汽車撥叉加工變形超聲振動矯形機構設計

孔憲玉

(巴音郭楞職業技術學院 機械電氣工程學院,新疆 庫爾勒 841000)

隨著“中國制造2025”的提出,整個制造行業得到了飛速發展,汽車行業也是如此,各零部件的加工過程也日趨自動化.撥叉是汽車變速箱的關鍵零部件之一,屬于外形復雜的非標類薄壁件,它的加工精度會影響整個變速箱的性能,甚至會縮短汽車的使用壽命.撥叉當前采用的還是較為傳統的加工工藝,在加工過程中因多次裝夾、切削等工序而易發生永久性的彈塑性變形.目前,國內主要依靠工人根據自己的經驗手工矯正,缺乏系統的、具有針對性的矯正理論,受人的情緒影響很大,因此，會對撥叉的矯正穩定性產生很大的影響[1-2].

為了使零部件的加工形變量在控制范圍之內,海內外諸多專家學者通過優化生產工藝、設計更加合理的夾具等,希望在生產過程中最大限度地控制變形量.但由于生產環境不佳、設備的加工誤差等許多外在因素,撥叉在生產過程中依舊會產生塑性變形.

在傳統加工技術中，常用的矯正方法并不普遍適用,矯正的準確性也不高,而超聲振動可以利用振動消除撥叉的殘余應力,提高撥叉內部應力場的平衡穩定性,防止其產生二次變形[3-4].

本文首先在彈塑性理論基礎上,得到了撥叉的橫向和縱向變形曲線,建立了相應的修正數學模型;然后基于矯正數學模型,利用Solidworks建立了超聲振動矯形機構;最后通過有限元分析軟件對超聲振動矯正機構的諧響應進行了分析,驗證了矯正機構設計的合理性,從而提高了變形撥叉的矯正效果[5].

1 撥叉變形矯正原理分析

1.1 撥叉變形規律分析

在加工過程中,撥叉很容易產生非線性彈塑性變形.在受力加載過程中,撥叉內部的應力平衡會被打破,先產生可逆的彈性變形,當載荷卸載后撥叉即可恢復原狀而不產生變形.當外部載荷超過撥叉的屈服極限Fe時,此時撥叉為使內部應力場重新達到平衡狀態,便會產生不可逆反的塑性變形.卸載后,撥叉會產生一定量的塑性變形δ0,詳細的彈塑性變形原理如圖1所示[6-7].

圖1 彈塑性變形原理圖Fig.1 Elastic-plastic deformation principle diagram

為了了解撥叉在不同維度的變形規律,利用有限元仿真分析,在叉腳末端X方向和Y方向分別施加多組不同的載荷,如圖2所示.

根據有限元分析結果,利用Matlab繪制了叉腳末端X向和Y向的變形規律曲線,如圖3所示.從圖3中可以明確得出,無論是X向或Y向的變形均符合圖1所示的彈塑性變形原理,屬于典型的非線性彈塑性變形,而且獲得的撥叉在X向和Y向的變形趨勢是互不相同的.

圖2 撥叉加載示意圖Fig.2 Dial yoke loading diagram

圖3 撥叉變形規律曲線圖Fig.3 Curve diagramof the deformation law ofdiagonal yoke

1.2 撥叉彈塑性變形矯正模型的建立

在圖1中,變形撥叉的矯正過程與變形過程相似,OE是撥叉的彈性變形階段,且E點是撥叉的屈服極限.當載荷超過E點,撥叉便進入了EC塑性變形階段,假設撥叉的外部載荷在C點卸載,進入卸載階段CA,通常假設卸載路徑與加載路徑相似,并且是一條直線,即CA與OE平行,此時便會產生一個變形量δ0.利用此原理可對撥叉的變形進行矯正,向撥叉變形的反方向施加一個載荷,使其產生一定量的反向變形,如果撥叉的反向變形量與δ0相等,則該載荷就是撥叉的矯正載荷.整個變形矯正過程可用數學模型表示為

(1)

式中:k為彈性變形過程中的斜率;Fe為屈服極限;Fm為矯正載荷.

撥叉在不同維度的變形規律略有不同,因此,其在不同方向的矯正數學模型是有差異的,下面將對X向和Y向的變形矯正數學模型進行分析求解.

撥叉在X向和Y向的彈塑性變形存在一定的差異,因此，其變形矯正模型也是不同的.為了獲得相應的變形矯正數學模型的方程,實測了某傳動公司某個系列撥叉X向和Y向在不同外載荷下的變形量、殘余變形量,并用Matlab對相應的F-δ曲線進行了擬合仿真,如圖4和圖5所示.

依據圖4可以得到撥叉X向塑性變形的數學模型為

(2)

當撥叉的初始變形量為1.105 mm時,則對應的卸載直線方程為

(3)

聯立式(2)和式(3),求得對應的矯正載荷F=2 733.49 N，矯正行程δ=1.807 mm,與實驗結果F=2 734 N,δ=1.810 mm非常相近,誤差非常小,驗證了X向變形矯正力數學模型的準確性.

