金屬盒蓋自動扣合裝置的優化設計及試驗*

周 可,彭來湖,*,徐步都,李明華

(1.浙江理工大學 機械工程學院,浙江 杭州 310018;2.浙江理工大學 龍港研究院有限公司,浙江 溫州 325802)

0 引 言

因具有良好的密封性、避光性,近年來,金屬包裝材料被廣泛應用于食品、藥品、化工等行業中,成為一種應用廣泛的包裝材料[1-4]。2022年全球金屬包裝市場規模達到了962億美元,并將于2029年達到1 177億美元的市場規模,增長勢頭強勁[5-6]。

要生產出具有良好密封性能的盒蓋,需要多個步驟,如印刷、沖壓、印花、合蓋、理料[7]等。其中,對密封性影響最大的一個環節是對上蓋和殼體進行合蓋的步驟[8]。目前,合蓋操作主要是以人工操作為主。這種生產方式具有很大弊端,主要表現在以下兩個方面:1)生產企業對勞動力的需求增大,工人的工作強度較高,隨著人工成本的不斷增加,企業的生產利潤日益降低;2)人工合蓋速度較慢且合蓋質量參差不齊,導致企業生產效率低、質檢成本高。

針對合蓋操作自動化程度低的問題,諸多學者都設計了合蓋裝置[9-14]。這些設計的合蓋裝置對旋合式金屬、玻璃或者塑料包裝材料有較大優勢,提升了部分類型包裝材料的自動化程度;但對于扣合式包裝的合蓋操作仍存在較大困難。為此,又有許多國內外學者對此進行了研究。

FORMENTINIG等人[15]針對金槍魚壓蓋機提出了一種模塊化的設計方法,滿足了不同尺寸、形狀罐頭包裝的生產需求;但其未介紹機器性能指標以及理論模型,無法為生產企業提供參考。岳翠萍等人[16]設計了一種機器人壓蓋機,并設計了相應的斜口擋蓋導向板,提升了機構的壓蓋率;但其無法與上一工序相銜接,需要人工進行送料,整體生產系統不連貫。劉濱[17]針對啤酒壓蓋機設計了一種取蓋、交接蓋送料裝置,降低了擠蓋、損蓋以及歪蓋的發生率,將壓蓋合格率從93.5%提升至96.5%;但其并未對裝置進行理論分析,僅通過試驗的方式完成了結構設計。殷水忠[18]設計了一種飲料盒加蓋去蓋機構,使用氣缸以及夾具固定蝶形閥蓋,并對其結構參數進行了理論計算,其能夠完成對蝶形閥蓋的穩定壓蓋及去蓋任務。BANKUTY[19]針對卡扣式蓋子與容器,設計了一種抓取式封蓋裝置,采用容器兩側的氣缸機械爪完成了精準定位工作,提高了合蓋精度;但其需要人工進行補料、送料,整體生產效率低。

以上設計的扣合式合蓋裝置多以試驗、調試的方式進行裝置優化設計,缺少理論計算分析,無法為企業提供理論設計依據,并且未考慮與前置工序的銜接,需要人工進行送料,降低了裝置效率,不能實現裝置自動化作業。

針對以上問題,為提升裝置整體的作業效率,筆者設計一種扣合式金屬盒蓋自動扣合裝置,構建送料過程中的數學模型,分析裝置工作效率的關鍵影響因素,以軌道傾斜角度、氣缸推力和軌道寬度為試驗因素,以物料下落時間變異系數和姿態水平度為優化目標,采用ADAMS仿真和響應面分析進行優化設計。

1 金屬盒蓋生產工藝

以制造方法進行劃分,金屬盒蓋可以分為兩類,即三片罐和兩片罐。相較于三片罐,兩片罐具有密封性好、生產效率高、節省原材料等優勢,因此,兩片罐[20]在現代金屬包裝盒蓋生產企業得到了廣泛應用。

