陳 磊，孟新宇

(沈陽工業(yè)大學(xué) 機械工程學(xué)院，遼寧 沈陽 110000)

0 引言

擺臂是分揀機中核心機構(gòu)的關(guān)鍵功能部件之一，工作時擺臂帶動吸嘴來完成芯片的分揀。由于分揀機的運行速度很高，所以要求擺臂的靜動態(tài)特性必須足夠才能實現(xiàn)芯片的分揀精度和分揀效率[1]，因此，要求擺臂具有足夠的剛度和強度。根據(jù)實際工程背景，某芯片分揀機擺臂采用L型擺臂，目前很少有文獻對類似于L型懸臂梁的擺臂進行研究。為了提高芯片分揀機的分揀精度，本文使用ANSYS Workbench軟件對L型擺臂進行瞬態(tài)動力學(xué)分析以及分選位置的靜動態(tài)特性分析，并根據(jù)靜動態(tài)特性分析結(jié)果，以減輕擺臂質(zhì)量并提高擺臂的靜剛度為目標，對擺臂進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究。

1 分揀機構(gòu)擺臂有限元分析

1.1 分揀機擺臂有限元模型的建立

L型擺臂材料為7075鋁合金[2]，其密度為2 810 kg/m3、彈性模量為72 GPa、泊松比為0.33，經(jīng)計算擺臂的質(zhì)量為80 g。將L型擺臂模型導(dǎo)入到有限元分析軟件ANSYS Workbench中[3]，為模擬真實的工作情況，在安裝吸嘴孔下沿建立質(zhì)量點來模擬吸嘴重量，大小為10 g。在ANSYS Workbench中，選擇使用計算速度快且能保證精度的四面體網(wǎng)格對擺臂進行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖1所示。得到的網(wǎng)格單元數(shù)為117 738、節(jié)點數(shù)為176 573。

1.2 擺臂瞬態(tài)動力學(xué)分析

擺臂通過4個螺栓連接在直線電機帶動的滑塊上，假設(shè)擺臂擺動和滑塊滑動的運動規(guī)律保持一致[4]。直線電機的驅(qū)動力為283 N，假設(shè)電機先以恒定的驅(qū)動力加速，然后瞬間制動，其速度-時間關(guān)系如圖2所示。圖2中，t0為電機勻加速時間，t0=0.1 s；vmax為最大速度，約為7 m/s；t1為勻減速時間，t1=0.02 s。

圖1 擺臂有限元模型網(wǎng)格劃分 圖2 電機的速度-時間關(guān)系

在ANSYS中約束擺臂的4個螺栓孔，施加上述載荷，得到吸嘴處(擺臂末端)的位移響應(yīng)曲線，如圖3所示。

圖3 擺臂末端的位移響應(yīng)曲線

由圖3可以看出：擺臂在加載過程中的最大位移為2.3 μm左右，加載結(jié)束后擺臂的末端仍在振動，且最大振幅為1.3 μm左右，說明擺臂的剛度不足，需要對其優(yōu)化，使其吸嘴處的振幅滿足工作要求的振幅低于0.8 μm。

1.3 擺臂靜力學(xué)分析

在ANSYS Workbench中約束擺臂的4個螺栓孔，將直線電機制動后的加速度(即瞬態(tài)動力學(xué)分析得到的加速度，約為4 m/s2)施加到擺臂質(zhì)心，得到擺臂的總體變形云圖和等效應(yīng)力云圖，如圖4和圖5所示。

圖5 擺臂等效應(yīng)力云圖

由圖4可知：分揀機擺臂的最大變形為0.152 49 μm，發(fā)生在擺臂的頭部，且安裝吸嘴處的變形最大。由圖5可知：擺臂的最大等效應(yīng)力為0.045 979 MPa，且擺臂大部分區(qū)域的等效應(yīng)力都比較小，說明擺臂有很大的優(yōu)化空間。

