示，其承受的載荷主要來自底部吸盤裝置、輸送裝置、兩側吸盤裝置、振動平臺裝置等其他部件。根據翻轉框架結構特點以及計算翻轉框架的效率性和準確性要求，建模時對其進行簡化，將管件與管件之間或管件與鋼板之間采用焊接連接方式的位置，不考慮焊接處材料的影響，視翻轉框架為一個剛性連接體，忽略各構件上的安裝孔位，將各管件四周的圓角簡化為直角[3-4]。其材料屬性為Q235 結構鋼，彈性模量210 GPa，密度7 850 kg/m3，泊松比0.3，屈服強度235 MPa。最終建立翻轉框架有限元模型如圖2(b)所示。

2.2 翻轉框架預應力模態分析

當翻轉框架旋轉至卸料工況位置時，假設噸袋內的物料未卸，此時翻轉框架承受著整個卸料過程的最大預應力，同時對于安裝在翻轉框架上的底部吸盤裝置、輸送裝置、兩側吸盤裝置、振動平臺裝置等其他部件的質量，采用集中載荷處理的方式，作用在各自的安裝位置處，翻轉框架自重通過設置重力加速度施加。翻轉框架C點處與旋轉軸支座采用12個M16的螺釘連接在一起，因此對翻轉框架上的C點連接處施加面約束?？紤]到低階模態處對翻轉框架產生一定的影響，且高階振型對結構的動態特性影響小于低階模態振型，同時也為了提高計算效率、降低計算成本,故經模態分析取翻轉框架前6階模態振型云圖[5-6]。如圖3所示。

圖2 翻轉框架

圖3 前6階模態振型圖

由圖3模態振型圖分析可知，翻轉框架模態振型主要表現為沿著z 軸左右扭擺和沿著y 軸擺動，翻轉框架最小變形主要集中在短豎管處，其最大變形主要集中在翻轉框架的長豎管和后橫梁上，而長豎管和后橫梁是振動平臺裝置安裝位置處，易受振動電機的沖擊產生疲勞破壞，甚至斷裂。

2.3 翻轉框架諧響應分析

利用諧響應分析來處理翻轉框架的結構動力學問題是一種常用的處理方式，諧響應分析的目的在于獲得結構在不同頻率下的位移、應力和加速度等的響應曲線[7-10]。根據獲得的關系曲線，來判斷并預測結構的動態特性是否符合設計要求。振動電機是飼料噸袋全自動卸料機在卸料過程中主要的振源，在卸料時產生的振動通過阻尼彈簧減震器傳遞給翻轉框架，導致翻轉框架振動，根據模態分析結果，有必要對翻轉框架進行諧響應分析。取翻轉框架在卸料工況下時，噸袋內的物料未卸，假設被傳遞到翻轉框架的力Ft(t)是按照諧波規律變化，結合實際情況在振動平臺安裝板處施加幅值為1 410 N 大小的激振力，根據翻轉框架的實際工作環境和模態分析結果，利用模態疊加法將頻率范圍設置為20～90 Hz，頻率間隔為1 Hz，取模態分析結果中結構剛度相對薄弱的地方，即后橫梁和長豎管進行諧響應分析。

圖4 翻轉框架后橫梁處振動位移、應力的響應曲線

經諧響應分析得到翻轉框架中后橫梁和長豎管的振動位移、應力與激勵頻率的響應曲線，如圖4，圖5所示。由上分析可知，翻轉框架中的后橫梁和長豎管這兩個部位在66 Hz 時為最大振動幅值3.81 mm，其次是在35 Hz 時的振動幅值1.37 mm，此外這兩個部位在66 Hz 時最大應力峰值為39.13 MPa，其次是在84 Hz時的應力峰值為3.86 MPa。

