基于ANSYS Workbench的包装机导向零件失效研究

何全文



基于ANSYS Workbench的包装机导向零件失效研究

何全文

（四川工商职业技术学院，四川 都江堰 611837）

研究在长期导向作业下导向零件的断裂失效。根据导向零件的工作原理和结构特点，建立三维数字化模型，利用有限元分析软件ANSYS Workbench对导向零件进行静力分析，在静力分析基础之上进一步研对导向零件进行疲劳分析，将理论分析结果与实际断裂失效进行对比分析。静力分析结果显示导向零件的最大应力为223.73 MPa，导向槽底面的应力分布为24.56～174.01 MPa；疲劳分析结果显示其最大应力提高了25%，导向槽底面的应力分布提高了25%～26.55%。反复作用的交变应力是导致断裂失效的主要原因，导向槽底面为导向零件的危险截面，危险截面与实际发生断裂失效的曲线具有一致性。

导向零件；静力分析；疲劳分析

医药生产制造过程中，对药品包装设备稳定性和产品包装质量都有较高的要求。为满足生产要求，目前只能依靠国外进口设备，但更换零配件的周期较长、维修服务费用较高。如果能对进口药品包装机主要零部件进行国内自主改进设计、制造和维护，将能更好地提高生产效率及设备的柔性和灵活性[1]，降低企业设备维护成本，提高企业利润。

针对某进口药品包装机导向零件受损问题，深入研究其在长时间进行导向作业环境中发生断裂失效的原因，准确找出导向零件的危险截面，为后期改进设计提供理论支持。

1 导轨零件的工作原理

该进口药品包装机导向零件主要对药品和使用说明书进行推装作业，在整个药品包装过程中使用密度大、所受载荷冲击次数多。导向机构如图1所示。导向零件的螺纹孔与其下方的推动气缸相连接，实现导向零件上下工位切换，导向零件的台阶端面与包装机床身滑动接触。当导向零件通过气缸推动作用处于上工位时开始进行药品推装导向作业，推杆的两个滑动头（1和3）通过床身上的导向槽（4和6），再分别进入导向零件的导向壁和导向槽（10），从而实现药品推装入盒。当导向零件通过气缸推动作用处于下工位时开始进行说明书推装导向作业，推动杆的两个滑动头（1和3）通过床身的导向槽（4和6），直接从导向零件的上端通过，而不进入导向零件的导向壁和导向槽10，从而实现说明书推装入盒。

1、3.滑动头 2.推杆4、6、10.导向槽 5.包装机床身7.导向零件 8.导向壁 9.螺纹孔11.台阶端面

2 导向零件的静力分析

2.1 有限元模型

首先，利用Solidworks对实物零件进行三维数字化建模，启动ANSYS Workbench并导入导向零件三维模型。对于导向零件螺纹孔螺纹和与其相连接的气缸结构不再进行建立模型，将其机械运动简化为系统环境约束作用在导向零件上[2]。其次，在ANSYS Workbench系统中对导向零件进行网格划分，建立导向零件的有限元网格模型，并对螺纹孔进行局部网格控制处理[3-4]。最后得到导向零件有限元模型，共计27004个单元、42263个节点，如图2所示。

图2 导向零件的有限元模型

2.2 材料属性

根据对导向零件材料的分析和检测，确定导向零件的材料为普通碳素钢Q235，并进行了表面热处理。设置导向零件材料属性[5]为：弹性模量208000 MPa、泊松比0.3、抗拉强度460 MPa、屈服强度235 MPa、密度7.8 g/mm3。

2.3 环境设置

为得到准确的计算结果，必须根据零件实际工况正确地对有限元模型施加约束和载荷[3]。根据导向零件在导向工况下的特征，约束导向零件螺纹孔为圆柱面约束，设置径向和切向为自由约束、轴向为固定约束；约束导向零件台阶形端面的所有自由度，限制、、的平移；导向槽10的导向壁受到滑动头3冲击载荷F＝－217.35 N，导向壁8受到滑动头1冲击载荷F＝－14.27 N。

2.4 分析结果

根据导向零件的实际载荷和约束条件，利用ANSYS Workbench有限元分析软件求解出导向零件的最大应力和应力主要集中区域，如图3所示。可知导向零件所受最大应力为223.73 MPa，在螺纹孔位置；导向槽导出端斜角的应力接近174.01 MPa；导向槽底面的应力分布主要是24.56～174.01 MPa；导向零件所受最大应力小于材料极限屈服极限，说明原导向零件的静力强度能满足实际工作要求。通过静力分析结果知道，导向零件所受最大应力并不会导致零件断裂失效，因此还需进一步分析和研究。

