雙曲肘合模機(jī)構(gòu)優(yōu)化CAD系統(tǒng)設(shè)計(jì)性能研究

趙 俊，楊于光

（北京化工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，北京100029）

雙曲肘合模機(jī)構(gòu)優(yōu)化CAD系統(tǒng)設(shè)計(jì)性能研究

趙 俊，楊于光

（北京化工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，北京100029）

根據(jù)建立的雙曲肘合模機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)流程開發(fā)出用于雙曲肘合模機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)（CAD）系統(tǒng)，著重研究了該系統(tǒng)的設(shè)計(jì)性能。通過對(duì)優(yōu)化設(shè)計(jì)系統(tǒng)所設(shè)計(jì)的設(shè)備進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真及變形模擬分析，驗(yàn)證了設(shè)計(jì)結(jié)果的合理性。通過與現(xiàn)有相同規(guī)格注塑機(jī)合模機(jī)構(gòu)的對(duì)比實(shí)驗(yàn)，表明該設(shè)計(jì)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的設(shè)備結(jié)構(gòu)合理、性能良好；該CAD系統(tǒng)能夠高效地優(yōu)化并設(shè)計(jì)出不同系列規(guī)格的合模機(jī)構(gòu)。

注塑機(jī)；雙曲肘合模機(jī)構(gòu)；計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)系統(tǒng)；優(yōu)化設(shè)計(jì)

0 前言

雙曲肘式合模機(jī)構(gòu)由于其良好的結(jié)構(gòu)和運(yùn)動(dòng)特性成為注塑機(jī)中應(yīng)用最為廣泛的一種合模機(jī)構(gòu)型式［1］。但雙曲肘合模機(jī)構(gòu)的力學(xué)方程、運(yùn)動(dòng)學(xué)方程及變形方程都較復(fù)雜，使設(shè)計(jì)人員承擔(dān)著繁重的計(jì)算任務(wù)，同時(shí)參數(shù)和結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果的建模及仿真也占據(jù)著較長(zhǎng)的工作時(shí)間。為縮短設(shè)計(jì)周期，提高設(shè)計(jì)效率，本文通過對(duì)雙曲肘合模機(jī)構(gòu)的研究建立了雙曲肘合模機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)流程。據(jù)此流程開發(fā)出五支點(diǎn)雙曲肘合模機(jī)構(gòu)的優(yōu)化CAD系統(tǒng)，并對(duì)其設(shè)計(jì)結(jié)果進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真、變形模擬及對(duì)比實(shí)驗(yàn)。

1 雙曲肘合模機(jī)構(gòu)優(yōu)化CAD系統(tǒng)簡(jiǎn)介

1.1 系統(tǒng)設(shè)計(jì)流程

注塑機(jī)合模機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的一般設(shè)計(jì)過程包括確定機(jī)型、參數(shù)設(shè)計(jì)、參數(shù)結(jié)構(gòu)化及參數(shù)校核［2－3］。雙曲肘合模機(jī)構(gòu)的參數(shù)設(shè)計(jì)，根據(jù)其特點(diǎn)可以分為肘桿參數(shù)的最優(yōu)化設(shè)計(jì)及其余結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計(jì)，具體設(shè)計(jì)流程如圖1所示。

圖1 合模機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)方案Fig.1 Design scheme of clamping unit

圖1所示的肘桿參數(shù)優(yōu)化部分一直是合模機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算最為復(fù)雜的部分，需選擇合適的數(shù)學(xué)算法對(duì)肘桿機(jī)構(gòu)數(shù)學(xué)模型進(jìn)行最優(yōu)化計(jì)算［4］。為提高設(shè)計(jì)效率，本文總結(jié)出一套較為有效的計(jì)算方法，得到了不同系列合模力范圍內(nèi)的肘桿最優(yōu)化參數(shù)，并將這些參數(shù)儲(chǔ)存于系統(tǒng)中供用戶調(diào)用。

