一種拔銷器的設計與分析

沈濤，何建新，高平

（中電科蕪湖鉆石飛機制造有限公司，安徽蕪湖 241000）

0 引言

設計者注意到，國內多數的工裝制造公司在對工裝產品的裝配過程中，使用的自動化工具非常有限。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，勞動效率不高。為解決上述出現的實際技術問題，設計了一款小型拔銷器，此裝置選用蝸桿及蝸輪作為傳動方式，作為扭矩輸出的蝸輪固定在旋轉軸上，旋轉軸的一端為螺桿，蝸桿轉動，帶動螺桿轉動使螺桿端擰入牽引滑塊尾部的螺孔中。此時，牽引滑塊在定位銷的止轉作用下，無法跟隨旋轉軸轉動，隨著位置已被固定的旋轉軸不斷擰入，牽引滑塊上移至限位處，而在滑塊機構上安裝的牽引桿則跟隨牽引滑塊后縮，同時施加于目標件法向一個拉脫力，從而實現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拆裝工模具，提高效率和質量要求。

1 設計思路

拔銷器結構如圖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構使用蝸桿渦輪傳動，螺桿轉動的過程中螺紋擰入滑塊，帶動滑塊做垂直方向的伸縮移動。

2）為適用于拔除過盈、銹蝕的定位銷，拔銷器整體的結構強度應滿足相應工況，拔銷器在工作的過程中各部分結構受力不得大于屈服強度，各部分結構零件在負載后應力不得大于335 MPa，各部分尺寸變形值不大于±0.5 mm。

3）需滿足多種環境下的操作，拔銷器整體尺寸及重量應緊湊、輕便，且應對多種定位銷，拔銷器的端部能夠集成和切換。另外需進行仿真驗證，設計極端工況，模擬加載相應負載之后，此設計的可靠性。

2 結構參數

裝置采用蝸桿渦輪傳動，動力采用5 速比單級行星直流減速機輸入及搖把機械輸入兩種方式，電機工作時負載單向平穩回轉，為裝置工作部提供約240 N·m 的扭力。據此條件，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GB/T 10085-2018 蝸桿頭數z1與渦輪齒數z2的薦用值[3]，蝸桿頭數z1取4，蝸輪齒數z2取36。

鋁青銅及鑄鐵蝸輪的許用接觸應力

鋁青銅及鑄鐵蝸輪的許用彎曲應力

因蝸桿頭數z1=4，查表蝸桿傳動總效率η的概值，估得η=0.9

蝸輪轉矩T2

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

計算中心距α

蝸桿分度圓直徑d1≈0.68α0.875=97.11 mm

式中z2為渦輪齒數。根據圓柱蝸桿的基本尺寸和參數優選后，m=12.5 mm，d1=112 mm；q=8.96

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

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

蝸桿導程角γ

校核彎曲強度

確定渦輪齒形系數YFa2

查表外齒輪的齒形系數YFa=2.4

以上為傳動機構的基本核心參數，裝置按此系列參數制造。

3 建模分析

3.1 有限元模型

計算裝置作用于作業面上的應力及變形，考慮到計算過程的科學性和可靠性，有限元分析采用了UGNX 內置的FEM 前處理模塊以及NASTRAN 求解器模塊，此任務整個分析過程基于這兩個模塊。

由于裝置結構復雜，為準確計算裝置牽引滑塊工作時所承受的拉力應力，以及作業過程中所產生的應力變形，設計者將對裝置的結構做一系列合理的簡化。詳見圖2 和圖3，把各個對計算結果無影響的剛性固定約束零件視為一個整體，并將這些結構等效于質量分析表面上。將需要計算的結構簡化為3D 網絡單元格，其中圖2 裝置支承部共計286 455 個10 面體單元，網絡444 551 個，圖3 裝置工作部共計33 453 個4 面體單元，網絡55 095 個。

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，作業受力變形曲線如圖4 所示，屈服強度為355 Mpa，理論抗拉強度為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#鋼應力應變曲線

3.3 過盈配合工況采樣

設定一組銷軸、軸套的配合數據，計算工作面接觸壓力計拔出力。已知過盈量е=0.05 mm；摩擦系數μ=0.05；軸套外徑D2=20 mm，軸套內徑D3=16 mm；軸套高度H=40 mm；此過盈銷軸最大拔出力為：

3.4 計算結果

1）工作部有限元分析計算結果。計算主要分析作業過程中，工作部承受載荷后是否影響裝置的結構精度或造成結構失效，設計要求在工作狀態下工作部結構最大承受應力不大于材料屈服強度，尺寸變形不大于±0.25 mm。經計算得知，在裝置工作部Z 軸方向加載載荷，如圖5 所示，最大應力為233.84 Mpa，此分析值未超出材料屈服強度。

圖5 工作部局部應力云圖

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 的設計要求。

圖6 工作部位移云圖

2）支承部有限元分析計算結果。支承部使用環境、受力相同，從而與設計要求相同。見圖7 和圖8。經過有限元分析計算，支承部最大受力為57.19 Mpa，尺寸最大位移為0.0 422 mm，滿足設計要求。

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，計算結果見表1 和表2。

表1 工作部計算結果

表2 支承部計算結果

最大應力/Mpa 最大位移/mm 57.19 0.042

4 結語

本文著重說明裝置的設計思路，尺寸計算過程，通過仿真分析，充分驗證設計是可靠的。區別于以往生產現場所見的拔銷裝置，設計不僅可以充分實現拔除定位銷的功能，且使用場景靈活，較為緊湊的結構適用于多種使用環境。