图3 导向零件静力分析结果

3 导向零件的疲劳分析

3.1 设置求解

疲劳是指结构在反复作用的交变应力下，即使结构所承受的应力小于材料许用应力，也会出现断裂失效的现象[3]。在静力分析基础之上，进一步对导向零件进行疲劳分析和研究。从导向零件实际工况知道其所受载荷属于恒定载荷疲劳，因此定义载荷类型为对称循环载荷。根据包装机相关设计参数设置疲劳强度因子为0.8、寿命为5万次，查看导向零件的寿命、安全系数和等效交变应力。

3.2 分析结果

首先从图4、图5可以看出导向零件的最小疲劳寿命和最小安全系数主要出现在螺纹孔位置及导向槽导出端斜角位置；最小疲劳寿命为8173次，已不能满足包装机整机设计使用要求，最小安全系数为0.3，降低了70%。其次比较图6与图3，可以看出导向零件最大应力为279.67 MPa，提高了25%，同样主要出现在螺纹孔位置，并已超过材料极限屈服极限8.95%。最后比较图6与图3，可以看出导向槽底面的应力分布主要是31.08～217.52 MPa，提高了25%～26.55%，同时其区域面积也有所扩大。

图4 导向零件寿命疲劳云图

图5 导向零件安全系数云图

图6 导向零件等效交变应力云图

从导向零件疲劳分析结果知道，虽然静力分析结果显示导向零件最大应力小于材料许用应力，但是不能保证零件在反复应力作用下仍然能满足使用要求。因为导向零件承受了反复应力，使其应力、疲劳寿命、安全系数及应力分布区域和面积都发生了变化，从而降低了导向零件导向槽底面的强度和韧性，而导向槽底面厚度只有3 mm，因此此处应该是导向零件最大危险截面，这可能是导致导向零件断裂失效的主要原因。

将理论分析的结果与导向零件发生断裂失效的实际情况进行对比分析，如图7所示，发现导向零件的危险截面与实际断裂失效所发生区域是一致的，断裂失效曲线正是经过螺纹孔偏向导向槽的位置区域，并沿导向槽方向贯穿整个导向零件，这进一步验证了上述理论分析的正确性。

图7 导向零件断裂失效实物

4 结论

根据导向零件的实际工作原理和实物结构特点，建立三维数字化建模，利用有限元分析软件ANSYS Workbench对零件进行静力分析、疲劳分析，找到了其在满足静力分析强度要求下仍然发生断裂失效的原因，即因导向零件在承受反复作用的交变应力后降低了零件的强度和韧性，得出了导向零件导向槽底面为最大危险截面。将分析结果与零件实际断裂失效轮廓曲线进行对比中，发现分析结果与实际断裂失效所发生区域一致，进一步验证了研究的准确性，为导向零件的后期改进设计提供理论依据。

[1]刘祎，李虹，李瑞琴. 现代包装机械设计质量综合评价体系研究[J]. 包装工程，2015，36（21）：75-78.

[2]杜平安. 有限元网格划分的基本原则[J]. 机械设计与制造，2000（1）：34-36.

[3]张岩. ANSYS Workbench 15.0有限元分析从入门到精通[M]. 北京：机械工业出版社，2014.

[4]谢飞，殷鸣，谭峰，殷国富. 数控龙门平面磨床的动静态性能分析[J]. 机械，2017，44（5）：1-5.

[5]凌桂龙. Ansys结构单元与材料应用手册[M]. 北京：清华大学出版社，2013.

Expiration Research of Drug Packing Machine Based on ANSYS Workbench

HE Quanwen

( Sichuan Technology & Business College, Dujiangyan 611837, China )

The work aims to study the fracture failure of guided parts under long-term guidance.According to the working principle and structure of the guided parts, a three-dimensional digital model is established. The finite element analysis software ANSYS Workbench is used to carry on the static analysis to the guided parts, and further study on the basis of static analysis, fatigue analysis of the guided parts, The analysis results are compared with the actual fracture failure. The results of static analysis show that the maximum stress of the guide part is 223.73MPa, and the stress distribution on the bottom of the guide groove is 24.56MPa ~ 174.01MPa. The fatigue analysis results show that the maximum stress is increased by 25% and the stress at the bottom of the guide groove is increased by 25% ~ 26.55 %.It is concluded that the alternating stress is the main cause of fracture failure, the bottom of the guide groove is the dangerous section of the guided part, and the dangerous cross section is consistent with the actual failure curve.

guide parts；static structural；fatigue analysis

TP391.77

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2018.11.010

1006－0316 (2018) 11－0042－04

2018－03－21

何全文（1989－），男，四川南充人，实验师，主要研究方向为机械结构优化设计与数值仿真分析。