凸輪滑塊式夾緊機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)及其熱-結(jié)構(gòu)耦合分析

竺 熔，俞亞新，周志棟，劉 磊

(浙江理工大學(xué)機(jī)械與自動(dòng)控制學(xué)院，杭州 310018)

凸輪滑塊式夾緊機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)及其熱-結(jié)構(gòu)耦合分析

竺 熔，俞亞新，周志棟，劉 磊

(浙江理工大學(xué)機(jī)械與自動(dòng)控制學(xué)院，杭州 310018)

為了滿足摩托車(chē)制動(dòng)蹄自動(dòng)化生產(chǎn)要求，實(shí)現(xiàn)摩擦片與蹄形鋁塊之間夾緊并在高溫下保壓，設(shè)計(jì)了一種凸輪滑塊式夾緊機(jī)構(gòu)。通過(guò)對(duì)夾緊機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)仿真分析，獲得了凸輪轉(zhuǎn)速和輸送速度對(duì)夾緊力的影響。對(duì)夾緊狀態(tài)下的制動(dòng)蹄在保溫箱內(nèi)進(jìn)行溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)耦合分析，得到夾緊機(jī)構(gòu)和工件的位移變化情況。結(jié)果表明：在熱-結(jié)構(gòu)耦合狀態(tài)下夾緊滑塊位移較常溫下增加了0.7 mm，夾緊力增大了11.6 N。由于夾緊機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，夾緊力的變化不會(huì)影響夾緊機(jī)構(gòu)的正常松開(kāi)，故該夾緊機(jī)構(gòu)能滿足高溫環(huán)境下的工作要求。

夾緊機(jī)構(gòu)；制動(dòng)蹄；運(yùn)動(dòng)仿真；熱-結(jié)構(gòu)耦合

0 引 言

摩托車(chē)制動(dòng)蹄生產(chǎn)中摩擦片和蹄形鋁塊通過(guò)膠粘劑粘合，膠粘劑固化需要放入200 ℃的恒溫箱中，施加一定壓力并持續(xù)45 min，才能在整個(gè)粘接面上得到一層厚度均勻的致密膠層[1]。目前摩托車(chē)制動(dòng)蹄生產(chǎn)過(guò)程中涂膠、加壓、松開(kāi)等工作均由人工完成，這些工作屬于勞動(dòng)密集型的工作，勞動(dòng)強(qiáng)度大，迫切需要采用機(jī)械化生產(chǎn)方式。根據(jù)制動(dòng)蹄生產(chǎn)特點(diǎn)及自動(dòng)化生產(chǎn)要求，可以采用夾具完成對(duì)制動(dòng)蹄自動(dòng)加壓并松開(kāi)的操作。

目前運(yùn)用于實(shí)際生產(chǎn)的夾具機(jī)構(gòu)主要有斜楔夾緊機(jī)構(gòu)、螺旋夾緊機(jī)構(gòu)、偏心夾緊結(jié)構(gòu)、鉸鏈夾緊機(jī)構(gòu)等[2]。許多研究者對(duì)夾緊力優(yōu)化進(jìn)行了研究：劉少崗等[3]利用構(gòu)造的摩擦力和摩擦力矩的圓錐，分析工件滑動(dòng)情況，計(jì)算滑動(dòng)過(guò)程中工件所受到的最小夾緊力；秦國(guó)華等[4]通過(guò)對(duì)夾緊狀態(tài)下工件變形的研究，提出了一種工件位置誤差與運(yùn)動(dòng)副變形之間的關(guān)系模型，為實(shí)現(xiàn)夾緊力的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。但是，對(duì)于夾具機(jī)構(gòu)經(jīng)歷溫度變化所引起的夾緊力變化的研究未見(jiàn)報(bào)道。

