張 健，蔣志經(jīng)

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州545007）

0 引言

隨著科技的不斷發(fā)展，現(xiàn)代汽車企業(yè)中自動(dòng)化水平正在不斷提升，各類自動(dòng)化輸送小車廣泛地應(yīng)用于生產(chǎn)線中，因此，輸送小車的高效可靠運(yùn)行對(duì)生產(chǎn)線的高效運(yùn)行起著很大的作用[1]。

圖1 工位間零件輸送小車

某企業(yè)使用如圖1所示輸送小車進(jìn)行零件分總成輸送，該輸送小車采用齒輪齒條實(shí)現(xiàn)水平運(yùn)動(dòng)，通過氣缸提升、導(dǎo)向桿導(dǎo)向?qū)崿F(xiàn)工件豎直運(yùn)動(dòng)，但在使用過程中頻繁出現(xiàn)導(dǎo)向軸承套筒斷裂故障，該故障直接造成生產(chǎn)線多次長(zhǎng)時(shí)間停線，因此改進(jìn)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，提高輸送可靠性成為當(dāng)下亟需解決的問題。

1 軸承套筒可靠性分析

根據(jù)車間需求，輸送小車需保證無故障循環(huán)106次。通過軸承套筒受力情況計(jì)算其在該條件下的可靠度。

軸承套筒在應(yīng)力幅水平為常數(shù)的情況下運(yùn)轉(zhuǎn)，已知小車提升氣缸缸徑為125 mm，其對(duì)應(yīng)推力為6 132.81 N，需要提升的工件質(zhì)量約為100 kg，套筒長(zhǎng)度為151 mm，由于軸承套筒安裝底面未做精銑處理，且兩套筒安裝底面不統(tǒng)一，加之軸承套筒加工精度偏差較大，現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量徑向偏差相對(duì)基準(zhǔn)位置偏差最大可達(dá)9.5 mm。經(jīng)過計(jì)算可得軸承套筒的應(yīng)力幅水平為：

根據(jù)軸承套筒故障數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)可知其失效循環(huán)次數(shù)為對(duì)數(shù)正態(tài)分布，其失效循環(huán)次數(shù)分布數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 鋼型材軸試件的失效循環(huán)次數(shù)分布數(shù)據(jù)表

通過查詢表1可知，當(dāng)軸承套筒應(yīng)力幅水平為455 N 時(shí)，N′=6.651，δN′=0.161，循環(huán)次數(shù) n 為 106次，則

由式（2）及標(biāo)準(zhǔn)正太分布表，得可靠度

通過計(jì)算結(jié)果可知，該軸承套筒可靠度遠(yuǎn)小于要求0.98，遠(yuǎn)遠(yuǎn)不能夠滿足要求[2]。

2 軸承套筒UG高級(jí)仿真分析

在現(xiàn)代機(jī)械設(shè)計(jì)過程中，UG作為一款集實(shí)體建模、零部件高級(jí)仿真、運(yùn)動(dòng)仿真、二維制圖等功能于一身的多功能工具包被廣泛應(yīng)用于機(jī)械零部件設(shè)計(jì)的全壽命周期。本文通過對(duì)輸送小車頻繁斷裂的軸承套筒進(jìn)行UG有限元高級(jí)仿真，計(jì)算其受力及變形情況[3]。

選擇模型材料為steel，將軸承套筒與支架底面接觸處設(shè)定為固定約束，將上文計(jì)算所得軸承徑向力455 N施加于軸承套筒徑向套筒壁上。通過求解，查看如圖2所示仿真結(jié)果得出軸承套筒直角處受應(yīng)力最大，為1.581 MPa，薄弱位置與現(xiàn)場(chǎng)實(shí)際斷裂結(jié)果相吻合。

圖2 軸承套筒應(yīng)力仿真圖

3 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

通過上文分析可知，由于軸承套筒制造、安裝偏差較大引起了軸承套筒徑向受力不均勻，加之生產(chǎn)線生產(chǎn)節(jié)拍需求較高，加劇了套筒的疲勞磨損，最終導(dǎo)致其斷裂。因此重新對(duì)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)及安裝方式進(jìn)行設(shè)計(jì)。

（1）優(yōu)化軸承套筒安裝方式。由之前的軸承套筒直接安裝在小車支架上改造為先焊接一塊鋼板在支架上，并進(jìn)行精銑后作為的安裝平面，從而保證軸承套筒安裝平面的平面度[4]，如圖3所示為改進(jìn)后的導(dǎo)向機(jī)構(gòu)模型。

圖3 改進(jìn)后導(dǎo)向機(jī)構(gòu)模型

（2）精加工軸承套筒。確保套筒軸線與安裝平面的垂直度誤差不超過0.012 mm，兩套筒軸線平行度誤差不超過0.012 mm，如圖4為改進(jìn)后導(dǎo)向機(jī)構(gòu)實(shí)體圖，該機(jī)構(gòu)極大地減小導(dǎo)桿與軸承滑動(dòng)時(shí)套筒受的徑向分力。

圖4 改進(jìn)后導(dǎo)向機(jī)構(gòu)

4 改進(jìn)后軸承套筒可靠性分析

在相同工況下，再次對(duì)改進(jìn)后的軸承套筒進(jìn)行可靠性分析，由于改進(jìn)后的機(jī)構(gòu)對(duì)軸承安裝底板、軸承套筒軸向尺寸、軸承套筒徑向尺寸精度都有了明顯的改進(jìn)，通過對(duì)各環(huán)節(jié)誤差疊加，可得出該結(jié)構(gòu)最終體現(xiàn)在軸承套筒徑向上的誤差僅有2 mm，將2 mm帶入上文（1）式，可得出由于徑向誤差引起的軸承徑向受力為211 N，通過查詢表1數(shù)據(jù)，并代入式（2），可得

由式（4）及標(biāo)準(zhǔn)正太分布表，得可靠度

可以看出，改進(jìn)后的軸承套筒已經(jīng)符合現(xiàn)場(chǎng)對(duì)該機(jī)構(gòu)的可靠性要求。

5 改進(jìn)后軸承套筒有限元分析

同理，將改進(jìn)后的套筒結(jié)果進(jìn)行有限元分析，除了套筒受徑向力由455 N變?yōu)?11 N，其余約束條件均不變，仿真結(jié)果如圖5所示，局部最大應(yīng)力為0.156 MPa，相較改進(jìn)前結(jié)構(gòu)，應(yīng)力減小約10倍。仿真結(jié)果再次印證了改進(jìn)后套筒結(jié)構(gòu)的可靠性。

圖5 改進(jìn)后軸承套筒應(yīng)力仿真圖

6 結(jié)論

本文通過對(duì)生產(chǎn)現(xiàn)場(chǎng)輸送小車導(dǎo)向機(jī)構(gòu)故障分析，找出其薄弱環(huán)節(jié)，并對(duì)該環(huán)節(jié)分別進(jìn)行可靠性分析及UG有限元分析，并對(duì)該機(jī)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，同樣對(duì)改進(jìn)后的部件進(jìn)行分析，分析結(jié)果印證了改進(jìn)機(jī)構(gòu)的可行性及有效性，為后續(xù)現(xiàn)場(chǎng)設(shè)備的改善提供了有力的理論依據(jù)。