此處以兩片罐為例,其生產流程如圖1所示。

圖1 金屬盒蓋生產流程

由圖1可見:生產流程可以分為4個環節,即印刷、剪裁、沖壓和包裝。其中,金屬盒蓋剪裁、沖壓以及包裝環節自動化程度較低。

為提升整體效率以及自動化水平,剪裁環節可以利用數控切割機進行剪裁;沖壓環節可以利用伺服沖壓機進行高速、高精度沖壓。然而,目前市場上并沒有成熟可靠的包裝自動化設備以及相應的設計參考模板和理論依據。

金屬盒蓋扣合裝置的設計關鍵點是:經過沖壓工藝生產出的盒身與盒蓋均以開口朝上的狀態經過水平傳送帶快速進入下一工序,其現有姿態難以直接合蓋,且進入合蓋工序時的姿態情況復雜;因生產周期較短,盒身與盒蓋進入裝置時的速度以及沖量較大,對裝置的沖擊較大,易使裝置產生無規律振動,導致合蓋密封效果變差。

因此,必須通過理論模型計算、仿真分析以及試驗手段對合蓋裝置進行結構參數優化,使扣合式合蓋裝置適應金屬盒蓋包裝。

2 合蓋裝置總體設計

2.1 基本結構

扣合式合蓋裝置組成結構如圖2所示。

圖2 扣合式合蓋裝置組成結構

其中,送料模塊是扣合式合蓋裝置的重要組成部分,其大致可以分為推送部件、送料部件以及卸料部件,其為合蓋工序提供穩定的物料來源,且輸送物料的穩定性與合蓋能否成功高度相關。

現有滑道常常出現物料沖出滑道或停滯在滑道中,以及物料在滑落過程中旋轉的現象,嚴重影響了扣合式合蓋裝置運行的穩定性。因此,需要著重對送料模塊等關鍵性部件進行設計。

2.1.1 推送部件

推送部件的設計要求如下:

1)為了在推送過程中完成對物料姿態的矯正工作,L型箍的寬度應比物料稍寬,避免物料在推送的過程中旋轉;

2)平推氣缸應運動平穩,避免速度、加速度突變對送料的穩定性造成影響,以確保物料進給的高成功率。

物料的推送過程如圖3所示。

圖3 推送物料過程

推送部件由平推氣缸和L型箍以及活動氣缸組成。在作業時,平推氣缸驅動L型箍,將緩沖平臺上的物料依次推至對應滑道入口,隨后平推氣缸縮回,對應滑道的活動氣缸伸出,將物料推入排料滑道,推送完成后,平推氣缸縮回。

2.1.2 送料部件

送料部件是送料模塊中的核心部件。送料部件由直線滑道、圓弧滑道以及擋板組成。其中,中央擋板與側面擋板將整個滑道分割為兩個相同的送料軌道,相比于單個送料軌道,其可延長整體工作周期,避免送料速度過快、裝置穩定性下降等問題。

送料部件主要參數包括:直線軌道傾斜角度與長度、圓弧軌道曲率與角度、軌道寬度等。

2.1.3 卸料部件

卸料部件主要由兩個卸料氣缸組成,以便送料滑道間歇性地卸出物料。

卸料部件工作原理如圖4所示。

圖4 卸料部件工作原理

卸料部件安裝在圓弧滑道下方,卸料氣缸一和卸料氣缸二的活塞桿的初始狀態分別為伸出和縮回,卸料氣缸二將物料阻擋在排料滑道中,阻止物料進入下一工序,卸料氣缸一的活塞桿伸出的同時卸料氣缸二縮回,第一個物料從排料滑道滑入下方合蓋凹槽;然后,卸料氣缸一和卸料氣缸二分別執行縮回和伸出動作,使得第二個物料進入第一個物料的初始位置,以完成單個物料的卸料。

兩個卸料氣缸中心點之間的距離A與物料長度相等,可以確保卸料氣缸一擋住第一個物料,卸料氣缸二活塞桿進入第一個物料與第二個物料之間的間隙,從而在每個卸料周期中完成單個物料的精確卸出工作。

