左斌，王仁忠，陶宇，王敏

(1.蘇州市職業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，江蘇蘇州 215104；2.紐威數(shù)控裝備(蘇州)股份有限公司，江蘇蘇州 215153)

0 前言

數(shù)控加工中心是一種功能齊全且高效的數(shù)控機(jī)床[1]，加工過程中數(shù)控系統(tǒng)根據(jù)被加工零件的工序自動(dòng)選擇并更換合適的刀具，完成零件表面的切削、銑削、鉆削等多個(gè)工序的加工。數(shù)控加工中心的主軸系統(tǒng)是控制刀具旋轉(zhuǎn)以及自動(dòng)更換刀具的部件，當(dāng)主軸系統(tǒng)進(jìn)行刀具更換時(shí)需借助松拉刀機(jī)構(gòu)完成刀具松開和夾緊2個(gè)動(dòng)作，而松拉刀機(jī)構(gòu)直接影響刀具的更換速度，因此它是高速銑削機(jī)床的研究熱點(diǎn)。國內(nèi)眾多學(xué)者對(duì)松拉刀機(jī)構(gòu)與主軸系統(tǒng)做了相應(yīng)的研究：于陳江等[2]進(jìn)行了主軸松刀裝置底座變形問題的研究，提高了松拉刀機(jī)構(gòu)的直面鎖緊裝置的機(jī)械性能；何強(qiáng)等人[3]研究了電主軸的單氣缸動(dòng)力不足的問題，實(shí)現(xiàn)了雙氣缸松拉刀裝置在電主軸上的應(yīng)用；吳東陽等[4]對(duì)松拉刀過程中主軸軸承的受力進(jìn)行分析，設(shè)計(jì)出了浮動(dòng)缸卸荷結(jié)構(gòu)。以上研究均未考慮主軸系統(tǒng)的性能變化，而在實(shí)際生產(chǎn)加工的過程中，主軸系統(tǒng)因刀具頻繁更換后常出現(xiàn)無法松刀的情況。為經(jīng)濟(jì)高效地解決此問題，需綜合分析主軸結(jié)構(gòu)和松刀結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)出新型結(jié)構(gòu)以滿足主軸系統(tǒng)頻繁更換刀具的要求。

TRIZ理論是前蘇聯(lián)科學(xué)家ALTSHULLER通過對(duì)大量專利和創(chuàng)新方案進(jìn)行分析得出的創(chuàng)新解決問題方法[5-7]，主要包括八大進(jìn)化法則、39個(gè)通用技術(shù)參數(shù)、40個(gè)發(fā)明原理和76個(gè)標(biāo)準(zhǔn)解等。AD公理化設(shè)計(jì)是美國麻省理工學(xué)院SUH教授提出的一種邏輯性強(qiáng)的思維方法和工具[8]，主要包括信息公理和獨(dú)立公理2個(gè)公理原則。這些方法的理論研究與應(yīng)用一直受到國內(nèi)外學(xué)者熱捧：劉志峰等[9]應(yīng)用TRIZ沖突原理構(gòu)建可拆卸系統(tǒng)物-場(chǎng)模型并提出改進(jìn)方法；俞斌、陳振華[10]基于AD/TRIZ構(gòu)建了鋼卷開卷裝置優(yōu)化設(shè)計(jì)流程；劉曉敏等[11]基于AD/TRIZ融合流程設(shè)計(jì)了海草夾苗機(jī)械手創(chuàng)新方案。

本文作者針對(duì)數(shù)控加工中心頻繁更換刀具時(shí)出現(xiàn)的松刀力不足、無法松刀的問題，應(yīng)用TRIZ功能模型和因果鏈分析找出松刀問題的根本原因，并綜合TRIZ沖突原理與AD獨(dú)立公理提出松拉刀的優(yōu)化設(shè)計(jì)方案。

