郝美玲 景國豐

（①煙臺職業(yè)學院，山東 煙臺264670;②煙臺環(huán)球機床附件集團有限公司，山東煙臺264002）

某型直驅(qū)轉(zhuǎn)臺以其具有高轉(zhuǎn)速、大轉(zhuǎn)矩以及高精度（配有編碼器）的特性，在機械加工領(lǐng)域得到廣泛應(yīng)用。在實際生產(chǎn)中，直驅(qū)轉(zhuǎn)臺不僅可以在旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下與主機形成復合運動加工零件，也需要工作臺面在剎緊狀態(tài)下進行工作。基于上面提到的其能承受大切削力矩的特點，則相應(yīng)的對直驅(qū)轉(zhuǎn)臺的剎緊可靠性提出了極高的要求。

剎緊可靠性決定了機械加工時零件的精度以及表面質(zhì)量。我們在試制該型轉(zhuǎn)臺過程中，發(fā)現(xiàn)原有的一套剎緊系統(tǒng)可靠性不高。工作臺面處于剎緊狀態(tài)時，施加相應(yīng)的載荷，于工作臺最大外圓處支表讀數(shù)，彈性變形回復后，殘余位移仍達到0.04 mm，不符合0.02 mm的設(shè)計要求。為此，我們擬增加一套剎緊系統(tǒng)以提高剎緊可靠性。

1 結(jié)構(gòu)原理

鑒于該型轉(zhuǎn)臺采用的是直驅(qū)電動機，導致轉(zhuǎn)臺內(nèi)部徑向空間狹小，且用戶限定了軸向高度。在此條件下，我們設(shè)計開發(fā)了結(jié)構(gòu)緊湊的薄壁剎緊環(huán)。其結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。

其工作原理為薄壁剎緊環(huán)與基體相聯(lián)接（基體固定），薄壁剎緊環(huán)薄壁處在內(nèi)側(cè)呈圓周分布的液壓力的作用下產(chǎn)生彈性變形［1］，緊貼在旋轉(zhuǎn)體內(nèi)壁，產(chǎn)生摩擦力，進而達到剎緊旋轉(zhuǎn)體的效果。

2 重要參數(shù)的分析

該薄壁零件在設(shè)計過程中需要確定幾個重要的參數(shù)，羅列如下。

（1）作用于薄壁處的液壓力F。該值的確定應(yīng)遵循兩個原則:①薄壁在該力的作用下處于完全彈性變形;②保證作用于旋轉(zhuǎn)體內(nèi)壁的力達到剎緊要求。

（2）薄壁厚度t。該數(shù)值在整個剎緊環(huán)的設(shè)計中處于重要地位，需尋求平衡點。該值如果較小，則薄壁變形效果越好，即剎緊能力越強。但同時，較小的壁厚將會增加機械加工的難度，應(yīng)力集中、熱形變等因素將會造成壁厚不均勻［2］，影響剎緊能力。而壁厚值過大，將造成變形困難，需提供極大的液壓力F。

（3）薄壁剎緊環(huán)與旋轉(zhuǎn)體之間的間隙σ。該數(shù)值同樣需尋求平衡點。既不能過大，也不能過小。過大會促使薄壁剎緊環(huán)必須產(chǎn)生大變形量才能起到剎緊作用，這將使薄壁環(huán)處于頻繁的“大變形—大回復—大變形”的過程中，嚴重影響其壽命。間隙過小則對薄壁剎緊環(huán)的機械加工帶來困難，如前所說，薄壁的加工過程中會有變形、應(yīng)力集中，導致在沒有剎緊時，薄壁的高點已經(jīng)與旋轉(zhuǎn)體內(nèi)壁形成摩擦，降低薄壁環(huán)的使用壽命。

3 參數(shù)的確定

3.1 所用材質(zhì)力學性能

通過分析該薄壁剎緊環(huán)的工作原理，我們認為該薄壁環(huán)既要求良好的變形能力又要求足夠的強度。因此選定了某合金鋼［3］，其力學性能見表1。

表1 力學性能參數(shù)

3.2 F 計算方法

該力的確定，我們主要采用逆向驗算推導法。準則是:現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在用戶提供的液壓剎緊力作用下，能否達到要求的2 400 N·m的剎緊力矩。本文涉及的轉(zhuǎn)臺使用時，用戶提供的鎖緊壓力為6 MPa，根據(jù)圖1的結(jié)構(gòu)示意圖，計算壓力F值為

剎緊力矩則應(yīng)該為:

3.3 初選 t及 σ

薄壁厚度的確定主要依據(jù)加工的工藝性以及受力變形特征。我們在開發(fā)過程中，采用工裝措施，邊加工邊通油冷卻、設(shè)定相對較小的切削用量等措施，已經(jīng)實現(xiàn)加工厚度為0.8 mm的薄壁（直徑較?。５诒疚乃婕暗谋”诹慵睆捷^大，控制點太多的問題，我們對于t的確定是依據(jù)長期積累的工藝經(jīng)驗，初步設(shè)定為3 mm，對于間隙σ設(shè)定為0.2 mm。

