V63夾緊器下蓋的設(shè)計與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

范磊， 梅駟俊， 宗晨

（1.上海德珂斯機(jī)械自動化技術(shù)有限公司，上海201802 2.上海振華重工（集團(tuán)）有限公司，上海200125）

0 引言

Tuenkers在20世紀(jì)70年代就獲得了肘節(jié)閉鎖功能的夾緊器專利，也是因為這項發(fā)明，為眾多的全自動系統(tǒng)提供了方案。如圖1所示，夾緊器在白車身焊裝車間有廣泛的應(yīng)用，用于夾緊車件于固定工作臺、移動滑撬或者抓具上。

圖1 夾緊器在白車身焊裝車間的應(yīng)用案例

夾緊器的工作原理：通過上下腔體中氣體帶動連桿機(jī)構(gòu)來實現(xiàn)對車件的夾緊與松開。如圖2所示，下腔體進(jìn)氣，上腔體出氣，氣壓推動活塞向上運動，活塞桿帶動連桿，最終，轉(zhuǎn)動軸來帶動夾臂的夾緊；反之，下腔體出氣，上腔體進(jìn)氣為夾緊器的打開過程。打開過程中，下腔體氣壓及活塞運動到底部對夾緊器下蓋產(chǎn)生沖擊，使用不當(dāng)或超過一定循環(huán)次數(shù)后，下蓋容易出現(xiàn)斷裂的情況，如圖3所示。汽車白車身焊裝車間對由于生產(chǎn)設(shè)備維修而導(dǎo)致停線、停產(chǎn)時間有很嚴(yán)格的控制，因此對于設(shè)備、產(chǎn)品的強(qiáng)度、可靠性提出了更高的要求。本文以V63夾緊器產(chǎn)品為研究對象，分析下蓋的斷裂原因，通過拓?fù)鋬?yōu)化法改善其結(jié)構(gòu)和疲勞壽命。

圖2 V63夾緊器的工作原理

1 計算模型的建立

利用SolidWorks軟件，按1：1建立模型，并進(jìn)行靜力學(xué)強(qiáng)度分析，材料定義為356.0-T6永久成型鑄件（SS）,密度為2680 kg/m3,彈性模量為72.4 GPa，屈服強(qiáng)度為152 MPa,抗拉強(qiáng)度為228 MPa，延展性為1.086%。

2 邊界條件和負(fù)載加載

2.1 約束

圖3 V63夾緊器下蓋斷裂

由圖2可知，下蓋是通過四角4顆長螺栓與腔體扁鋼、上蓋固定在一起的。所以，本文中的螺栓安裝面定義面約束，4個通孔定義為僅釋放Z向旋轉(zhuǎn)自由度。

2.2 負(fù)載

按照產(chǎn)品樣本，夾緊器定義了兩種使用方式：循環(huán)周期為1 s和2 s，負(fù)載為產(chǎn)品手冊上定義的最大負(fù)載，如圖4所示。另外，氣缸的標(biāo)準(zhǔn)使用氣壓為0.5 MPa。作用在下蓋上的力的計算，因為涉及不同的負(fù)載、循環(huán)時間、緩存效果，是一個復(fù)雜的氣體動力學(xué)問題，需要通過實驗來核實，不作為本文的討論重點。本文僅應(yīng)用經(jīng)驗及實驗結(jié)論，取加載力F=14400 N，作用面為下蓋的整個內(nèi)凹槽面。

3 應(yīng)力及疲勞壽命仿真結(jié)果與分析

3.1 應(yīng)力仿真結(jié)果分析

Von Mises應(yīng)力如圖5所示；由圖5應(yīng)力分析可知，最大應(yīng)力值為57 MPa,小于材料的屈服強(qiáng)度，滿足靜強(qiáng)度的要求。

圖4 許用最大負(fù)載力矩

圖5 應(yīng)力圖

3.2 疲勞壽命校核理論[1]

疲勞失效以前所經(jīng)歷的應(yīng)力或應(yīng)變循環(huán)次數(shù)稱為疲勞壽命[2]，即應(yīng)力循環(huán)總周期數(shù)。而導(dǎo)致失敗所需的應(yīng)力周期數(shù)實際上是無窮大，即為無限壽命。為了充分利用材料的承載能力并且減輕結(jié)構(gòu)的質(zhì)量，而產(chǎn)生了有限壽命設(shè)計準(zhǔn)則[3]。陳科等[4]遵循有限壽命設(shè)計方法，并按照文獻(xiàn)[5]進(jìn)行理論疲勞強(qiáng)度校核。累積損傷規(guī)律是疲勞研究中最主要的方法，它是估算變幅載荷作用下結(jié)構(gòu)疲勞壽命的基礎(chǔ)，Miner（邁因納法則）線性累計損傷理論形式簡單，使用方便，是目前普遍的疲勞壽命預(yù)測方法?；贛iner理論的基本假設(shè)[6]，通過測量各級應(yīng)力的頻次與零件S-N曲線上的理論頻次之比的累積值就得到零件的損傷量。若試件受到σ1，σ2，…σn，等n個不同級別應(yīng)力的作用，試件在各級應(yīng)力級別下的理論壽命分別是N1，N2，…Nn，而各級應(yīng)力級別下的實際循環(huán)數(shù)為n1，n2，…nn，,則應(yīng)力級別σi的損傷分量為[7]