針對(duì)機(jī)構(gòu)在經(jīng)歷溫度變化時(shí)的應(yīng)力場(chǎng)、溫度場(chǎng)分析常采用熱-結(jié)構(gòu)耦合分析技術(shù)。李涵武等[5]、包圳等[6]借助ANSYS仿真軟件，對(duì)處于單獨(dú)機(jī)械載荷作用以及機(jī)械載荷和熱載荷共同作用兩種工作狀態(tài)下的汽車(chē)制動(dòng)器，分別進(jìn)行結(jié)構(gòu)和熱-結(jié)構(gòu)耦合分析，發(fā)現(xiàn)溫度對(duì)制動(dòng)器的強(qiáng)度與剛度均有較顯著的影響，這為處于熱環(huán)境下機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提出了新的分析方法。齊先坤等[7]、楊淑貞等[8]、梅益等[9]將熱-結(jié)構(gòu)耦合分析應(yīng)用于溫度場(chǎng)、應(yīng)力場(chǎng)共同作用下，行星齒輪組、減速箱等結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布計(jì)算的場(chǎng)合。李昱霖等[10]通過(guò)瞬態(tài)熱傳導(dǎo)、熱結(jié)構(gòu)、熱模態(tài)和熱顫振之間的單向耦合關(guān)系，對(duì)飛行器熱彈性問(wèn)題進(jìn)行分析，對(duì)處于氣動(dòng)熱結(jié)構(gòu)耦合狀態(tài)下機(jī)構(gòu)的分析，提出了一種新的思路。

本文根據(jù)某摩托車(chē)制動(dòng)蹄自動(dòng)化生產(chǎn)要求，設(shè)計(jì)了一種凸輪滑塊式夾緊機(jī)構(gòu)，闡述了實(shí)現(xiàn)自動(dòng)夾緊的原理，分析了工件在受熱后所受夾緊力的變化情況。

1 夾緊機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

1.1 夾具設(shè)計(jì)要求

結(jié)合制動(dòng)蹄膠粘劑的膠合特性以及制動(dòng)蹄生產(chǎn)效率方面的要求，制動(dòng)蹄夾具的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)需滿足如下2個(gè)條件：

a)所設(shè)計(jì)的夾具需提供80 N的夾緊力，并且隨制動(dòng)蹄一起進(jìn)入200 ℃恒溫箱中保溫45 min；

b)傳輸帶上每行設(shè)計(jì)6套制動(dòng)蹄同時(shí)夾緊，行間距為200 mm。

1.2 機(jī)構(gòu)原理分析

本文所設(shè)計(jì)的制動(dòng)蹄夾具夾緊原理如圖1所示，制動(dòng)蹄由蹄形鋁塊5和摩擦片7組成，置于加壓滑塊1和限位圈6中間，彈簧受力后通過(guò)加壓滑塊1對(duì)制動(dòng)蹄施加壓力，制動(dòng)蹄受到限位圈6的約束，因限位圈6與制動(dòng)蹄外圈貼合，施加壓力均勻地分布在制動(dòng)蹄的膠合面4(蹄形鋁塊與摩擦片的膠粘面)上。

1.加壓滑塊；2.滑塊；3.彈簧；4.膠合面；5.蹄形鋁塊；6.限位圈；7.摩擦片圖1 夾緊機(jī)構(gòu)原理

凸輪滑塊夾緊機(jī)構(gòu)如圖2所示。已涂膠的摩擦片和蹄形鋁塊放入限位圈10與彈簧底座8中間，隨著傳輸帶11運(yùn)動(dòng)到夾緊凸輪1處時(shí)，夾緊凸輪頂桿下壓，楔塊3撐開(kāi)夾緊滑塊9，同時(shí)，保壓滑塊6在保壓彈簧5作用下上升，限制夾緊滑塊9的回復(fù)，摩擦片和蹄形鋁塊在限位圈10、彈簧底座8、夾緊彈簧4等一系列構(gòu)件的作用下被壓緊，隨后進(jìn)入保溫箱并保壓保溫一定時(shí)間。制動(dòng)蹄隨傳輸帶離開(kāi)保溫箱后運(yùn)動(dòng)到松開(kāi)凸輪12下方時(shí)，松開(kāi)凸輪頂桿13下壓，頂下保壓滑塊6，夾緊滑塊9在夾緊彈簧4的作用下回復(fù)原位，制動(dòng)蹄與限位圈松開(kāi)。

1.夾緊凸輪；2.回復(fù)彈簧；3.楔塊；4.夾緊彈簧；5.保壓彈簧；6.保壓滑塊；7.制動(dòng)蹄片；8.彈簧底座 9.夾緊滑塊；10.限位圈；11.輸送帶；12.松開(kāi)凸輪；13.松開(kāi)凸輪頂桿圖2 夾緊機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)示意圖