3.4 FEA 驗證

利用有限元分析方法確定F彈性變形以及驗算參數(shù)t和σ。基于Solidworks中有限元分析插件Simulation，直接進行建模加載［4］。由于該零件是薄壁零件，因此在設(shè)置網(wǎng)格時，采用了雅克比點為4點的標準實體網(wǎng)格，這樣能盡最大可能準確模擬出該零件的受力變形。網(wǎng)格參數(shù)設(shè)置見表2。薄壁剎緊環(huán)在仿真過程中的邊界約束條件及載荷添加方法如圖2。

表2 網(wǎng)格參數(shù)設(shè)置

經(jīng)過多次不同F(xiàn)值的輸入模擬（圖3），得出輸入液壓力F、變形量、最大應(yīng)力、最大應(yīng)變的數(shù)值關(guān)系。限于篇幅，本文僅隨機選擇了其中部分數(shù)據(jù)，見表3。

表3 模擬量數(shù)值關(guān)系表

根據(jù)表3模擬量數(shù)值關(guān)系表，繪制該合金鋼的F－δ（力－變形量）曲線圖，如圖4所示。圖中實線表示通過有限元分析模擬出的數(shù)值擬合曲線，虛線則是材料處于完全彈性變形時的理論正確曲線。通過圖4所示，以及表3的數(shù)值分析，實線與虛線基本重合，即在相同的邊界約束條件下，在表3規(guī)定的載荷下，載荷與薄壁剎緊環(huán)的變形量成正比，為線性關(guān)系。

可以認為薄壁剎緊環(huán)在413 330 N的液壓力作用下，仍然處于理想的彈性變形狀態(tài)［5］，該數(shù)值分析結(jié)論與該合金鋼材料的屈服強度數(shù)值也是一致，從側(cè)面驗證了數(shù)學模型以及邊界約束設(shè)置的合理性。

通過上述分析認為當采用6 MPa的液壓剎緊力時，薄壁鎖緊環(huán)處于合理的完全彈性變形狀態(tài)。在6 MPa的壓力下，根據(jù)初始設(shè)計的薄壁厚度t=3 mm以及間隙σ=0.2 mm，進行剎緊性能驗算。

式中:δ殘為產(chǎn)生剎緊作用的殘余變形量;δ總為鎖緊壓力下的總變形量;σ為間隙。依據(jù)式（4），在初始條件下，作用于旋轉(zhuǎn)體上的剎緊變形僅為0.219 4－0.2=0.019 4 mm。依據(jù)表3線性關(guān)系以及圖4查表，可得出F剎緊≈37 129 N，根據(jù)式（2），計算剎緊力矩T=668.3 N·m＜2 400 N·m，不能滿足用戶要求。

考慮到在實際生產(chǎn)中，薄壁難以加工，產(chǎn)生的應(yīng)力集中、熱變形都會對壁厚、薄壁外圓的跳動產(chǎn)生影響，依據(jù)前期生產(chǎn)經(jīng)驗值，其誤差可控制在0.03 mm左右。因此綜合分析后重新選擇薄壁厚度t=2.5 mm以及間隙σ=0.17 mm。在此結(jié)構(gòu)條件下，再次進行有限元分析，得出薄壁剎緊環(huán)的變形量為0.275 3 mm，此時δ殘=0.275 3－0.17=0.105 3 mm，此時查圖4估算對應(yīng)的F剎緊≈201 564 N。此時剎緊力矩T=3 628.1 N·m＞2 400 N·m，安全系數(shù)為1.51，滿足設(shè)計要求。最終設(shè)定參數(shù)液壓剎緊力為6 MPa，薄壁厚度t=2.5 mm以及間隙σ=0.17 mm。

4 結(jié)論與展望

（1）本文建立了薄壁剎緊環(huán)的設(shè)計方法，計算出參數(shù)F、t以及σ的數(shù)值，并順利實施了生產(chǎn)，避免了盲目設(shè)置剎緊環(huán)及周邊結(jié)構(gòu)的參數(shù)，加快了開發(fā)進程。到目前為止，該型轉(zhuǎn)臺剎緊系統(tǒng)可靠無故障，運行良好，并實現(xiàn)了經(jīng)濟效益。

（2）對于該薄壁剎緊環(huán)加工難度大，控制節(jié)點多的問題，需進一步研究，其加工過程中的熱變形量與切削參數(shù)的關(guān)系、應(yīng)力釋放與熱處理的關(guān)系等問題仍依賴于經(jīng)驗值，需實現(xiàn)這些問題的量化研究，形成更好的指導作用。

［1］Patton W J.Mechanical power transmission［M］.New Jersey:Printice—Hall，1980.

［2］李艷梅，周海.一種細長薄壁筒形零件的加工方法［J］.制造技術(shù)與機床，2012（4）:104－107.

［3］徐灝.機械設(shè)計手冊［M］.北京:機械工業(yè)出版社，2000.

［4］張晉西，郭學琴.SolidWorks及 COSMOSMotion機械仿真設(shè)計［M］.北京:清華大學出版社，2007.

［5］許德珠.機械工程材料［M］.北京:高等教育出版社，2001.