由公式（1）可得，該試件每個循環(huán)的總損傷為

則該試件可以承受的總周期數(shù)為

則該試件的疲勞壽命為

3.3 疲勞分析算例

本文使用SolidWorks中的疲勞分析模塊，疲勞壽命如圖6、圖7所示。

圖6 改進(jìn)前損失百分比

圖7 改進(jìn)后生命周期

SolidWorks中疲勞分析設(shè)定如下：基于ASME碳鋼曲線，應(yīng)用雙對數(shù)差值法，從材料彈性模量派生疲勞S-N曲線。恒定振幅隨意事件交互作用，用對等應(yīng)力（Von Mises）計算交替應(yīng)力，用Goodman糾正平均應(yīng)力（因為Goodman方法通常適合于脆性材料），疲勞強(qiáng)度縮減因子為1，無限生命。

SolidWorks 中的疲勞結(jié)果，根據(jù)上述的Miner 及Goodman[8]等理論不難理解。

由圖6可知，該事件中下蓋的最高損傷百分比是29.92%，損傷比比較高。

由圖7可知，下蓋的疲勞最薄弱點出現(xiàn)在下蓋前后兩條縱向筋的端部，這與現(xiàn)實中下蓋斷裂口裂紋處一致。

4 拓?fù)鋬?yōu)化與尺寸優(yōu)化

優(yōu)化設(shè)計的過程是建立準(zhǔn)確的優(yōu)化模型，設(shè)定優(yōu)化變量和優(yōu)化目標(biāo)，采用合適的優(yōu)化算法，通過迭代計算，得到最優(yōu)設(shè)計方案[9-10]。本文選用SolidWorks中的Intel Direct Sparse自動解算器，運行靜態(tài)分析，然后再運行拓?fù)渌憷ㄈ鐖D8），算例設(shè)定以最佳強(qiáng)度質(zhì)量比為目標(biāo)，減少30%質(zhì)量為質(zhì)量約束，1.2×最大尺寸模型位移為位移約束，并且控制最小構(gòu)件厚度為3 mm。

通過拓?fù)渌憷Y(jié)果，通過確定移除的質(zhì)量（如圖8中深顏色顯示），指導(dǎo)模型部分關(guān)鍵尺寸優(yōu)化，如表1所示，下蓋的靜強(qiáng)度、疲勞強(qiáng)度均有所提高，而且質(zhì)量僅增加（214-200）÷200=7%，實現(xiàn)了應(yīng)力降低（57-30）÷57=47%。同時，表1中A1尺寸考慮了脫模方便性，表1中T1、T2、D3、D4保證鑄液更好的流動性，增大鑄件最小壁厚（如圖9亮顯的最小壁厚危險面），而進(jìn)一步保證鑄件毛坯質(zhì)量，降低后續(xù)的多道提升質(zhì)量工藝成本，如鑄件表面浸滲。

如表1所示，優(yōu)化后Von Mises為30 MPa,位移為0.025 mm。如圖10、圖11所示，優(yōu)化后該算例中，下蓋可達(dá)無限壽命。結(jié)構(gòu)優(yōu)化方法方面，除了SolidWorks拓?fù)鋬?yōu)化，還可以使用ANSYS Workbench 的多目標(biāo)遺傳算法，Von Mises、合位移及質(zhì)量最小為目標(biāo)，得到多個最優(yōu)解，范磊等[11]詳細(xì)講述了方案。

圖8 拓?fù)渌憷Y(jié)果

圖9 最小壁厚危險面

圖10 改進(jìn)后損壞百分比

圖11 改進(jìn)后生命總數(shù)（周期）

表1 拓?fù)鋬?yōu)化過程

5 結(jié)論

以V63夾緊器產(chǎn)品中易斷裂的下蓋為研究對象，利用SolidWorks軟件建立鑄造件下蓋模型，通過拓?fù)鋬?yōu)化法結(jié)論來指導(dǎo)尺寸優(yōu)化，同時考慮鑄造工藝，采用了有利于脫模效果、鑄液流動性等的尺寸因素。最終實現(xiàn)僅增加質(zhì)量7%，而應(yīng)力降低47%。并且通過反復(fù)多次的疲勞分析及改進(jìn)，確認(rèn)該下蓋已能達(dá)到無限壽命設(shè)計要求，滿足于產(chǎn)品定義的3 000 000次的循環(huán)壽命。