一種拔銷器的設(shè)計(jì)與分析

沈濤，何建新，高平

（中電科蕪湖鉆石飛機(jī)制造有限公司，安徽蕪湖 241000）

0 引言

設(shè)計(jì)者注意到，國(guó)內(nèi)多數(shù)的工裝制造公司在對(duì)工裝產(chǎn)品的裝配過程中，使用的自動(dòng)化工具非常有限。例如，夾具定位銷的拆卸，通常都考慮自行制作一種滑塊撞擊拆銷工具，工具由滑塊和桿體組成，桿體前端配有與螺紋定位銷尾部螺牙噬合的螺釘，向拔出定位銷方向撞擊使用，撞擊產(chǎn)生的沖擊力使定位銷松脫、拔除[1]。此種方法，需要人工使出較大勞力，勞動(dòng)效率不高。為解決上述出現(xiàn)的實(shí)際技術(shù)問題，設(shè)計(jì)了一款小型拔銷器，此裝置選用蝸桿及蝸輪作為傳動(dòng)方式，作為扭矩輸出的蝸輪固定在旋轉(zhuǎn)軸上，旋轉(zhuǎn)軸的一端為螺桿，蝸桿轉(zhuǎn)動(dòng)，帶動(dòng)螺桿轉(zhuǎn)動(dòng)使螺桿端擰入牽引滑塊尾部的螺孔中。此時(shí)，牽引滑塊在定位銷的止轉(zhuǎn)作用下，無法跟隨旋轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)動(dòng)，隨著位置已被固定的旋轉(zhuǎn)軸不斷擰入，牽引滑塊上移至限位處，而在滑塊機(jī)構(gòu)上安裝的牽引桿則跟隨牽引滑塊后縮，同時(shí)施加于目標(biāo)件法向一個(gè)拉脫力，從而實(shí)現(xiàn)裝置完成拉脫工作的過程。使用此裝置，可廣泛適用于工裝模具制造企業(yè)拆裝工模具，提高效率和質(zhì)量要求。

1 設(shè)計(jì)思路

拔銷器結(jié)構(gòu)如圖1 所示，主要考慮以下方面。

圖1 拔銷器

1）拔銷器的核心工作結(jié)構(gòu)使用蝸桿渦輪傳動(dòng)，螺桿轉(zhuǎn)動(dòng)的過程中螺紋擰入滑塊，帶動(dòng)滑塊做垂直方向的伸縮移動(dòng)。

2）為適用于拔除過盈、銹蝕的定位銷，拔銷器整體的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度應(yīng)滿足相應(yīng)工況，拔銷器在工作的過程中各部分結(jié)構(gòu)受力不得大于屈服強(qiáng)度，各部分結(jié)構(gòu)零件在負(fù)載后應(yīng)力不得大于335 MPa，各部分尺寸變形值不大于±0.5 mm。

3）需滿足多種環(huán)境下的操作，拔銷器整體尺寸及重量應(yīng)緊湊、輕便，且應(yīng)對(duì)多種定位銷，拔銷器的端部能夠集成和切換。另外需進(jìn)行仿真驗(yàn)證，設(shè)計(jì)極端工況，模擬加載相應(yīng)負(fù)載之后，此設(shè)計(jì)的可靠性。

2 結(jié)構(gòu)參數(shù)

裝置采用蝸桿渦輪傳動(dòng)，動(dòng)力采用5 速比單級(jí)行星直流減速機(jī)輸入及搖把機(jī)械輸入兩種方式，電機(jī)工作時(shí)負(fù)載單向平穩(wěn)回轉(zhuǎn)，為裝置工作部提供約240 N·m 的扭力。據(jù)此條件，蝸桿及渦輪材料考慮使用45#碳素鋼淬火HRC45～HRC48，渦輪使用鋁青銅（ZCuAl1Fe3）翻砂鑄造[2]。根據(jù)GB/T 10085-2018 蝸桿頭數(shù)z1與渦輪齒數(shù)z2的薦用值[3]，蝸桿頭數(shù)z1取4，蝸輪齒數(shù)z2取36。

鋁青銅及鑄鐵蝸輪的許用接觸應(yīng)力

鋁青銅及鑄鐵蝸輪的許用彎曲應(yīng)力

因蝸桿頭數(shù)z1=4，查表蝸桿傳動(dòng)總效率η的概值，估得η=0.9

蝸輪轉(zhuǎn)矩T2

確定使用系數(shù)kA、綜合彈性系數(shù)zE、確定接觸系數(shù)zp。kA=1.1；zE=160；zp=2.8

計(jì)算中心距α

蝸桿分度圓直徑d1≈0.68α0.875=97.11 mm

式中z2為渦輪齒數(shù)。根據(jù)圓柱蝸桿的基本尺寸和參數(shù)優(yōu)選后，m=12.5 mm，d1=112 mm；q=8.96

根據(jù)上述取值代入公式α=0.5 m(q+z2)=281 mm ＞274.58 mm；此套參數(shù)剛度滿足

蝸桿頂圓直徑da1=m(q+2)=137 mm

蝸輪喉圓直徑da2=m(z2+2)=475 mm

蝸桿齒根圓直徑df1=m(q-2.4)=82 mm

蝸輪齒根圓直徑df2=m(z2-2.4)=420 mm

徑向間隙c=0.2 m=2.5 mm

蝸桿導(dǎo)程角γ

校核彎曲強(qiáng)度

確定渦輪齒形系數(shù)YFa2

查表外齒輪的齒形系數(shù)YFa=2.4

以上為傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的基本核心參數(shù)，裝置按此系列參數(shù)制造。