1.3 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

根據(jù)夾緊機(jī)構(gòu)的工作原理，并結(jié)合制動(dòng)蹄實(shí)際尺寸，所設(shè)計(jì)限位圈厚度為1 mm，高度為24 mm，周長(zhǎng)為615 mm，材料選用45號(hào)鋼，許用應(yīng)力為235 MPa。根據(jù)實(shí)際機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中夾緊滑塊與制動(dòng)蹄的運(yùn)動(dòng)行程，夾緊彈簧的最大壓縮量設(shè)計(jì)為5 mm，并結(jié)合夾緊機(jī)構(gòu)夾緊力要求，夾緊彈簧的材料選取彈簧鋼30W4Cr2VA，彈簧中徑、彈簧絲直徑分別設(shè)計(jì)為20、3 mm，夾緊彈簧的實(shí)際壓縮量確定為4.75 mm。

此外，楔塊3作為機(jī)構(gòu)中的重要施力構(gòu)件，其形狀尺寸對(duì)整個(gè)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)情況會(huì)產(chǎn)生較大的影響。楔塊的受力分析如圖3所示。

圖3 楔塊受力分析圖和楔塊三維模型

(1)

F1=F sin (α-β)

(2)

其中：FN為楔塊受到來(lái)自?shī)A緊凸輪推桿的壓力；F為楔塊來(lái)自?shī)A緊滑塊的壓力；β為摩擦角；α為楔塊底角；F1為楔塊對(duì)夾緊滑塊的水平壓力。

從式(1)、式(2)可知：

FN=2F1cot (α-β)

(3)

由式(3)可知，在F1需滿足一定要求的前提下，F(xiàn)N的大小與楔塊底角α成反比。同時(shí)楔塊自鎖條件為：α≤β。

綜合考慮楔塊底角α、夾緊滑塊的行程、楔塊高度的相互影響，本文設(shè)計(jì)的夾緊機(jī)構(gòu)有關(guān)參數(shù)定為：楔塊設(shè)計(jì)為尖端長(zhǎng)度l1為10 mm，長(zhǎng)端長(zhǎng)度l2為70 mm，高度h為50 mm，寬度l3為50 mm。為方便楔塊與夾緊滑塊接觸，楔塊尖端倒圓角R為10 mm。楔塊的材料選取為20號(hào)鋼，滲碳淬火達(dá)到HRC 58-62。

為避免楔塊與夾具之間發(fā)生干涉，并且考慮凸輪低速輕載的工況以及凸輪允許的最大壓力角等因素，本文將凸輪基圓定為80 mm，推程相應(yīng)凸輪轉(zhuǎn)角定為25°，回程相應(yīng)凸輪轉(zhuǎn)角定為75°，松開(kāi)凸輪頂桿推程定為48 mm，夾緊凸輪頂桿推程定為42 mm。

2 夾緊機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析

利用ADAMS軟件對(duì)單排夾緊機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)進(jìn)行仿真分析，研究各運(yùn)動(dòng)件在不同速度下夾具夾緊的作用效果。

2.1 夾緊機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析

由于仿真初始位置已確定，對(duì)凸輪以及傳輸帶添加不同運(yùn)動(dòng)速度時(shí)，為從理論上避免楔塊與限位圈，松開(kāi)頂桿與限位圈發(fā)生干涉，每次仿真都對(duì)凸輪與傳輸帶之間的相位差進(jìn)行修改，凸輪的運(yùn)動(dòng)設(shè)置為階躍函數(shù)，以便于凸輪與傳輸帶之間設(shè)置一個(gè)良好的相位差。

2.1.1 凸輪轉(zhuǎn)速對(duì)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)的影響

根據(jù)機(jī)構(gòu)工作原理，夾緊滑塊在整個(gè)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，速度和加速度均存在兩個(gè)波動(dòng)峰值。第一個(gè)出現(xiàn)在機(jī)構(gòu)夾緊過(guò)程中：夾緊滑塊在楔塊的推動(dòng)下，向兩端運(yùn)動(dòng)；第二個(gè)則出現(xiàn)于機(jī)構(gòu)自動(dòng)松開(kāi)過(guò)程：松開(kāi)凸輪頂桿頂開(kāi)保壓滑塊后，夾緊滑塊在夾緊彈簧的作用下回到初始位置。

當(dāng)凸輪轉(zhuǎn)速分別為5.5、6.0 r/min以及6.5 r/min，傳輸帶速度設(shè)定為1.1 m/min時(shí)，夾緊滑塊速度和加速度的變化情況如圖4、圖5所示。由圖可知：無(wú)論是夾緊過(guò)程還是松開(kāi)過(guò)程，隨著凸輪轉(zhuǎn)速的增大，夾緊滑塊運(yùn)動(dòng)速度峰值呈先增大后減小的趨勢(shì)，凸輪轉(zhuǎn)速越大，夾緊滑塊速度達(dá)到峰值的時(shí)間越短；同樣地，凸輪轉(zhuǎn)速越大，夾緊滑塊的加速度峰值也越大，達(dá)到峰值的時(shí)間越短。