2.2 整機結構與作業原理

裝配后的扣合式合蓋裝置整體結構如圖5所示。

圖5 扣合式合蓋裝置示意圖

扣合式合蓋裝置作業時,盒蓋與盒身分別從裝置左右兩側的彈簧合頁進入裝置,并以一定初速度滑落至安裝的接近開關處,接近開關通過接收物料進入平推位置的信號,控制平推氣缸啟動,平推氣缸帶動L型箍,將物料交替送至兩個并排滑道入口處;隨后,活動氣缸伸出,將物料推入滑道,物料沿直線軌道、圓弧軌道滑落至處于伸出狀態的卸料氣缸處,等待前一工作周期的合蓋工序完成。

前一周期的合蓋工序完成后,卸料氣缸縮回,盒蓋與盒身分別繼續下落至兩側放置槽處,等待兩組盒蓋與盒身進入放置槽后,合蓋氣缸伸出,帶動合板將盒蓋扣壓入盒身,隨后另一側的傳動氣缸將合蓋完成的整體從放置槽推入下方由電機驅動的傳送帶,進入下一工序。

由此可見,盒蓋的送料速度、姿態、下滑的流暢程度以及整個工作周期時間是機構設計時需要考慮的核心因素。通過初步分析可知,其與盒蓋送料速度、姿態與氣缸推力、盒蓋材料、裝置材料、滑道傾角曲率以及滑道長度等因素相關。

因此,筆者重點考慮的影響裝置性能的因素有:氣缸推力、軌道傾斜角度、軌道曲率、軌道各段長度、軌道寬度、裝置材料。

2.3 送料過程運動學及動力學分析

物料沿送料滑道滑落可以分為兩個階段:沿直線軌道滑落和沿曲線軌道滑落。在物料沿送料軌道滑落的過程中,物料需要依靠自身的重力以及活動氣缸給予的推力運動,若直線軌道的傾斜角或曲線軌道的曲率太小,物料將停滯在滑道中;若直線軌道的傾斜角或曲線軌道的曲率太大,物料將沖出滑道。

由于滑道存在間隙以及活動氣缸推力不均勻等因素,物料在滑落過程中難免傾斜旋轉,并且由于旋轉所產生的反作用力以及力臂,使得物料有加劇傾斜旋轉的趨勢。因此,需要結合物料滑落過程中的受力情況以及物料尺寸,對滑道寬度進行約束。

綜上所述,需要對物料滑落運動過程的運動學和動力學進行綜合分析。

物料包括殼體和上蓋,其尺寸如圖6所示。

圖6 物料尺寸示意圖

首先,分析直線軌道滑落階段。

物料沿直線軌道滑動過程受力情況如圖7所示。

圖7 直線軌道送料過程受力及運動分析

物料與軌道接觸瞬間如圖8所示。

圖8 物料與軌道接觸瞬間受力及運動分析

由于角加速度的作用,物料的姿態將迅速地由水平于地面變為平行于斜面。為了簡化模型,筆者將物料與軌道視為剛體,且在物料姿態改變過程中無彈性形變產生。因此,可以得到物料棱角與傾斜軌道接觸瞬間的動力學方程為:

(1)

式中:acx與acy為質心加速度在斜面方向與垂直斜面方向上的分量,分別為acx=a+Rαcos(φ)與acy=Rαsin(φ);k為轉動慣量系數,由物料質量分布決定。

由式(1)可得加速度與角加速度為:

(2)

(3)

當物料姿態完全平行于斜面時,物料在傾斜軌道上的滑行時間以及滑行結束時速度分別為:

(4)

(5)

由式(4)和式(5)可知,為了減小物料速度,應適當增加直線軌道長度或在軌道中增加防滑材料。

根據工作場地的實際情況,筆者確定直線軌道距離L為190 mm。在設計軌道傾角時,應在滿足滑行時間小于最長分配時間0.11 s以及流暢滑落的前提條件下,盡可能地減小傾角角度。