圖5 Y向塑性變形曲線Fig.5 Y-directional plastic deformation curve

依據圖5可以得出撥叉Y向塑性變形的數學模型為

(4)

當撥叉的初始變形量為1.769 mm時,則對應的卸載直線方程為

(5)

聯立式(4)和式(5),求得對應的矯正載荷F=1 574.351 N，矯正行程δ=2.653 mm,與實驗結果F=1 574 N,δ=2.683 mm非常相近,誤差非常小,驗證了Y向變形矯正力數學模型的準確性.

2 超聲振動矯形機構的設計與分析

2.1 振動矯形機構設計

撥叉彈塑性變形超聲振動矯形機構如圖6所示.該振動矯形機構主要包括驅動系統、傳動機構、變形檢測機構及振動矯形機構.其工作原理主要是利用外形檢測機構采集撥叉的輪廓數據,并將數據輸入計算機進行數據處理和分析,判斷撥叉在加工過程中是否產生了變形;然后通過驅動系統控制傳動機構帶動振動矯形機構運動打撥叉相應的變形部位,對其進行矯正,實現整個機構的變形矯正功能.

圖6 檢測矯形機構外形圖Fig.6 Detection of outline of orthopaedic mechanism

2.2 關鍵零部件諧響應分析

諧響應分析的功能主要是檢測零件整體結構的動力學特性,從而驗證所設計的機構是否可以避免因共振或受迫振動而產生的不良效果[8-9].

變幅桿是超聲振動矯形機構中關鍵的零部件,既要傳遞振動又要承受相應的矯正載荷,因此，必須對變幅桿進行諧響應分析,驗證其動力學特性[10].變幅桿大端與換能器相連,前端與工具頭相連,變幅桿整體較為薄弱的部位就是與工具頭相連的端面.

變幅桿諧響應分析的步驟主要有:首先,在Solidworks中完成變幅桿三維模型的建立;然后,將其導入到Workbench中,設置材料,劃分網格,施加相應的約束和載荷,借助“Harmonic Response”模塊對變幅桿進行諧響應分析.變幅桿是通過自身的法蘭盤進行固定的,因此,須對其法蘭面施加固定約束,又因為矯形系統的最大載荷可能達到5 kN,所以給諧響應所賦予的激勵載荷也為5 kN.

由于變幅桿的工作頻率為20 kHz,因此，諧響應分析中的“Range Minimum”設置為19.5 kHz,“Range Maximum”的值設置為22.5 kHz,求解區間“Solution Intervals”為30,然后對變幅桿前端面的應力、變形和加速度進行了諧響應求解,具體的求解情況如圖7所示[11].

圖7 諧響應求解情況曲線圖Fig.7 Curve diagram of harmonic response solution

由圖7可以看出:應力頻譜曲線出現了一個峰值,當響應頻率為20.9 kHz時,變幅桿前端端面的應力達到了最大,且最大應力為2.43 MPa,相應的應力相位移降幅較大,從180°降到了0°;變形頻譜曲線趨勢與應力頻譜曲線相同,也同樣出現了一個峰值,在頻率達到20.9 kHz時,變幅桿前端端面的位移達到了最大,且最大位移值為1.12 mm,相應的變形相位移降幅較大,從180°降到了0°;當響應頻率為20.9 kHz時,加速度頻譜曲線出現了一個峰值,變幅桿前端端面的加速度達到了最大,且最大加速度的值為1.94×1010mm/s2,加速度相位移與應力、變形相位移相反,從0°升到了180°.

綜上所述,變幅桿應力頻譜曲線的最大值為2.43 MPa,變形頻譜曲線的最大值為1.12 mm,由設計結果可知，變幅桿的總長為136 mm,變形比例為0.82%,變形比例非常小,不會對變幅桿的性能產生影響.

變幅桿的工作頻率為20 kHz,提取變幅桿在諧響應分析中頻率為20 kHz時的應力及變形云圖,如圖8所示.變幅桿的最大應力為18.787 MPa,發生在截面左邊,在材料安全限度以內;最大變形為4.11×10-3mm,發生在變幅桿前端端面處,且其余各處變形位移的分布完全符合振動規律.

圖8 變幅桿應力及變形云圖Fig.8 Stress and deformation nephogram of amplifier

3 矯形效果分析

本文完成了超聲振動矯形機構的設計,如圖9(a)所示.以叉腳彎曲變形為例,利用設計的振動矯形機構對其進行矯正試驗,矯形效果如圖9(b)所示.撥叉初始變形量的最大值為2.929 mm,矯形過后撥叉的殘余變形僅為0.282 mm,矯形率達到了90.4%,驗證了振動矯形方法的可靠性及有效性.

圖9 振動矯形機構及矯形效果圖Fig.9 Vibration orthopaedic mechanism andeffect chart

4 結論

(1) 利用彈塑性理論對撥叉的彈塑性變形進行了分析,得到了叉腳在X向和Y向的變形規律曲線,并針對不同的變形情況建立了相應的矯形數學模型,為振動矯形機構提供了一定指導作用.

(2) 利用振動理論，結合變形矯正模型設計了超聲振動矯形機構,并對關鍵零部件變幅桿做了諧響應分析,驗證了其設計的合理性和正確性.

(3) 利用設計的超聲振動矯形機構對撥叉的塑性變形進行了矯形驗證,結果表明,矯正率達到了90.4%,驗證了超聲振動矯形方法的有效性.