圖4 凸輪轉(zhuǎn)速對(duì)夾緊滑塊運(yùn)動(dòng)速度影響曲線

圖5 凸輪轉(zhuǎn)速對(duì)夾緊滑塊運(yùn)動(dòng)加速度影響曲線

2.1.2 傳輸帶速度對(duì)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)的影響

當(dāng)傳輸帶速度分別為1.1、1.3 m/min以及1.5 m/min，凸輪轉(zhuǎn)速為6.5 r/min時(shí)，夾緊滑塊速度以及加速度的變化情況如圖6、圖7所示。

圖6 傳輸帶速度對(duì)夾緊滑塊運(yùn)動(dòng)速度影響曲線

圖7 傳輸帶速度對(duì)夾緊滑塊運(yùn)動(dòng)加速度影響曲線

由圖6、圖7分析可得：當(dāng)傳輸帶速度為1.3 m/min時(shí)，夾緊過(guò)程中夾緊滑塊運(yùn)動(dòng)加速度最大，反映到速度變化曲線，則表現(xiàn)為速度峰值最大；而在松開(kāi)過(guò)程中，不同傳輸帶速度下，夾緊滑塊的加速度變化曲線較接近，只是達(dá)到峰值的時(shí)間存在差別，反映到圖6上，則表現(xiàn)為不同傳輸帶速度下，夾緊滑塊運(yùn)動(dòng)速度相近。

2.2 夾緊機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析

2.2.1 凸輪轉(zhuǎn)速對(duì)機(jī)構(gòu)受力的影響

當(dāng)傳輸帶速度為1.1 m/min時(shí)，凸輪轉(zhuǎn)速分別取5.5、6.0 r/min以及6.5 r/min時(shí)，夾緊力的變化趨勢(shì)如圖8所示。由圖8分析可知，在不同凸輪轉(zhuǎn)速下，制動(dòng)蹄受到的夾緊力在80～100 N范圍內(nèi)波動(dòng),這說(shuō)明本文所設(shè)計(jì)的夾緊機(jī)構(gòu)基本符合預(yù)期。

圖8 凸輪轉(zhuǎn)速對(duì)夾緊力影響曲線

圖9、圖10分別為不同凸輪轉(zhuǎn)速下楔塊斜面法向以及切向作用力的變化情況。由圖9可知，隨凸輪轉(zhuǎn)速的升高，楔塊斜面沿法線方向受力增大。由圖10可知，隨凸輪轉(zhuǎn)速的升高，楔塊斜面沿切線方向受力反而減小。

圖9 凸輪轉(zhuǎn)速對(duì)楔塊斜面法向力的影響曲線

圖10 凸輪轉(zhuǎn)速對(duì)楔塊斜面切向力的影響曲線

2.2.2 傳輸帶速度對(duì)機(jī)構(gòu)受力的影響

為研究傳輸帶速度對(duì)夾緊力以及夾緊滑塊與楔塊之間的作用力的影響，取凸輪轉(zhuǎn)速6.5 r/min，傳輸帶速度分別取1.1、1.3 m/min及1.5 m/min的情況進(jìn)行分析。傳輸帶速度對(duì)夾緊力的影響曲線、對(duì)楔塊斜面法向力和斜面切向力的影響曲線分別見(jiàn)圖11-圖13。

由圖11可知，三種傳輸帶速度下，制動(dòng)蹄所受的夾緊力變化曲線較為接近，表明傳輸帶速度對(duì)制動(dòng)蹄受到的夾緊力不產(chǎn)生顯著的影響，結(jié)合圖8說(shuō)明所設(shè)計(jì)的夾緊機(jī)構(gòu)能夠在不同工況下保證夾緊力的穩(wěn)定。

圖11 傳輸帶速度對(duì)夾緊力的影響曲線

圖12 傳輸帶速度對(duì)楔塊斜面法向力的影響曲線

圖13 傳輸帶速度對(duì)楔塊斜面切向力的影響曲線

由圖12可知，楔塊受到的沿斜面法線方向的作用力隨傳輸帶速度增大有著先變大后變小的規(guī)律。由圖13可知，楔塊受到的沿斜面切線方向的作用力隨傳輸帶速度的增大，先增大后減小。