1.2 系統(tǒng)功能

該優(yōu)化設(shè)計(jì)系統(tǒng)的工作過程分為機(jī)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)及三維建模兩部分。機(jī)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)部分的運(yùn)行過程如圖1所示。用戶在確定機(jī)型后輸入設(shè)計(jì)條件，系統(tǒng)根據(jù)設(shè)計(jì)依據(jù)選擇儲(chǔ)存于內(nèi)存中的肘桿優(yōu)化參數(shù)。確定肘桿參數(shù)后，選擇主要承力部件的材料，通過控制拉桿允許變形量，分配拉桿與肘桿剛度，在相互制約的參數(shù)關(guān)系中高效地找出各結(jié)構(gòu)的最優(yōu)尺寸參數(shù)設(shè)置。各尺寸參數(shù)在經(jīng)過結(jié)構(gòu)化并校核無誤后便可進(jìn)入三維建模部分，此時(shí)系統(tǒng)根據(jù)得到的設(shè)計(jì)結(jié)果一鍵生成各部件的三維零件模型及組件（裝配）模型。之后，便可對(duì)生成的模型進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真或利用與計(jì)算機(jī)輔助工程（CAE）軟件的無縫鏈接技術(shù)對(duì)主要關(guān)鍵零件做靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析。

系統(tǒng)主計(jì)算界面和三維建模界面分別如圖2（a）和（b）所示。

圖2 合模機(jī)構(gòu)CAD系統(tǒng)工作界面Fig.2 Work interface of CAD system for clamping unit

2 系統(tǒng)設(shè)計(jì)結(jié)果驗(yàn)證

2.1 設(shè)計(jì)結(jié)果

為驗(yàn)證優(yōu)化設(shè)計(jì)系統(tǒng)的合理性，采用該系統(tǒng)設(shè)計(jì)1200kN合模力及6000kN合模力的合模機(jī)構(gòu)各一臺(tái)，分別命名為1＃機(jī)與2＃機(jī)，其肘桿參數(shù)設(shè)計(jì)結(jié)果如表1所示，拉桿及模板參數(shù)如表2所示。

表1 肘桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)Tab.1 Design parameters of the toggle mechanism

表2 合模機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)Tab.2 Design parameters of clamping unit

2.2 運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真

利用Pro/Engineer對(duì)系統(tǒng)生成的組件進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真。為真實(shí)反映合模機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)狀況，在Pro/Engineer的驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)中施加分段初速度：先勻加速至最大速度再以勻速運(yùn)動(dòng)。在活塞桿及動(dòng)模板上各取一點(diǎn)測(cè)量各點(diǎn)位移及速度曲線，動(dòng)模板行程仿真結(jié)果如圖3所示。

圖3 動(dòng)模板行程曲線Fig.3 Stroke curves for dynamic template

根據(jù)圖3所示曲線計(jì)算可得1＃機(jī)與2＃機(jī)的移模行程分別為342.13mm與767.99mm，以相同方式測(cè)出活塞桿行程，得到1＃機(jī)與2＃機(jī)行程比分別為1.15和1.02。對(duì)比表1中的設(shè)計(jì)結(jié)果，誤差均在5%以內(nèi)，并且均達(dá)到注塑機(jī)標(biāo)準(zhǔn)中所規(guī)定的數(shù)值。根據(jù)圖4所示的速度變化曲線可以看出，兩設(shè)備的移模速度均符合“慢—快—慢”變化特點(diǎn)，且在加速段動(dòng)模板速度與活塞桿速度之比大于1，能夠在保證安全合模的要求下獲得更快的移模速度，提高生產(chǎn)效率。因此，系統(tǒng)所設(shè)計(jì)的1＃及2＃設(shè)備符合運(yùn)動(dòng)學(xué)方面的需求，設(shè)計(jì)合理。

圖4 速度曲線圖Fig.4 Curves for the velocity

2.3 動(dòng)模板變形分析

該系統(tǒng)依據(jù)用戶指定的最大允許撓度設(shè)計(jì)出動(dòng)模板厚度，因此需要檢驗(yàn)設(shè)計(jì)結(jié)果是否符合許用最大撓度。利用無縫鏈接技術(shù)將系統(tǒng)生成的動(dòng)模板三維圖導(dǎo)入ANSYS Workbench中，根據(jù)動(dòng)模板實(shí)際受力情況，在支座受力處施加固定載荷，在模具接觸面處施加固定約束。完成各屬性定義及網(wǎng)格劃分后，計(jì)算得到圖5所示云圖。