1 主軸松拉刀問題描述

數(shù)控加工中心在加工過程中可通過一次裝夾完成零件的多個(gè)工序加工，但此過程中需選擇并更換多把刀具，因此，主軸上刀具的更換是數(shù)控加工中的一個(gè)重要環(huán)節(jié)。刀具在更換過程中分為刀具夾緊和松開2個(gè)動(dòng)作，實(shí)現(xiàn)該動(dòng)作的部件為松拉刀機(jī)構(gòu)。在更換刀具時(shí)常出現(xiàn)松刀力不足和無法松刀2種情況，其產(chǎn)生原因?yàn)椋?1)松刀力不足。加工中心完成多次松刀、拉刀后，活塞桿與缸體以面接觸的形式運(yùn)動(dòng)時(shí)不可避免地因多次摩擦而出現(xiàn)發(fā)熱情況，導(dǎo)致密封圈老化甚至出現(xiàn)裂紋，從而影響密封圈的性能，引起松刀力不足；(2)無法松刀。加工中心的刀具在頻繁更換過程中，松拉刀機(jī)構(gòu)需多次完成松開、夾緊動(dòng)作，導(dǎo)致主軸中碟簧彈性逐漸減小、可靠性降低，致使松拉刀機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)行程不足、無法松刀。

2 主軸松拉刀問題分析

2.1 系統(tǒng)組件功能分析

目前市面上數(shù)控加工中心主軸松拉刀的動(dòng)力源多以液壓或氣動(dòng)為主，它主要由前缸蓋、后缸蓋、油缸、活塞桿、密封圈、拉桿、碟簧、主軸等組成，如圖1所示。主軸松刀時(shí)，液壓油進(jìn)入油缸的右腔，推動(dòng)活塞桿向前移動(dòng)并與拉桿接觸，此時(shí)主軸中的碟簧對(duì)拉桿產(chǎn)生反向作用力，隨著液壓油的壓力持續(xù)增大，活塞桿推動(dòng)拉桿繼續(xù)向前移動(dòng)直至拉釘松開，實(shí)現(xiàn)主軸松刀；主軸拉刀時(shí)，油缸中的右腔壓力為零，活塞桿在彈簧作用下完成復(fù)位，同時(shí)主軸在碟簧的作用下推動(dòng)拉桿向后運(yùn)動(dòng)完成拉刀。

圖1 某數(shù)控設(shè)備主軸松拉刀結(jié)構(gòu)

運(yùn)用TRIZ系統(tǒng)組件工具對(duì)主軸松拉刀功能組件分析，主軸松拉刀的超系統(tǒng)組件、系統(tǒng)組件和子系統(tǒng)組件見表1。工程技術(shù)系統(tǒng)是主軸松拉刀，其功能為松開和夾緊，對(duì)主軸松拉刀組件兩兩之間的相互關(guān)系進(jìn)行分析，建立相互關(guān)系矩陣，如表2所示。其中，組件間存在相互作用關(guān)系用“+”表示，組件間不存在相互作用關(guān)系用“-”表示，同一組件間不做比較。通過相互關(guān)系矩陣可以更加直觀地掌握各個(gè)組件間的作用。

表1 主軸松拉刀組件分析

表2 主軸松拉刀相互關(guān)系矩陣

根據(jù)表1和表2建立主軸松拉刀的功能模型，如圖2所示。可知：松拉刀的動(dòng)作是通過活塞桿推動(dòng)拉桿實(shí)現(xiàn)，活塞桿的運(yùn)動(dòng)是利用液壓油和彈簧驅(qū)動(dòng)，因此，可初步判斷出影響松刀的原因是活塞桿強(qiáng)度、液壓油的壓力和彈簧強(qiáng)度。

圖2 主軸松拉刀功能模型

2.2 系統(tǒng)因果鏈分析

分析圖2判斷松刀故障的初步原因，更深層次原因還需進(jìn)一步挖掘。因果鏈分析工具可幫助全面識(shí)別系統(tǒng)組件以及超系統(tǒng)組件的各種問題，找出根本原因。文中主要探討的問題是數(shù)控加工中心主軸系統(tǒng)無法正常松刀，因此圍繞松刀故障進(jìn)行系統(tǒng)因果鏈分析，如圖3所示。

圖3 主軸松拉刀因果鏈分析

分析圖3得出松刀故障主要由松刀力不足以及拉桿未到位所引起的，進(jìn)一步分析挖掘出更深層次的原因?yàn)椋?1)打刀缸密封性差；(2)彈簧力過大；(3)活塞桿和拉桿尺寸小；(4)碟簧運(yùn)動(dòng)次數(shù)多；(5)油缸、主軸間有灰塵、雜質(zhì)等進(jìn)入；(6)刀具斷裂；(7)材料老化；(8)主軸溫升。