由前述的機構設計尺寸計算可得v2≈1.72 m/s,L=0.19 m,筆者取g=9.8 m/s2,μ=0.24,并設置約束條件ts3=0.11 s,v3=2 m/s;將上述條件代入式(4)和式(5),可得θ1min≈14.5 °,θ1max≈29 °。

由于在實際運動中,物料與軌道的作用點并不一直位于物料質心,而是不斷地沿著物料與軌道的接觸面前后移動,從而使得一個額外的慣性力作用于物料。因此,需要將軌道傾角的最大值縮小為理論計算結果的0.8倍,以降低物料傾倒的可能性。

人才的培養歸根結底還是要反哺社會，這也是實現個人社會價值的基本體現。讓社會企業以及行業協會等多方參與到校企合作人才培養方案的制定，從源頭規劃發展，量體裁衣，能夠更好地促進人才成長，使學校的專業設置以及課程體系與企業的發展相接軌，同時，有效地減少學校教學資源成本，精準施教。社會企業和行業協會的積極參與，還可以充實學校的教學資源，及時帶來行業、社會熱點動態，活躍教學內容，達到產教結合，學以致用的良好局面。以理論指導實踐，在實踐中檢驗理論的教學結合模式，從實踐中來，到實踐中去，能夠更好地促進人才培養，快速地轉化成生產結果，達到多方共贏的良好局面。

綜上所述,筆者將直線軌道傾斜角度取值范圍設為14.5 °≤θ1≤23.5 °。

其次,需要分析圓弧軌道滑落階段,物料沿著存在摩擦的圓弧軌道滑落。

圓弧軌道物料受力情況如圖9所示。

圖9 圓弧軌道送料過程受力及運動分析

物料下滑過程的動力學方程為:

(6)

將式(6)沿切線以及法線方向進行分解,可得到其分量,再將其與f(γ)=μN(γ),v(γ)dt=Rdr聯立,可得到:

(7)

(8)

由圖9可知,α=γ+θ-Γ,即dsinα/dγ=cosα,dcosα/dγ=-sinα,且將式(7)與式(8)聯立,可得:

(9)

(10)

式(10)即為物料下滑所對應轉角與速度關系。

軌道角度及曲率半徑與物料速度的關系如圖10所示。

圖10 圓弧軌道角度及曲率半徑與物料速度的關系

當物料速度過低,送料時間超過裝置整體工作周期時,容易發生物料的堆疊、卡頓;若物料速度過快,則容易刮傷物料表面。因此,筆者選取物料速度整體范圍適中的150 mm曲率半徑作為裝置的曲率半徑。

由圖10可知:物料最終速度相近,但隨著圓弧軌道角度的增加,物料速度的增量減小,速度變化更為平穩,所以在取值范圍內應該盡可能地選取較大角度。筆者確定75 °為裝置圓弧軌道角度。

由于在求解物料下滑速度過程中,支持力函數N(γ)與摩擦力函數f(γ)被聯立消去,無法得到具體函數表達式,所以筆者對物料下滑過程做進一步分析。

首先,將物料受力沿切線方向和法線方向進行分解,則有:

(11)

(12)

式中:μ為物料與軌道接觸表面之間的滑道摩擦系數;β=2Γ-γ。

將式(12)對時間求導,并將其與v=Rdβ/dt聯立,可得:

(13)

假設物體在下滑過程中不飛離圓弧軌道,考慮邊界條件,當物體位于軌道末端時,其所受軌道支持力為0,故將邊界條件N(0)=0代入式(13),求其解可得:

(14)