圖5 動(dòng)模板變形云圖Fig.5 Deformation diagram for dynamic template

圖5所示為動(dòng)模板Z向最大變形，因其默認(rèn)正向變形為最大，而動(dòng)模板實(shí)際變形是沿Z軸負(fù)方向，因此其Z正向的最小變形為動(dòng)模板Z負(fù)向的最大變形。從圖5可以看出，板體的在Z負(fù)方向的變形均小于許用值，說明本系統(tǒng)對(duì)于動(dòng)模板厚度參數(shù)的設(shè)計(jì)是合理的。動(dòng)模板支座處的最大變形雖然均略大于許用撓度，但并無超出強(qiáng)度要求且支座的變形對(duì)模板與模具安裝平面度并無影響。

3 合模機(jī)構(gòu)對(duì)比實(shí)驗(yàn)

3.1 實(shí)驗(yàn)方案

為研究本系統(tǒng)設(shè)計(jì)結(jié)果與現(xiàn)有1200kN注塑機(jī)合模機(jī)構(gòu)（A機(jī)）對(duì)比是否具有性能的提升，需要測(cè)試注塑機(jī)合模機(jī)構(gòu)的性能，并對(duì)比本系統(tǒng)所設(shè)計(jì)的合模機(jī)構(gòu)在相同條件下的性能作對(duì)比。實(shí)驗(yàn)方案包括：（1）測(cè)量A機(jī)的結(jié)構(gòu)參數(shù)，計(jì)算其性能參數(shù)，并與系統(tǒng)設(shè)計(jì)的1＃機(jī)性能參數(shù)作比較；（2）測(cè)量A機(jī)合模機(jī)構(gòu)在不同油缸壓力作用下的應(yīng)變量及實(shí)際油缸壓力，分析處理測(cè)量數(shù)據(jù)，求出應(yīng)變值從而求出其合模力及油缸推力；（3）計(jì)算與A機(jī)合模機(jī)構(gòu)達(dá)到相同合模力時(shí)1＃合模機(jī)構(gòu)所需的油缸推力，對(duì)照實(shí)測(cè)油缸推力曲線，作合模過程中所需油缸推力的對(duì)比。

3.2 力學(xué)性能對(duì)比

測(cè)量A機(jī)的結(jié)構(gòu)參數(shù)，計(jì)算其性能參數(shù)。A機(jī)與1＃機(jī)性能參數(shù)對(duì)比如表3所示。表3中1＃機(jī)的性能參數(shù)是該CAD系統(tǒng)對(duì)初始優(yōu)化參數(shù)圓整后的新數(shù)據(jù)，從數(shù)據(jù)可以看出，系統(tǒng)設(shè)計(jì)的1＃機(jī)在肘桿總長(zhǎng)方面略有增長(zhǎng)，移模行程與A機(jī)為同一水平，但行程比及力的放大比都有提升。其中放大比曲線對(duì)比如圖6所示。根據(jù)圖6所示對(duì)比曲線可以看出，1＃機(jī)在各時(shí)刻的增力性能都大于A機(jī)合模機(jī)構(gòu)。說明肘桿優(yōu)化參數(shù)良好。

表3 合模機(jī)構(gòu)性能對(duì)照表Tab.3 Performance comparison of the clamping units

圖6 力的放大比曲線Fig.6 Curves for amplification ratio of force

3.3 油缸推力對(duì)比實(shí)驗(yàn)

3.3.1 實(shí)驗(yàn)設(shè)備

實(shí)驗(yàn)設(shè)備為現(xiàn)有A機(jī)合模機(jī)構(gòu)；感應(yīng)設(shè)備為中航工業(yè)電測(cè)儀器股份有限公司生產(chǎn)的BX120－5AA型電阻應(yīng)變片；信號(hào)采集設(shè)備為美國(guó)國(guó)家儀器公司生產(chǎn)的數(shù)據(jù)采集板卡。

3.3.2 實(shí)驗(yàn)平臺(tái)