通過(guò)對(duì)夾緊機(jī)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，可以發(fā)現(xiàn)該夾緊機(jī)構(gòu)在不同工況下，夾緊力均能夠維持在80N左右，且楔塊與夾緊滑塊之間受力相對(duì)穩(wěn)定，結(jié)合運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，驗(yàn)證了該夾緊機(jī)構(gòu)理論上的合理性。

3 熱-結(jié)構(gòu)耦合分析

夾緊后的制動(dòng)蹄需進(jìn)保溫箱進(jìn)行熱處理，由于各材料的熱膨脹系數(shù)和導(dǎo)熱系數(shù)不同，在高溫下產(chǎn)生不同變形，進(jìn)而影響壓緊力，因此需對(duì)夾緊機(jī)構(gòu)進(jìn)行熱-結(jié)構(gòu)耦合分析[11-13]。

3.1 有限元分析模型

本文設(shè)計(jì)的夾具模型結(jié)構(gòu)對(duì)稱(chēng)，故選取一半結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析。圖14(a)—(d)分別為限位圈、摩擦片、摩擦片與蹄形鋁片接觸對(duì)、彈簧-滑塊的有限元網(wǎng)格。限位鋼圈主要承受摩擦片的作用力，在內(nèi)部產(chǎn)生張力，鋼圈的長(zhǎng)度和寬度遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于厚度，近似認(rèn)為是板殼結(jié)構(gòu)，采用殼單元。制動(dòng)蹄片包括蹄形鋁片和摩擦片，采用四面體單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，兩者之間建立接觸對(duì)。彈簧和滑塊之間建立兩個(gè)接觸對(duì)，全部采用四面體劃分網(wǎng)格。材料屬性見(jiàn)表1。

圖14 網(wǎng)格劃分

屬性彈性模量/GPa泊松比密度/(kg·m-3)比熱容/(J/(kg·℃))線膨脹系數(shù)導(dǎo)熱系數(shù)/(W·(m·K)-1)鋼帶2110．3078504601．92×10-550彈簧/滑塊1930．3078004201．93×10-546摩擦片(石棉)280．3539606001．21×10-548制動(dòng)襯鐵(鋁合金)69．50．3027009402．36×10-5188

3.2 靜力學(xué)分析

對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)分析[14-15],添加如下邊界條件：固定鋼帶截面的節(jié)點(diǎn)，僅空余制動(dòng)襯鐵及其摩擦片中心部位的若干節(jié)點(diǎn)的Z方向(沿壓緊力方向)自由度，在夾緊滑塊上施加80 N的節(jié)點(diǎn)集中力，同時(shí)僅保留Z方向的自由度。

由靜力學(xué)分析結(jié)果可知，應(yīng)力最大值出現(xiàn)在限位圈上，為6.5 MPa左右，夾緊滑塊沿壓緊力方向的位移量為0.5 mm，如圖15所示。

圖15 夾緊滑塊位移

3.3 結(jié)構(gòu)-熱耦合分析

本實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ筒捎瞄g接耦合分析[16-17]，需先后添加結(jié)構(gòu)和溫度邊界條件：

a)結(jié)構(gòu)邊界條件。結(jié)構(gòu)-熱耦合分析的結(jié)構(gòu)邊界條件與作靜力學(xué)分析時(shí)添加的邊界條件一致。

b)溫度邊界條件。在80 N壓力的作用下，夾具以及工件將產(chǎn)生一定的應(yīng)力場(chǎng)，轉(zhuǎn)換單元后，對(duì)模型整體進(jìn)行溫升加載，求解前的溫度設(shè)置為20 ℃，加載溫度函數(shù)T為：T=20*TIME，TIME表示仿真時(shí)間，求解時(shí)間設(shè)定為10 s。

在保溫箱內(nèi)，固體與空氣之間存在著傳熱，傳熱系數(shù)如表2所示。

表2 傳熱系數(shù)

圖16(a)-(d)分別為時(shí)間0.5、5.0、200.0、500.0 s時(shí)溫度場(chǎng)云圖。比較熱-結(jié)構(gòu)耦合分析[18-19](圖17)與靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析(圖15)的結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，耦合狀態(tài)下，夾緊滑塊位移量相較于靜態(tài)結(jié)構(gòu)狀態(tài)增加0.7 mm，同時(shí)，由于分析過(guò)程中鋼帶截面節(jié)點(diǎn)固定，可知夾緊彈簧的壓縮量相應(yīng)的增加0.7 mm，制動(dòng)蹄上摩擦片與蹄形鋁片之間的夾緊力增大11.6 N，比設(shè)計(jì)值增大14.5%，表明受熱后制動(dòng)蹄受到的夾緊力增大。

