升降輥床連桿搖臂結構拓撲優化設計

甄帥

摘? 要：升降輥床作為一種新型輸送設備，具有高速、穩定、易于維護等優點，在各汽車焊裝車間得到了廣泛應用。文章對輥床連桿搖臂結構進行動力學分析，在此基礎上針對搖臂結構進行結構拓撲優化，改善機構應力應變并提升疲勞壽命。

關鍵詞：升降輥床;搖臂結構;有限元;拓撲優化;疲勞壽命

中圖分類號：U469? ? ? ? ?文獻標志碼：A? ? ? ? ?文章編號：2095-2945（2019）05-0088-02

引言

“沖壓、焊裝、油漆和總裝”被稱為當代汽車制造的四大工藝[1]，在上汽大眾儀征工廠焊裝車間，焊接工藝種類多達8至10種，用來轉運車身的工藝生產線多達12條，擁有德國KUKA自動化機械臂800多臺，工藝過程極其復雜，工位數量繁多。基于曲柄連桿搖臂結構的Siemens高速輸送升降輥床的大量應用，極大地提高了生產節拍，使生產線實現了柔性生產，產能得到大幅度提高[2]。

1 輥床結構及動力學分析

本文以西門子公司11-0908-1200系列升降輥床為研究對象，主要參數如表1所示。升降輥床主要由底座、升降機構、水平輸送輥床和控制系統四大部分組成，實現其升降功能的是一個典型的多連桿機構，并可拆分為兩個四桿機構，即前半部分為曲柄連桿搖臂機構[3-4]，后半部分為平行四桿機構，因此，在運動學分析計算中可以忽略后半部分的平行四桿機構，僅分析前半部分的曲柄連桿搖臂機構[5]（圖1）。

為了解曲柄連桿搖臂機構在其運動周期內各構件的受力情況，在Adams軟件中創建升降輥床曲柄連桿搖臂動力學仿真模型，施加輥床框架及雪橇、車身的重力負載為13000N，直接作用在前后搖臂上，受力方向始終豎直向下，經求解，后搖臂受到來自連桿的峰值拉力為17588N，在升降輥床從低位向高位運行過程中，搖臂克服負載力并將其向上舉升，拉力從峰值開始逐漸降低為0N。

2 輥床有限元仿真分析

對輥床連桿結構進行有限元分析。搖臂的制造原材料為Q235B，建立搖臂模型并導入到ANSYS軟件中，網格劃分后共得到47478個節點、19295個單元。連桿與后搖臂相連的鉸接轉動副-單孔搖臂關節軸承處，其轉動副處最大受力為17588N，選取此瞬態時刻，對后搖臂進行靜力學分析，施加負載、約束后進行計算，得到其應力、應變分析結果情況如圖2所示。

通過分析發現，在主軸中部軸頸與曲柄連接處是應力集中最嚴重的部位，從有限元分析結果可以看出，最大應力為91.36MPa，雖然小于搖臂材料的屈服強度235MPa，但這些應力集中部位極易出現疲勞裂紋，直至機械失效損壞，該分析結果與搖臂在實際生產作業中發生的斷裂故障一致。

3 輥床搖臂結構拓撲優化

考慮到加強筋結構優化對搖臂應力集中情況改善比較明顯，可以對該改進措施進行進一步的結構拓撲優化，以使得左右加強筋結構更牢固可靠。結構拓撲優化分為兩類，它們分別是連續體結構拓撲優化和離散體結構拓撲優化，它可以理解為一種依據確定的負載、性能指標與約束條件、針對指定區域進行材料分布優化的數學方法。

本文采用ANSYS Workbench對搖臂結構進行拓撲優化設計，以體積減少25%為邊界條件，同時加載與優化前等同的負載和約束條件，并以最大應力最小為優化目標。運用ANSYS零階法，經過9次迭代計算后，輸出拓撲優化后的加強筋結構如圖3所示，去除的材料質量達17.9535kg，加強筋質量減少為5.9655kg，較廠家優化前最初的加強筋減重了2kg。

對優化后的搖臂進行建模，施加與優化前相同的載荷和約束，對其進行有限元分析，得到如圖4加強筋結構拓撲優化后的應力分析云圖，搖臂主軸薄弱處的最大應力降低為71.74MPa，相較于首次結構優化后的81.16MPa有明顯改善，而相較于搖臂結構優化改進前的91.36MPa實現了大幅改善，應力改善幅度達到21.47%，結構優化改進大大降低了搖臂的應力集中載荷，有利于延長搖臂的使用壽命。

4 輥床疲勞壽命分析

為進一步驗證輥床結構優化對應力集中改善的效果，使用名義應力法對新搖臂進行疲勞壽命分析，得到疲勞計算結果如圖5所示。

上述疲勞壽命分析結果顯示，在承受周期為2秒、循環載荷條件下，搖臂可循環運行的次數為107次，且分析結果顯示搖臂安全系數最低為4.8，超過標準值1.5，因此，本文拓撲優化后的搖臂滿足實際使用要求。

5 結束語

隨著我國乘用車市場發展越來越快，汽車制造業對輸送設備特別是工藝輸送滾床的要求越來越高，各整車制造廠紛紛在規劃階段就對輸送升降滾床的設計提出了更高的要求。對升降滾床關鍵部件搖臂的優化改進，有利于提高設備穩定性和使用壽命。

參考文獻：

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