至此,物料在圓弧段下滑的理論模型建立完成,圓弧軌道設計完成。

最后,筆者結合物料尺寸及其在滑落過程中的受力情況,對滑道寬度進行設計。

物料在滑道中的受力情況如圖11所示。

圖11 物料滑落旋轉受力分析

從11圖中不難看出:B=L+e,間隙e的取值應該以物料能順利通過滑道,而保持水平姿態為準。并且物料在滑道中旋轉而產生的反作用力N與其力臂αf組成的力矩會使物料存在繞O點繼續旋轉的趨勢。當物料對角線長度C等于或小于滑道寬度B時,物料存在卡頓或姿態不穩的風險。因此,必須保證物料對角線與水平線的夾角θo大于摩擦角ρ。

根據圖11中幾何關系可得:

(15)

(16)

式中:f為物料與滑道側壁的滑動摩擦系數。

(17)

式中:h為物料的長寬比L/D。

由式(17)可知,最大間距emax與物料長寬比h以及滑動摩擦系數f有關。而在實際生產中,由于殼體與上蓋都經過了圓角處理,模型更加容易發生旋轉。因此,在計算最大間距emax時,需要將物料與滑道的滑動摩擦系數f擴大為實際的1.2倍,以減小最大間距emax。

筆者將實際物料尺寸代入式(17)中,可分別得到上蓋軌道emax=13.668 mm,殼體軌道emax=12.657 mm。因此,上蓋與殼體軌道的最大寬度Bmax分別為118.66 mm與114.35 mm。

綜上所述,筆者確定二者的軌道寬度范圍為105 mm～118.66 mm與101.7 mm～114.35 mm。

3 送料過程仿真與分析

3.1 滑道及物料模型的建立

筆者在SolidWorks中建立送料滑道模型,并添加一定約束,利用SolidWorks與ADAMS的接口程序,將滑道模型保存為“.x_t”格式,并將該模型導入ADAMS中。

仿真整體結構設置如圖12所示。

圖12 ADAMS仿真整體結構設置

筆者在ADAMS中建立兩種物料模型,分別為殼體與上蓋,其結構與尺寸與圖6所示一致。

在實際生產中,物料所使用材料為馬口鐵,但ADAMS中沒有馬口鐵的材料選項。因此,筆者在ADAMS中新建一種材料,命名為“Tinplate”,參考馬口鐵特性,設置其彈性模量為2.1 GPa,密度為7 850 kg/m3[21],泊松比為0.27;此外,滑道材料為SUS304不銹鋼,因此設置其彈性模量為194 GPa,密度為7 930 kg/m3,泊松比為0.3。

3.2 基于ADAMS和Simulink的送料過程仿真

筆者將滑道與物料模型整合入ADAMS后,設置其重力加速度以及相應的移動副、固定副約束,同時參照各類材料的接觸參數,設置接觸參數數值。

材料接觸參數設置如表1所示。

表1 材料接觸參數

在運行仿真之前,筆者需要設置速度、加速度、接觸力測量函數以及變量單元,用于測量物料下落期間的運動學參數。同時,為了確保仿真的精確性,在滑道出口處設置一個傳感器,當物料運動到卸料氣缸處時,停止仿真,由此得到物料滑落時間。

以上設置完成后,筆者將活動氣缸設置為代數變量單元,并將其作為整體機械系統的輸入端,使用ADAMS將整體機械系統導出為.m文件,并使用MATLAB中的Simulink模塊打開此文件,建立電磁換向閥以及氣缸的數學模型方塊圖。

完成后的整體聯合仿真模型如圖13所示。

圖13 聯合仿真模型方塊圖

整體仿真信號變化過程為:電信號-位移信號-力信號。其中,電壓信號是人為給定的方波信號模擬真實情況下的電磁閥得電過程。

筆者根據仿真結果得到了閥體的線圈電壓及氣缸輸出力的動態仿真曲線,如圖14所示。

圖14 線圈電壓及氣缸輸出力的動態仿真曲線

由圖14可知:方波信號高電平持續時間為0.043 s,且由氣缸輸出力曲線可知,電磁閥由開啟到完全關斷狀態耗時約為0.065 s。

筆者再將氣缸輸出力與封裝的機械模型輸入端相接,并調用ADAMS機械模型子函數對測量參數進行求解,同時觀察ADAMS仿真動畫,運行仿真,得到各個測量參數隨時間的變化曲線。