圖5 翻轉框架長豎管處振動位移、應力的響應曲線

綜上分析可知，翻轉框架的敏感頻率范圍在35、66 Hz和85 Hz附近，而在85 Hz附近范圍時其應力峰值相對較小，可以不用考慮。則翻轉框架在激勵頻率為35、66 Hz下，對翻轉框架進行分析，經分析得到其變形應力云圖如圖6、圖7所示。從圖中可以看出，翻轉框架在35、66 Hz激勵下，翻轉框架最大變形量為4.71 mm，且最大變形發生在長豎管處，而翻轉框架所允許的最大變形量δmax≤2.5 mm[11]。則最大變形量大于所允許的最大變形量δmax。翻轉框架最大應力為450.13 MPa，發生在短豎管和翻轉框架平臺連接處，其最大應力值超過了材料的屈服強度。由上可知，翻轉框架的強度和剛度均未滿足設計要求，故應對翻轉框架進行優化改進。

3 翻轉框架結構的優化分析

針對上述諧響應分析的結果，翻轉框架最大變形量和應力值均超過其對應的許用值。在不影響其它裝置安裝形式和結構不進行較大修改的前提下，對其結構薄弱部位，即短豎管和翻轉框架平臺連接處，設置加強筋板，分別布置在兩側，加強筋板厚度為6 mm如圖8 所示。以滿足翻轉框架所允許的最大變形量和材料的屈服強度作為衡量指標，對其進行諧響應分析，其優化后分析的結果如圖9、圖10所示。

由圖8～圖10分析結果可以得出，對翻轉框架薄弱部位進行加強后，后橫梁的最大變形量由1.86 mm降低到1.31 mm，最大變形量降低了30%，其最大應力由4.58 MPa下降到2.32 MPa，最大應力下降高達49.3%。則翻轉框架局部薄弱處安全性能有顯著的提高。

圖6 不同頻率下翻轉框架的變形云圖

圖7 不同頻率下翻轉框架的應力云圖

圖8 優化后的翻轉框架

由優化后的翻轉框架結果可得，翻轉框架的敏感頻率范圍在41 Hz和76 Hz附近，而在41 Hz附近范圍時其變形應力峰值遠小于設計要求的許用值，故可以不用考慮。取翻轉框架在76 Hz下的激勵，對翻轉框架進行驗證分析，經分析得到其變形應力云圖如圖11所示。從圖中可以看出，翻轉框架最大變形量為2.35 mm，且最大變形發生在長豎管處，而翻轉框架所允許的變形量δmax≤2.5 mm。則最大變形量小于所允許的變形量δmax。翻轉框架最大應力為116.8 MPa，發生在短豎管處，其最大應力值未超過材料的屈服強度235 MPa。尤其提高了翻轉框架敏感頻率從35 Hz提高到41 Hz，改善了翻轉框架的動態性能。綜上可知，翻轉框架的強度和剛度均滿足設計要求，故可以采用局部加強的方式來對翻轉框架進行優化。

4 結論

①通過對飼料噸袋全自動卸料機翻轉框架的諧響應分析可知，原翻轉框架所對應的敏感頻率為35 Hz 和66 Hz，當頻率為66 Hz 時，最大振動位移量為4.71 mm，最大應力值為450.13 MPa，最大振動位移量和應力值均超過設計要求的許用值，此時翻轉框架易產生破壞，所以有必要對翻轉框架進行優化設計。

②在滿足激勵載荷作用下優化得到翻轉框架薄弱構件處的最大變形量和應力值，分別下降了30%和49.3%，且翻轉框架最大振動位移為2.35 mm，最大應力值為116.8 MPa，滿足翻轉框架優化指標。本研究為飼料噸袋全自動卸料機在實際設計和制造過程中提供必要的依據，并縮短了飼料噸袋全自動卸料機研發周期，降低了研發成本。

圖9 優化后翻轉框架后橫梁處振動位移、應力的響應曲線

圖10 優化后翻轉框架長豎管處振動位移、應力的響應曲線

圖11 優化后在76 Hz頻率下翻轉框架的振動位移、應力云圖