1.4 擺臂模態(tài)分析

模態(tài)分析不受載荷的影響，故只需約束4個螺栓孔，得到的擺臂前4階模態(tài)振型結(jié)果如表1所示。

表1 擺臂前4階模態(tài)振型結(jié)果

由模態(tài)分析結(jié)果可知，擺臂的前3階振型主要表現(xiàn)為擺臂橫梁部分的擺動，變形最大處發(fā)生在擺臂安裝吸嘴的位置，而擺臂的第2階擺動方向和擺臂工作時的移動方向一致，所以要特別關(guān)注擺臂的2階固有頻率和振型。分揀機實際工作時，工作頻率大致為10 Hz～20 Hz，遠遠小于擺臂的1階固有頻率，說明擺臂的動態(tài)特性很好，有很大的優(yōu)化空間。

2 分揀機擺臂的結(jié)構(gòu)優(yōu)化及優(yōu)化結(jié)果

2.1 擺臂的結(jié)構(gòu)優(yōu)化

為提高擺臂的剛度，采用ANSYS Workbench中的拓撲優(yōu)化模塊對擺臂的形狀進行優(yōu)化。以擺臂剛度最大化為優(yōu)化目標，保留質(zhì)量為50%作為約束條件對擺臂進行優(yōu)化。將靜態(tài)特性分析的求解數(shù)據(jù)共享到拓撲優(yōu)化模塊中，設(shè)置優(yōu)化目標和約束條件后進行求解，結(jié)果如圖6所示。

圖6 以剛度最大化為目標的拓撲優(yōu)化結(jié)果

拓撲優(yōu)化后的形狀很不規(guī)則，考慮到吸嘴和各種傳感器的安裝，先大概建立擺臂的模型，接下來對擺臂進行尺寸優(yōu)化，以確定合理的尺寸，通過靈敏度分析確定對擺臂靜剛度和固有頻率影響較大的尺寸，如圖7所示。

圖7 擺臂結(jié)構(gòu)及設(shè)計參數(shù)

2.2 擺臂優(yōu)化結(jié)果

使用優(yōu)化設(shè)計模塊對拓撲優(yōu)化后的擺臂進行靜剛度優(yōu)化，以靜力學(xué)分析和模態(tài)分析為基礎(chǔ)，將靜力學(xué)分析結(jié)果中的最大變形、最大應(yīng)力和模態(tài)分析結(jié)果中的1階固有頻率設(shè)置為參數(shù)并進行約束。具體約束條件如下：①使擺臂的最大應(yīng)力值小于鋁合金的材料許用應(yīng)力；②優(yōu)化后擺臂最大變形量小于工作允許的最大變形量；③把通過靈敏度分析得到的對擺臂參數(shù)影響較大的尺寸限制在合理范圍內(nèi)。

在ANSYS中設(shè)置完畢求解得到三組候選點，對比三組候選點，選擇較優(yōu)的一組候選點作為結(jié)果。為便于加工，將所得數(shù)據(jù)圓整后重新建模進行分析，靜態(tài)分析得到的擺臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化前、后的結(jié)果如表2所示，瞬態(tài)動力學(xué)分析得到的擺臂末端位移響應(yīng)如圖8所示。

由表2可知：優(yōu)化后的擺臂1階固有頻率較優(yōu)化前增加了65.62 Hz，質(zhì)量減少了26%，擺臂吸嘴處的最大變形減少了38.9%，應(yīng)力減少了39%，靜剛度得到了提高。

對比圖3與圖8可知：擺臂在加載過程中吸嘴處的最大變形降低了39%左右，振動幅值降低了51%左右，而且在等待時間內(nèi)，末端吸嘴處的振動在規(guī)定時間基本降為0，擺臂末端的振動不可避免，但達到了工作允許的振動范圍內(nèi)，這種優(yōu)化結(jié)果可以接受。

表2 靜態(tài)分析得到的擺臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化前、后的結(jié)果

3 結(jié)論

在典型工況下，對某型號的芯片分揀機擺臂進行瞬態(tài)動力學(xué)分析和靜動態(tài)特性分析，得到了擺臂末端的位移響應(yīng)以及靜動態(tài)特性，為擺臂優(yōu)化提供依據(jù)。采用ANSYS Workbench中的優(yōu)化模塊對L型擺臂進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，并結(jié)合實際的工作情況對擺臂進行改進。改進后擺臂的質(zhì)量減少26%，而擺臂的靜剛度增加了38.9%，應(yīng)力減少了39%，達到了優(yōu)化設(shè)計的目的，可以為其他L型擺臂的優(yōu)化分析提供參考。

圖8 優(yōu)化后擺臂末端的位移響應(yīng)曲線