物料速度、加速度曲線和物料與各個約束結構的接觸力曲線如圖15所示。

圖15 ADAMS與Simulink聯合仿真結果

從圖15中可以看出:在整個運動過程中,物料與側面擋板的接觸力為0 N,僅在1.32 s時與中央擋板有微小的接觸力,即物料僅與約束物料水平姿態的中央擋板有輕微碰撞。由此說明滑道寬度設計合理。

但在1.3 s和1.33 s時,物料與滑道發生碰撞,并產生了較大接觸力,易導致物料發生形變或造成物料表面損傷。因此,在實際裝配滑道時,應考慮在對應位置處增加額外的緩沖結構或緩沖措施,以減小物料瞬間沖量。

同時,在1.41 s時物料前端與上部約束擋板發生碰撞,且后端于0.04 s后在相同位置發生碰撞,這表明該處的上部擋板約束效果不佳,應減小上部擋板在該處的曲率半徑。

結合圖15(a)以及圖15(b)可知,物料加速度曲線與物料接觸力曲線高度吻合,由此表明造成物料加速度突變的主要影響因素為上部擋板、滑道的空間約束位置以及結構。

若要減小物料加速度突變,提高送料的穩定性,應考慮對上部擋板、滑道的空間位置以及約束點做出調整。

在假設的初始條件下,物料在滑道中通過的整個仿真過程,滑道“特殊處”是否有緩沖結構、上部約束擋板能否使物料貼合滑道運動是送料過程是否穩定的關鍵。且物料在結束圓弧滑道時的速度為2.026 m/s與理論計算值2.254 m/s之間的誤差為10.1%。其原因主要是由于在理論分析時,筆者將物料以及滑道均視為剛體,忽略了運動過程中的彈性形變與其產生的彈性力對加速度、速度的影響。

4 試驗設計和結果分析

4.1 試驗方法

目前,常用的試驗設計方法有線性回歸分析法、正交設計法、拉丁方設計法和響應面分析法等。數理統計方法(如線性回歸分析)僅能評估單因素影響,但筆者研究3個因素的相互影響,因此不宜選擇該方法。正交試驗設計法無法給出最優指標,不能實現因素全區域上的參數優化目的,因此同樣不宜選擇該方法。

響應面分析方法中的Box-Behnken設計具有試驗次數較少、可同時評估多因素影響、響應量回歸方程精度高等特點。因此,筆者選擇Box-Behnken為該實驗的方法。

Box-Behnken整體流程如圖16所示。

圖16 Box-Behnken設計流程

4.2 試驗條件和指標

為確定最優結構和參數組合,筆者于2023年1月在浙江理工大學龍港研究院智能制造實驗室進行了試驗。試驗所用樣機如圖17所示。

圖17 扣合式合蓋裝置樣機

圖17中,送料氣缸為亞德客有限公司生產的迷你氣缸,型號為MI8X35SCA,缸徑8 mm,工作氣壓0.15 MPa～1 MPa。試驗物料選用溫州捷輝包裝有限公司生產的馬口鐵包裝盒。

試驗中,軌道傾斜角度范圍為14.5 °～23.5 °,軌道寬度分別為105 mm～118 mm,102 mm～114 mm,試驗氣缸的推力范圍為7.6 N～10.6 N。

筆者采用響應面優化法,并以軌道的傾斜角度、寬度和氣缸的推力作為影響因素,以物料下落時間變異系數、物料姿態水平度作為優化目標,對送料滑道的參數進行優化。其中,物料下落時間變異系數是指物料滑落的連續性與均勻性,物料下落時間變異系數越小,表明物料滑落得越均勻、越連續、效果越好。

計算物料下落時間變異系數[22]按下式計算:

(18)

姿態水平度是指物料滑落過程中與地面的平行度,姿態水平度越大,表明物料姿態越水平,效果越好。姿態水平度計算如下:

(19)

式中:y2為姿態水平度;θc為物料與地面的夾角。

軌道傾斜角度、氣缸推力和軌道寬度編碼如表2所示。

表2 Box-Behnken試驗因素水平及編碼

4.3 試驗方案和結果

筆者使用Design-Expert 12軟件進行試驗的設計分析、數據處理以及統計歸納[23],并根據Box-Behnken試驗結構進行優化設計。試驗方案及結果如表3所示。

表3 試驗設計方案及結果

根據表3的數據,兩個指標的回歸模型方差分析如表4所示。

表4 回歸模型方差分析

根據表4可知:兩回歸模型的P均小于0.01,表明模型高度顯著;兩模型失擬項的P均大于0.05,表明回歸模型擬合程度高。

由軌道傾斜角度、氣缸推力、軌道寬度的P可判斷3個試驗因素對下落時間變異系數與姿態水平度的影響程度,試驗因素對下落時間變異系數的影響大小依次為軌道寬度>氣缸推力>軌道傾斜角度;對姿態水平度的影響大小為軌道寬度>軌道傾斜角度>氣缸推力;兩模型的決定系數R2分別為0.989 2、0.948 7,均大于0.93,這表明模型可以解釋93%以上的響應值變化,且預測值與實際值之間誤差較小;兩模型變異系數分別為11.75%、1.69%,表明模型具有較高可靠性。

綜上可知,可用該模型對響應值進行分析和預測。

剔除不顯著的影響因素后,筆者根據表4得到物料下落時間變異系數y1、姿態水平度y2的多元回歸方程:

y1=4.34+3.32A+2.29B-8.38C+1.80AB+
3.50A2+2.40B2+11.65C2

(20)

y2=97.04+3.18A+1.72B-3.34C+
2.87AC-4.01A2

(21)

各因素交互作用的3D響應曲面如圖18所示。

圖18 因素交互作用對響應值的影響

圖18(a)為軌道寬度位于中心水平(C=111.5 mm)時,軌道傾斜角度A與氣缸推力B對下落時間變異系數y1交互作用的響應面曲面圖。

當軌道傾斜角度A較大(A>19°)時,隨著氣缸推力的增大,下落時間變異系數迅速增大;當軌道傾斜角度A較小(A<19°)時,隨著氣缸推力的增大,下落時間變異系數先減小后緩慢增大,其原因是氣缸推力越大,物料進入軌道時的初速度也越大,使得物料與位置約束零件發生干涉的可能性增大,從而使得物料下落不穩定、不連續。

當氣缸推力一定時,下落時間變異系數隨著軌道傾斜角度的增大而增大,且增大的幅度與氣缸推力呈正相關,其原因是隨著軌道傾斜角度的增大,物料運動過程中的加速度也隨之增大,使得物料可能飛離圓弧軌道發生干涉,影響下落時間。

圖18(b)為氣缸推力為9.1 N時,軌道傾斜角度A與軌道寬度C對姿態水平度y2交互作用的響應面曲面圖。

當軌道傾斜角度一定時,姿態水平度隨著軌道寬度的增大而減小,且當軌道傾斜角度較小(A<19°)時,減小幅度較大,其原因是軌道寬度越大,則物料在下落過程中產生的旋轉力矩以及概率也越大,而旋轉力矩會增大物料的旋轉角度,從而使得姿態水平降低;當軌道寬度一定時,姿態水平度隨著軌道傾斜角度的增大而先增大后減小,其原因是當軌道傾斜角度過小時,物料在軌道中運動的加速度較小,使得物料與軌道力的作用點改變得更為頻繁,從而使得發生旋轉的概率增大,而軌道傾斜角度過大時,物料則更易與位置約束零件發生干涉,從而影響物料的姿態。

4.4 參數優化和對比試驗

為獲得扣合式合蓋裝置作業的最優參數,確定目標優化函數的約束條件如下式所示:

(22)