結(jié)合主軸松拉刀的實(shí)際使用情況，針對(duì)上述分析所得的關(guān)鍵問題提出初步解決思路，將問題分為3類進(jìn)行闡述：第一類，通過優(yōu)化原有配置即可解決的問題：將O形密封圈更換成唇形密封圈提高密封性能解決問題(1)；增加活塞桿和拉桿的直徑提高材料剛度解決變形問題(3)；選擇優(yōu)質(zhì)性能的材料、改進(jìn)油缸、增加主軸間的防塵裝置解決問題(2)(5)(7)；主軸作為數(shù)控機(jī)床的核心部件，其設(shè)計(jì)過程經(jīng)過嚴(yán)謹(jǐn)?shù)挠?jì)算，其溫升產(chǎn)生的誤差可通過溫度補(bǔ)償或冷卻方式解決問題(8)。第二類，屬于系統(tǒng)組件且不易解決的問題：加工中心的主軸需要多次更換刀具，碟簧作為主軸的常用配置不可避免地需要多次被壓縮和釋放，對(duì)它改進(jìn)較為困難，涉及問題(4)。第三類，超系統(tǒng)問題(6)不作此次解決問題的研究對(duì)象。

3 主軸松拉刀問題解決

3.1 運(yùn)用TRIZ工具生成方案

根據(jù)因果鏈的分析所得到的根本原因中，問題(4)為主軸碟簧多次運(yùn)動(dòng)導(dǎo)致碟簧性能降低，影響主軸松刀精度，屬于改進(jìn)較為困難的問題，在此將運(yùn)用TRIZ工具尋找解決方案。首先將碟簧與拉桿2個(gè)物質(zhì)轉(zhuǎn)化為物場(chǎng)模型，然后運(yùn)用76個(gè)標(biāo)準(zhǔn)解尋找解決方案。碟簧在較大作用力下推動(dòng)拉桿使刀具夾緊，屬于“有效”模型。主軸碟簧經(jīng)長期壓縮后壓縮量變小，致使主軸松刀距離減少，因而松刀失敗，此時(shí)物場(chǎng)模型屬于“有效-效應(yīng)不足”的模型，如圖4所示。該物場(chǎng)模型可應(yīng)用TRIZ理論中的第2類標(biāo)準(zhǔn)解來增強(qiáng)不足效應(yīng)：運(yùn)用標(biāo)準(zhǔn)解S2.1，在模型中增加一個(gè)“機(jī)械場(chǎng)F2”和另一個(gè)物質(zhì)“松刀桿S3”形成鏈?zhǔn)轿飯?chǎng)模型，即在活塞桿的前端增加松刀桿物質(zhì)彌補(bǔ)主軸松刀距離以確保松刀順利，此時(shí)物場(chǎng)模型變?yōu)椤坝行А蹦Ｐ?，如圖5所示。

圖4 效應(yīng)不足的拉桿物場(chǎng)模型

圖5 有效的拉桿物場(chǎng)模型

根據(jù)改進(jìn)后的物場(chǎng)模型設(shè)計(jì)新型的主軸松拉刀初始方案(見圖6)：在活塞桿前端增設(shè)松刀桿結(jié)構(gòu)，并通過螺紋連接自由調(diào)整松刀桿與活塞桿間的距離，在液壓作用下活塞桿帶動(dòng)松刀桿共同推動(dòng)拉桿壓縮碟簧完成主軸松刀，從而解決碟簧性能降低所導(dǎo)致的主軸松刀失敗的問題。

圖6 主軸松拉刀初始方案

3.2 運(yùn)用AD獨(dú)立公理判斷方案

依據(jù)初始方案的結(jié)構(gòu)功能需求與設(shè)計(jì)參數(shù)構(gòu)建兩者之間的表達(dá)式，如式(1)所示：

(1)

式中：FR1為松開拉桿功能矢量；FR2為調(diào)節(jié)拉桿功能矢量；DP1為活塞桿參數(shù)；DP2為松刀桿參數(shù)。

實(shí)際操作中，依據(jù)初始方案在活塞桿前端增設(shè)松刀桿結(jié)構(gòu)時(shí)，無法直接調(diào)節(jié)松刀桿與活塞桿的移動(dòng)距離，需拆下松拉刀整個(gè)機(jī)構(gòu)才能進(jìn)行調(diào)節(jié)，即功能矢量FR1和功能矢量FR2相關(guān)，兩者間產(chǎn)生了耦合，故原始設(shè)計(jì)矩陣A為