圖16 夾具溫度場(chǎng)

圖17 熱-結(jié)構(gòu)耦合分析夾緊滑塊位移量

由于本文設(shè)計(jì)夾緊機(jī)構(gòu)的松開(kāi)動(dòng)作是通過(guò)松開(kāi)凸輪頂桿頂開(kāi)保壓滑塊，夾緊滑塊在彈簧作用下回位，而且在初始狀態(tài)下，彈簧底座與摩擦片之間留有足夠的間隙，因此無(wú)論夾緊力是否有變化，均能保證制動(dòng)蹄片與夾具松開(kāi)。

4 結(jié) 論

本文根據(jù)摩托車(chē)制動(dòng)蹄的生產(chǎn)要求，提出一種了凸輪滑塊夾緊機(jī)構(gòu)，設(shè)計(jì)了關(guān)鍵部件；對(duì)夾緊機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)仿真，分析了不同的凸輪轉(zhuǎn)速和傳輸帶速度對(duì)機(jī)構(gòu)夾緊力的影響。

通過(guò)ANSYS軟件對(duì)夾緊機(jī)構(gòu)進(jìn)行結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析發(fā)現(xiàn)，夾緊機(jī)構(gòu)應(yīng)力主要集中在彈簧和限位鋼帶弧形處。通過(guò)對(duì)比靜力學(xué)分析和熱-結(jié)構(gòu)耦合分析結(jié)果，發(fā)現(xiàn)在200 ℃環(huán)境下，摩擦片與蹄形鋁塊間的壓緊力增大14.5%，達(dá)到91.6 N。

由于夾緊機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，高溫所引起夾緊力的變化不會(huì)影響夾緊機(jī)構(gòu)的正常松開(kāi)，且不會(huì)引起夾緊誤差積累，因此本文設(shè)計(jì)的凸輪滑塊夾緊機(jī)構(gòu)能滿足夾緊機(jī)構(gòu)在涂膠流水線上的工作要求。

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(責(zé)任編輯： 康 鋒)

Design of Cam-Slider Clamping Mechanism and Thermal-Structure Coupling Analysis

ZHURong,YUYaxin,ZHOUZhidong,LIULei

(Faculty of Mechanical Engineering & Automation, Zhejiang Sci-Tech University, Hangzhou 310018, China)

To meet the requirements of the automated production of motorcycle brake block, clamp the friction plate and horseshoe-shaped aluminum block and maintain pressure under high temperature, a kind of cam-slider clamping apparatus was designed in this paper, maintaining pressure between friction plate and brake block. The effect of cam speed and transmission speed on clamping force was gained through simulated analysis analyzed of different operational speed on the clamping force, through kinematics and dynamics simulation of clamping mechanism. Coupling analysis of temperature field and stress field was conducted in the thermal insulation box for the brake block in clamping state to gain the displacement changes of clamping mechanism and work piece. Thermal-structural coupling analysis of the clamping apparatus was conducted to analyze the change in displacement of the various components of the clamping mechanism, with the help of the finite element software, in the incubator. The results of the simulation demonstrate that the displacement of the slider in the thermal-structural coupling state was 0.7 mm larger than that in the normal temperature structural state, and leading clamping force to increase by 11.6 N. Owing to the special structural characteristics of clamping mechanism, the change of clamping force will not affect normal loosening of clamping mechanism, so this kind of clamping mechanism, in the paper, can release normally in spite of the change of clamping force, thus working properly meet working requirements under high temperature environment.

clamping mechanism; brake block; motion simulation; thermal-structure coupling

10.3969/j.issn.1673-3851.2017.01.007

2016-06-21

日期：2017-01-03

國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(51475430)；浙江理工大學(xué)521人才培養(yǎng)計(jì)劃項(xiàng)目；浙江理工大學(xué)科研創(chuàng)新團(tuán)隊(duì)專(zhuān)項(xiàng)項(xiàng)目

竺 熔(1991-)，男，浙江寧波人，碩士研究生，主要從事農(nóng)業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)與分析方面的研究。

俞亞新, E-mail：yyxin@zstu.edu.cn

TH112;TH113

A

1673- 3851 (2017) 01- 0035- 07