根據約束條件以及多元回歸方程,筆者運用Design-Expert 12軟件中的優化功能,對下落時間變異系數以及姿態水平度進行優化求解,得到最優工作參數:軌道傾斜角度為19.63°、氣缸推力為9.28 N、軌道寬度為112.44 mm。此時下落時間變異系數為4.21%、姿態水平度為97.19%。

為了驗證Box-Behnken試驗的準確性以及參數優化的有效性,筆者選擇最優參數組合進行5組試驗驗證,每組進行20次連續的完整作業流程,每個物料送料完成后,記錄其平均下落時間變異系數以及姿態水平度,并記錄整體合蓋效果。

筆者按照上述試驗方法進行試驗,在試驗過程中使用攝像機Canon80D對各個工序的作業情況進行記錄。

各工序作業情況如圖19所示。

圖19 各工序作業情況

圖19中,所示工序整體耗時0.9 s,小于盒蓋生產周期,且物料在裝置運行過程中無卡頓,基本滿足作業要求。

五組下落時間變異系數和姿態水平度結果如表5所示。

表5 最優參數組合下的測試結果

由5表可知:下落時間變異系數與姿態水平度的相對誤差均小于5%,證明了參數優化的有效性。

在100次完整作業流程中,成功合蓋99次,成功率達到99%。

整體合蓋作業效果如圖20所示。

圖20 扣合式合蓋裝置合蓋作業效果

其中成功的合蓋效果如圖20(a)所示,殼體與上蓋扣合緊密,上蓋無歪斜和脫落情況,盒蓋整體無形變,表面無刮傷。

失敗的合蓋效果如圖20(b)所示,殼體僅有一端與上蓋扣合,上蓋歪斜,且易脫落,其失敗原因為上蓋在送料過程中因軌道物料較多而滯留于傾斜軌道中,在與下一生產周期物料接觸時產生了較大沖量,導致在合蓋工序中姿態歪斜,從而使殼蓋下方先于上方扣合,且對上方扣合產生阻礙作用,最終導致扣合失敗。

5 結束語

針對當前扣合式金屬盒蓋包裝過程中自動化程度低以及成品質量參差不齊等問題,筆者提出了一種金屬盒蓋自動扣合式合蓋裝置。

筆者首先對裝置的送料過程進行了運動學及動力學建模;其次,對送料過程進行了ADAMS與Simulink聯合仿真,以驗證模型的正確性;進一步應用Box-Behnken設計優化了裝置工作參數;最后,通過對比試驗分析,驗證了該參數優化的有效性和可靠性。

主要結論如下:

1)該扣合式合蓋裝置主要由送料部分、合蓋部分以及傳動部分組成。筆者建立了送料過程的數學模型,根據理論計算結果,確定了軌道曲率、角度、長度的取值,以及軌道傾斜角度、寬度、氣缸推力的取值范圍;

2)運用ADAMS運動仿真軟件以及Simulink模塊對物料在滑道上的運動學、動力學特性進行了仿真分析,結果表明,上部擋板以及滑道的空間約束位置是造成物料加速度突變的主要因素;

3)進行了三因素三水平中心組合設計的Box-Behnken試驗,優化后的傾斜角度、氣缸推力、軌道寬度分別為19.63°、9.28 N、112.44 mm,此時物料下落時間變異系數為4.21%,姿態水平度為97.19%,表明優化后的送料過程更加流暢、平穩;

4)對優化后的裝置進行了對比驗證,結果表明,下落時間變異系數最大值為4.41%,姿態水平度最小值為93.63%,兩項數據與試驗結果分別相差4.75%和3.66%,且物料成功合蓋率為99%。該結果表明,響應面仿真試驗能夠有效地完成對工作參數的優化工作,為今后扣合式合蓋裝置的進一步優化和試驗研究提供了參考依據。

后續的研究中,筆者擬使用神經網絡與尋優算法相結合的方法對該合蓋機構進行優化,并將優化結果與Box-Behnken試驗結果進行對比,以進一步提升裝置的作業效果。