A矩陣中的子元素表示功能需求到設(shè)計(jì)參數(shù)間兩元素的關(guān)聯(lián)程度，1表示兩者間存在關(guān)聯(lián)，0表示兩者間弱關(guān)聯(lián)或無關(guān)聯(lián)。

根據(jù)AD獨(dú)立公理原則可知，松拉刀機(jī)構(gòu)在移動(dòng)活塞桿和調(diào)節(jié)松刀桿距離時(shí)，兩者間功能不能相互影響，即兩者間應(yīng)該是非耦合的，但此時(shí)活塞桿和松刀桿的功能之間產(chǎn)生了耦合，說明原始改進(jìn)方案不可行，故需消除A21，使得A21=0 。為消除“松開拉桿”和“調(diào)節(jié)拉桿”兩功能之間的相互影響，可借助TRIZ沖突原理將其轉(zhuǎn)化為物理矛盾問題，并利用空間分離原理進(jìn)行問題求解，形成優(yōu)化方案：在空間上將松刀機(jī)構(gòu)分為松刀桿調(diào)節(jié)區(qū)和活塞桿移動(dòng)區(qū)，活塞桿移動(dòng)區(qū)設(shè)計(jì)成環(huán)形套筒置于外部，可調(diào)節(jié)的松刀桿移動(dòng)區(qū)呈包圍狀態(tài)，松刀桿與活塞桿之間通過螺桿固定，如圖7所示。首先根據(jù)碟簧的壓縮量預(yù)先調(diào)整松刀桿與活塞桿的距離，完成松刀桿調(diào)節(jié)區(qū)的調(diào)整。然后利用液壓推動(dòng)活塞桿移動(dòng)完成主軸松刀的單獨(dú)控制，從而很好地解決了“松開拉桿”和“調(diào)節(jié)拉桿”兩者之間的矛盾。此時(shí)A矩陣變成一個(gè)對(duì)角矩陣，滿足AD獨(dú)立公理設(shè)計(jì)要求，方案可行。

圖7 主軸松拉刀優(yōu)化方案

4 主軸松拉刀優(yōu)化方案落地實(shí)施

4.1 主軸松拉刀機(jī)構(gòu)理論分析

(1)主軸松刀力計(jì)算

數(shù)控加工中心在銑削被加工零件表面時(shí)會(huì)伴隨著切削力F[12]，切削力可分解成3個(gè)相互垂直的切向力Fz、徑向力Fr、軸向力Fx。通過數(shù)控機(jī)床手冊(cè)查找，得到切削力F的公式：

(2)

(3)

根據(jù)數(shù)控機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)相關(guān)資料以及數(shù)控機(jī)床的實(shí)際使用情況確定相關(guān)參數(shù)：ap為背吃刀量，粗加工時(shí)可達(dá)8～10 mm；af為每齒進(jìn)給量，取值為0.1～0.3 mm；d為銑刀直徑，取20 mm；aw為銑削寬度，取100 mm；Z為銑刀齒數(shù)，取5；x、y、z分別為0.86、0.72、-0.86；Cp為系數(shù)，取68.2；δHB為零件的布氏硬度，取190HB。將相關(guān)參數(shù)代入式(2)中得到最大切削力。

對(duì)稱銑削時(shí)，切向力Fz與水平走刀力Fh、豎直走刀力Fy、軸向力Fx之間的關(guān)系有：

(4)

整理式(4)得軸向力Fx：

(5)

根據(jù)文獻(xiàn)[12]可知，銑削分力系數(shù)K1取值為0.80～0.90，代入式(5)得Fx的曲線如圖8所示。可知：K1參數(shù)相同時(shí)，螺旋角ω與主軸軸向力Fx成正比；螺旋角相同時(shí)，K1參數(shù)與主軸軸向力Fx成反比。因此，當(dāng)K1參數(shù)值最小、ω=45°時(shí)軸向力最大，此時(shí)Fx=9 179 N。

圖8 主軸軸向力曲線

同時(shí)，數(shù)控加工中心在鉆削過程中產(chǎn)生的切削力F可根據(jù)式(6)計(jì)算：

F=309dKpf0.8

(6)