將電阻應(yīng)變片貼于圖7所示的測(cè)點(diǎn)位置，將應(yīng)變片引線與屏蔽線連接組成半橋電路。

圖7 應(yīng)變測(cè)點(diǎn)位置Fig.7 Measuring point of strain

3.3.3 測(cè)量結(jié)果

依照不同設(shè)定下的油缸壓力，分四點(diǎn)測(cè)量合模力及油缸壓力隨時(shí)間的變化曲線。利用數(shù)據(jù)板卡每間隔10ms采集一次信號(hào)，將得到的電壓數(shù)據(jù)經(jīng)過計(jì)算得到各設(shè)定油缸壓力下拉桿的最大應(yīng)變值及最大機(jī)構(gòu)變形力，實(shí)驗(yàn)及計(jì)算結(jié)果如表4所示。

表4 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)Tab.4 Experimental data

表4中數(shù)據(jù)繪制1＃機(jī)與A機(jī)合模機(jī)構(gòu)達(dá)到相同合模力所需的油缸推力曲線，對(duì)比實(shí)驗(yàn)測(cè)得曲線如圖8所示。

圖8（a）、（c）、（e）、（g）為 A合模機(jī)構(gòu)實(shí)測(cè)合模力及油缸推力，圖8（b）、（d）、（f）、（h）為1＃機(jī)在相應(yīng)最大合模力時(shí)的機(jī)構(gòu)變形力（Pc）－α、合模力（Pm）－α、油缸推力（Po）－α曲線。1＃機(jī)的Pc－α曲線說明，在各點(diǎn)處1＃機(jī)與A機(jī)達(dá)到了相同的最大機(jī)構(gòu)變形力；各點(diǎn)的Pm－α曲線均在Pc－α曲線上方，說明1＃機(jī)達(dá)到合模機(jī)構(gòu)正常工作的條件，能夠正常工作；1＃機(jī)在各點(diǎn)處的Po－α曲線的峰值均低于A機(jī)合模機(jī)構(gòu)的實(shí)測(cè)油缸推力的峰值，從對(duì)比結(jié)果可以定性地看出，在各設(shè)定條件下，1＃機(jī)在與A機(jī)合模機(jī)構(gòu)達(dá)到相同最大合模力所需的油缸壓力都更小，所需的能耗更低，因此，1＃機(jī)比A機(jī)合模機(jī)構(gòu)性能更為優(yōu)越。定量數(shù)據(jù)如表5所示。

圖8 機(jī)構(gòu)特性對(duì)比曲線Fig.8 Characteristic curves for the clamping unit

根據(jù)表5所示油缸推力的定量對(duì)比結(jié)果可以看出，在達(dá)到各相同合模力情況下1＃機(jī)所需的最大油缸推力都有不同程度的降低，節(jié)能率最高可達(dá)14.951%，節(jié)能效果可觀，說明1＃機(jī)的優(yōu)化設(shè)計(jì)合理。

表5 A機(jī)與1＃機(jī)油缸推力對(duì)比Tab.5 Comparison of cylinder force of machine A and 1＃

3.3.4 實(shí)驗(yàn)誤差分析

當(dāng)機(jī)構(gòu)確定后，可根據(jù)最大機(jī)構(gòu)變形力計(jì)算出所需的最大油缸推力，通過該方式根據(jù)實(shí)測(cè)最大合模力計(jì)算理論所需油缸推力與實(shí)測(cè)油缸推力作比較可分析實(shí)驗(yàn)誤差。誤差率計(jì)算公式如式（1）所示。

式中 Δ——實(shí)驗(yàn)誤差率，%

Pol——理論油缸推力，kN

Pos——實(shí)測(cè)油缸推力，kN

計(jì)算A機(jī)各實(shí)測(cè)合模力下所需最大理論油缸推力，與實(shí)測(cè)最大油缸推力一同代入式（1），計(jì)算得到實(shí)驗(yàn)誤差率如表6所示。

表6 實(shí)驗(yàn)誤差分析Tab.6 Analysis of the experimental error

從表6的實(shí)驗(yàn)誤差率分析可以看出，實(shí)驗(yàn)所測(cè)最大油缸推力數(shù)值與所測(cè)最大合模力數(shù)值對(duì)應(yīng)的理論最大油缸推力數(shù)值誤差均在10%以內(nèi)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果較可靠。

