郝 祿，陳學森，李 歡，唐 強

(中國電子科技集團公司第四十五研究所，北京 100176)

隨著第一批國產單線、多線切割機的問世，對我國特殊材料生產加工產業(yè)起了巨大的推動作用，半導體產業(yè)鏈隨之興起，蓬勃發(fā)展。在實際生產中，對硬質材料的切割，傳統(tǒng)多線切割機的不足表現的尤為明顯。其主要原因在于：金剛線在整個切割過程中，一直與切割表面線接觸，致使單位面積受到的切割力不足，容易發(fā)生斷線，無法保證切割效率和切割質量。

第一臺擺動多線切割機的問世[1]，革命性地提高了硬脆材料加工的產能。其最大的特點是金剛線與被切割材料之間發(fā)生相對轉動，保持金剛線與被切材料的點接觸。產生很大的切割力，切割效率和質量都有顯著提升。由于搖擺系統(tǒng)結構復雜，造價高且不易維修，至今不能完全替代傳統(tǒng)多線切割機。為此設計的線網擺動式多線切割機結構相對簡單，成本易控制，可靠性高，是理想的擺動式多線切割機。

1 線網擺動系統(tǒng)結構

圖1為線網擺動系統(tǒng)示意圖，擺動輪安裝在一對特制的交叉圓柱滾子轉盤軸承上，由電機和減速機帶動擺動輪發(fā)生擺動，羅拉安裝在擺動輪上，繞線后形成切割線網。工作時，擺動輪以±10°的擺幅發(fā)生擺動。帶動線網做出擺動切割的動作。

圖1 線網擺動系統(tǒng)示意圖

相較于傳統(tǒng)不擺動的多線切割機，線網擺動系統(tǒng)最大的改變就是切割箱體由前后兩側支撐改為單側支撐，其強度需要進一步驗證。如果擺動座的剛度不足，發(fā)生彎曲，就無法保證羅拉兩端安裝孔的同軸度，羅拉轉動時會產生強烈震動，并且嚴重影響切割質量和整機壽命。另外一部分的變化就在于一對大型交叉圓柱滾子轉盤軸承，他們的強度和壽命需要計算得知，須符合設計要求。

2 軸承壽命計算

壽命計算采用 GB/T6391-2003、ISO281:1990.標準[2]。

軸承的軸向基本動負荷Cr為：

其中，bm=1.1，fc查表得 60.8[3]

i為軸承中滾動體的列數

α為接觸角45°

Z為滾子數量106/3

Dwe為滾子的直徑φ24

Lwe為滾動體有效長度

其中，D為軸承回轉中心徑φ870。

通過計算得到軸承的基本額定動載荷Cr=261.89kN。

轉盤軸承采用42CrMo材料制造，滾子軸承的許用接觸應力為3850MPa，滾動軸承采用GCr15SiMn制造，滾子軸承的許用接觸應力為4200MPa。

軸承最大當量動負荷：P=10.295kN

軸承基本額定壽命L10（單位百萬轉）為：

其中，P為當量動負荷，ε為軸承壽命指數，滾子軸承：ε=10/3

LS為與使用概率S（即可靠性）對應的疲勞壽命，a1為可靠性系數，見表1，a2為滾道硬度修正系數，a3為使用條件系數，或稱潤滑狀態(tài)系數。

表1 可靠性系數表

可靠性系數a1用于計算可靠性S＞0.9時的壽命。

ε：軸承壽命指數，滾子軸承：ε=10/3

HRC：滾道洛氏硬度（取值范圍55～60）

a3查表為0.53

LS=1×0.52×0.53×36232.24=9985.6

同理，軸承的軸向基本額定動負荷Cα為

Cα=bmfc(iLwecosα)7/9Z3/4Dwe29/27

bm=1，fc查表得 151.5

同理得 Cα=504.48kN。

可得，交叉圓柱滾子轉盤軸承的壽命和強度都符合設計要求。

3 擺動體強度分析

先提取Solidworks的三維模型，保存成STEP格式，導入有限元軟件進行模擬分析。由于倒角、螺紋等細小特征對結果影響很小，為了提高網格的精度和計算結果的準確性，因此在建立三維模型時省略了這些細小特征[4]。軸的材料為45號鋼，其材料屬性分別為密度ρ=7.85g/cm3，彈性模量E=210GPa，泊松比 μ=0.3。

以下給出了擺動體的Mises應力云圖和位移云圖，分別為圖2和圖3。

圖2 擺動體的Mises應力云圖

圖3 擺動體的位移云圖

從圖2中我們可以看出較大的應力均出現在軸輥與擺動輪的接觸處和軸輥前端加強筋處，且最大的應力為1.063MPa，滿足設計要求[5]。從圖3中可以得出，最大的變形出現在軸輥的最前端，且為2.245μm，變形較小，可以忽略不計，避免了軸輥在工作時發(fā)生偏心而引發(fā)斷線情況。以上兩個分析結果表明，我所研制的擺動體無論從強度和變形上，都滿足設計要求，保證了設備的可靠性和切割質量。

4 結束語

通過對線網擺動系統(tǒng)的軸承壽命和強度計算，以及擺動體的強度和變形分析，驗證了本次研制的線網擺動系統(tǒng)設計的合理性，為我所研制擺動式多線切割機提供了理論依據。同時，為我國研制具有自主知識產權的多線切割機奠定了理論基礎。