式中：f為每轉(zhuǎn)進(jìn)給量；Kp為修正系數(shù)；d為刀具直徑。

很顯然加工中心在鉆削時(shí)所產(chǎn)生的切削力遠(yuǎn)小于銑削時(shí)所產(chǎn)生的切削力，故主軸的拉刀力取決于銑削力。加工中心在加工各種零件時(shí)，選取不同的加工參數(shù)會(huì)使切削力不同，在文中所選參數(shù)下得出的拉刀力為9 179 N，然而在松刀時(shí)拉桿會(huì)進(jìn)一步壓縮碟簧以實(shí)現(xiàn)刀柄脫離拉爪，因此松刀力比拉刀力大一倍可確保松刀順利，故松刀力為18 358 N。

(2)調(diào)整螺桿計(jì)算

數(shù)控加工中心加工箱體類零件時(shí)常需根據(jù)工藝要求多次更換主軸刀具，使得主軸上的松刀桿頻繁工作。為保證松刀桿正常工作，有必要對(duì)松刀桿上的調(diào)節(jié)螺桿進(jìn)行計(jì)算分析。初步選用合金鋼作為螺桿材料，強(qiáng)度等級(jí)為8.8級(jí)，故螺桿的抗拉強(qiáng)度為800 MPa，屈服強(qiáng)度為640 MPa。由于換刀時(shí)主軸碟簧變形量最大，導(dǎo)致碟簧對(duì)松刀桿的作用力也最大，故此時(shí)松刀桿上的螺桿也承受最大的軸向載荷，其載荷量Fa=18 358 N。若采用6個(gè)螺桿均勻分布在松刀桿上，則單個(gè)螺桿所受的外力為

Fa1=Fa/6

(7)

由式(7)計(jì)算得Fa1=3 060 N，單個(gè)螺桿承受的總拉力為碟簧的軸向載荷力和螺桿的殘余預(yù)緊力之和：

F2=Fa1+0.5σsA

(8)

螺桿危險(xiǎn)截面的拉伸強(qiáng)度：

(9)

式中：F2為單個(gè)螺桿的總拉力；σs為螺桿的屈服強(qiáng)度；Fa1為單個(gè)螺桿所受的外載荷；d0為螺桿的底徑。

由式(8)(9)計(jì)算得d0約為4.75 mm，選擇螺桿底徑大于4.75 mm即可，故選擇6個(gè)M6的螺桿用于固定松刀桿。

4.2 主軸松拉刀機(jī)構(gòu)仿真分析

(1)幾何建模

由主軸松拉刀機(jī)構(gòu)的優(yōu)化方案可知：新型松拉刀機(jī)構(gòu)主要由油缸、活塞桿、松刀桿、螺桿和法蘭蓋組成。主軸換刀時(shí)通過液壓油驅(qū)動(dòng)活塞桿向前移動(dòng)，活塞桿通過法蘭蓋與松刀桿固定連接，從而帶動(dòng)松刀桿向前，推動(dòng)拉桿完成松刀。根據(jù)主軸松拉刀的理論分析以及查閱相關(guān)資料得出松拉刀機(jī)構(gòu)的主要設(shè)計(jì)參數(shù)如表3所示[3]。

表3 松拉刀機(jī)構(gòu)的主要設(shè)計(jì)參數(shù)

利用SolidWorks軟件的拉伸、旋轉(zhuǎn)、掃描切除等功能對(duì)各部件進(jìn)行建模并裝配[13]，通過工具欄中的“干涉檢查”命令對(duì)松拉刀機(jī)構(gòu)進(jìn)行檢查，結(jié)果顯示無干涉，判定該模型符合裝配要求，其裝配見圖9。

圖9 松拉刀機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)模型

(2)有限元分析

松刀時(shí)主軸的軸向反力直接作用在松刀桿上，若松刀桿的強(qiáng)度和剛度不足則會(huì)影響主軸松刀，故對(duì)其進(jìn)行靜力學(xué)分析。首先定義松刀桿的材料為45鋼，密度為7 850 kg/m3，彈性模量為2.1×105MPa，屈服強(qiáng)度為220 MPa?；谇蔬M(jìn)行網(wǎng)格劃分，最大單元為10 mm，最小單元為2 mm。在松刀桿的前端面設(shè)置固定約束，松刀桿的大徑右端面處施加軸向力18.4 kN進(jìn)行仿真計(jì)算，結(jié)果如圖10、11所示。可知：松刀桿在左端面約束條件下最大的應(yīng)力為45.24 MPa，小于材料的屈服強(qiáng)度；最大變形量靠近載荷處，約為6.995 μm，變形量小，符合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求。