3 建模分析

3.1 有限元模型

計(jì)算裝置作用于作業(yè)面上的應(yīng)力及變形，考慮到計(jì)算過程的科學(xué)性和可靠性，有限元分析采用了UGNX 內(nèi)置的FEM 前處理模塊以及NASTRAN 求解器模塊，此任務(wù)整個(gè)分析過程基于這兩個(gè)模塊。

由于裝置結(jié)構(gòu)復(fù)雜，為準(zhǔn)確計(jì)算裝置牽引滑塊工作時(shí)所承受的拉力應(yīng)力，以及作業(yè)過程中所產(chǎn)生的應(yīng)力變形，設(shè)計(jì)者將對(duì)裝置的結(jié)構(gòu)做一系列合理的簡(jiǎn)化。詳見圖2 和圖3，把各個(gè)對(duì)計(jì)算結(jié)果無影響的剛性固定約束零件視為一個(gè)整體，并將這些結(jié)構(gòu)等效于質(zhì)量分析表面上。將需要計(jì)算的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化為3D 網(wǎng)絡(luò)單元格，其中圖2 裝置支承部共計(jì)286 455 個(gè)10 面體單元，網(wǎng)絡(luò)444 551 個(gè)，圖3 裝置工作部共計(jì)33 453 個(gè)4 面體單元，網(wǎng)絡(luò)55 095 個(gè)。

圖2 裝置支承部分析模型

圖3 裝置工作部分析模型

3.2 主要材料

裝置支承部、工作部均使用了45#鋼材料，作業(yè)受力變形曲線如圖4 所示，屈服強(qiáng)度為355 Mpa，理論抗拉強(qiáng)度為600 Mpa，密度為7 850 kg/m，彈性模量E=200 Gpa，泊松比μ=0.25。

圖4 45#鋼應(yīng)力應(yīng)變曲線

3.3 過盈配合工況采樣

設(shè)定一組銷軸、軸套的配合數(shù)據(jù)，計(jì)算工作面接觸壓力計(jì)拔出力。已知過盈量е=0.05 mm；摩擦系數(shù)μ=0.05；軸套外徑D2=20 mm，軸套內(nèi)徑D3=16 mm；軸套高度H=40 mm；此過盈銷軸最大拔出力為：

3.4 計(jì)算結(jié)果

1）工作部有限元分析計(jì)算結(jié)果。計(jì)算主要分析作業(yè)過程中，工作部承受載荷后是否影響裝置的結(jié)構(gòu)精度或造成結(jié)構(gòu)失效，設(shè)計(jì)要求在工作狀態(tài)下工作部結(jié)構(gòu)最大承受應(yīng)力不大于材料屈服強(qiáng)度，尺寸變形不大于±0.25 mm。經(jīng)計(jì)算得知，在裝置工作部Z 軸方向加載載荷，如圖5 所示，最大應(yīng)力為233.84 Mpa，此分析值未超出材料屈服強(qiáng)度。

圖5 工作部局部應(yīng)力云圖

尺寸位移見圖6，工作部端部最大變形0.0 557 mm，未超過±0.25 mm 的設(shè)計(jì)要求。

圖6 工作部位移云圖

2）支承部有限元分析計(jì)算結(jié)果。支承部使用環(huán)境、受力相同，從而與設(shè)計(jì)要求相同。見圖7 和圖8。經(jīng)過有限元分析計(jì)算，支承部最大受力為57.19 Mpa，尺寸最大位移為0.0 422 mm，滿足設(shè)計(jì)要求。

圖7 支承部受力云圖

圖8 支承部位移云圖

最終整理此樣本，在拔出過盈銷軸的工況下，計(jì)算結(jié)果見表1 和表2。

表1 工作部計(jì)算結(jié)果

表2 支承部計(jì)算結(jié)果

最大應(yīng)力/Mpa 最大位移/mm 57.19 0.042

4 結(jié)語

本文著重說明裝置的設(shè)計(jì)思路，尺寸計(jì)算過程，通過仿真分析，充分驗(yàn)證設(shè)計(jì)是可靠的。區(qū)別于以往生產(chǎn)現(xiàn)場(chǎng)所見的拔銷裝置，設(shè)計(jì)不僅可以充分實(shí)現(xiàn)拔除定位銷的功能，且使用場(chǎng)景靈活，較為緊湊的結(jié)構(gòu)適用于多種使用環(huán)境。