通過對(duì)五支點(diǎn)合模機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)系統(tǒng)性能的研究，在合模機(jī)構(gòu)CAD系統(tǒng)的研究方面仍有一些問題有待更加深入的討論：（1）對(duì)于肘桿機(jī)構(gòu)的數(shù)學(xué)模型還需找到收斂效率更高的優(yōu)化方法；（2）各零件參數(shù)化模型的結(jié)構(gòu)變化較少，合模機(jī)構(gòu)的參數(shù)化模型庫(kù)還有待進(jìn)一步豐富。以上兩個(gè)方面將成為五支點(diǎn)雙曲肘合模機(jī)構(gòu)優(yōu)化CAD系統(tǒng)今后研究的發(fā)展方向。

4 結(jié)論

（1）通過對(duì)現(xiàn)有機(jī)型的運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真及動(dòng)模板的變形分析，說明本優(yōu)化設(shè)計(jì)系統(tǒng)所設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)可靠性較高；優(yōu)化機(jī)型與現(xiàn)有機(jī)型的性能參數(shù)對(duì)比說明優(yōu)化機(jī)型與現(xiàn)有機(jī)型擁有相同的移模行程，在行程比和力的放大比方面優(yōu)于現(xiàn)有機(jī)型；

（2）通過與現(xiàn)有機(jī)型的對(duì)比實(shí)驗(yàn)，表明優(yōu)化設(shè)計(jì)系統(tǒng)所設(shè)計(jì)的機(jī)型與擁有相同移模行程的現(xiàn)有機(jī)型在合模力分別達(dá)到612.54、770.18、841.61、976.01kN 時(shí)，所需的油缸推力分別減少4.45%、14.951%、6.46%、5.23%，使得1＃機(jī)擁有更好的節(jié)能效果，說明該優(yōu)化設(shè)計(jì)系統(tǒng)設(shè)計(jì)效果理想；

（3）通過對(duì)優(yōu)化設(shè)計(jì)系統(tǒng)的使用以及對(duì)其設(shè)計(jì)結(jié)果的研究，表明該優(yōu)化設(shè)計(jì)系統(tǒng)具有使用簡(jiǎn)單、設(shè)計(jì)效率高等特點(diǎn)，同時(shí)設(shè)計(jì)結(jié)果理想可靠。

［1］ 王興天.注塑工藝與設(shè)備［M］.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2009：460－592.

［2］ 張晉茂.注塑機(jī)械設(shè)計(jì)［M］.北京：中國(guó)輕工業(yè)出版社，1999：360－413.

［3］ 張友根.注塑機(jī)肘桿合模機(jī)構(gòu)彈性力學(xué)性能探討［J］.橡塑技術(shù)與裝備，2009，35（5）：35－41.Zhang Yougen.The Toggle Clamping Mechanism of Injection Molding Machine Elastic Mechanical Properties［J］.Plastics Technology and Equipment，2009，35（5）：35－41.

［4］ 秦光武，楊于光.引入摩擦后的注射機(jī)合模機(jī)構(gòu)分析［J］.中國(guó)塑料，2002，12（8）：87－91.Qin Guangwu，Yang Yuguang.After Introducing Friction Clamping Mechanism of Injection Molding Machines［J］.China Plastics，2002，12（8）：87－91.

Design Performance of Optimized CAD System for Double－toggle Clamping Unit

ZHAO Jun，YANG Yuguang
（College of Mechanical Electrical Engineering，Beijing University of Chemical Technology，Beijing 100029，China）

Computer aid design（CAD）system based on the optimization design process of doubletoggle clamping unit was developed and its design performance was emphasized.Through the analysis of kinematics simulation and deformation simulation，the design result was verified rationality.By comparing with the existing same specifications mechanism through the experiment，the designed structure by the system was proven reasonable，and had good performance.All studies showed that the CAD system could optimize and design different series clamping unit efficiently.

injection molding machine；double－toggle clamping unit；computer aid design system；optimization design

TQ320.66＋2

B

1001－9278（2012）07－0095－06

2012－04－10

聯(lián)系人，zhaojun201＠yahoo.com.cn