圖10 松拉桿應(yīng)力分布

圖11 松拉桿位移分布

4.3 松拉刀機(jī)構(gòu)試驗(yàn)研究

(1)試驗(yàn)指標(biāo)及方法

根據(jù)上述優(yōu)化方案，制作了新型松拉刀機(jī)構(gòu)并安裝在臥式加工中心主軸上，如圖12所示。分別將主軸拉力計(jì)、主軸松刀量具安裝在加工中心BT50主軸上，通過調(diào)節(jié)液壓站的液壓力進(jìn)行不同工況下的主軸松刀試驗(yàn)，如圖13所示。

圖12 松拉刀實(shí)物結(jié)構(gòu)

圖13 松拉刀測(cè)試

為驗(yàn)證主軸松拉刀機(jī)構(gòu)的性能及工作可靠度，以松刀成功率為指標(biāo)開展松拉刀試驗(yàn)，松刀的成功率是指松刀時(shí)未出現(xiàn)脫落和松刀力不足的概率。松刀的成功率u為

u=1-t/z-q/z

(10)

式中：t為脫落的刀具；q為松刀未到位次數(shù)；z為松刀試驗(yàn)總數(shù)。

試驗(yàn)采用正交試驗(yàn)法，選取具有3個(gè)水平的試驗(yàn)因素，分別為液壓力、打刀量、拉刀力，見表4。松刀試驗(yàn)每組進(jìn)行3次，共9次，具體方案見表5。

表4 因素水平

表5 松拉刀機(jī)構(gòu)試驗(yàn)方案及結(jié)果

(2) 試驗(yàn)結(jié)果及分析

由表5可知，3種試驗(yàn)下的液壓力因素A影響松刀成功率為72.33%、93.33%、95.67%；打刀量因素B影響松刀成功率為89.00%、85.67%、85.67%；拉刀力因素C影響松刀成功率為92.33%、86.33%、82.67%。為找出最優(yōu)的試驗(yàn)方案，需對(duì)試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)一步進(jìn)行方差分析，如表6所示。

表6 試驗(yàn)結(jié)果分析

由表6中的方差指標(biāo)S可得：液壓力A因素對(duì)松刀的成功率影響最大，打刀量B因素對(duì)松刀的成功率影響最小，其最優(yōu)的因素組合為A3C1B1，即液壓力5 MPa、拉刀力18 kN、打刀量1.0 mm。為驗(yàn)證最優(yōu)組合的合理性，對(duì)松刀機(jī)構(gòu)進(jìn)行多次測(cè)試，統(tǒng)計(jì)各指標(biāo)的平均值。結(jié)果表明：主軸在夾刀狀態(tài)下，拉桿左端面與主軸端面的距離約為156 mm；松刀狀態(tài)下，均能完成松刀，松刀的行程大于9 mm。

5 結(jié)論

(1)針對(duì)數(shù)控加工中心主軸換刀過程中的松刀力不足問題，提出了一種基于TRIZ與AD產(chǎn)品分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)解決思路。

(2)應(yīng)用TRIZ理論中的物場(chǎng)模型分析方法提出了松拉刀機(jī)構(gòu)的優(yōu)化方案，通過AD獨(dú)立性原理對(duì)方案進(jìn)行評(píng)價(jià)，發(fā)現(xiàn)活塞桿和松刀桿的功能之間產(chǎn)生了耦合，說明初始改進(jìn)方案不可行。接著借助TRIZ 沖突原理找出求解方法，最終獲得最優(yōu)方案。

(3)為使優(yōu)化方案能夠落地實(shí)施，對(duì)新方案主軸的松刀力和螺桿的最小直徑進(jìn)行了計(jì)算分析，并應(yīng)用SolidWorks軟件對(duì)松拉刀機(jī)構(gòu)進(jìn)行了建模和仿真，從理論上驗(yàn)證了方案的可行性。同時(shí)，通過對(duì)現(xiàn)場(chǎng)試物進(jìn)行多次測(cè)試，測(cè)試結(jié)果表明當(dāng)液壓力為5 MPa時(shí)，松刀行程、松刀力以及打刀量均符合生產(chǎn)要求。