機加大型薄壁筒段專用支撐架的設計與應用*

馮鵬升 楊愛萍 王麗鵬 王江勇 李 青

(山西航天清華裝備有限責任公司，山西 長治 046000)

大型薄壁筒段作為航天裝備的關鍵件，筒段的加工質量對最終產品的成敗起到至關重要的作用，而航天薄壁筒段一般又具有大直徑、薄壁厚的特點，故切削力造成的筒段變形問題一直是困擾車間的一道難題。

目前，國內外很多學者都對薄壁結構件切削加工進行過研究，郭魂[1]等人利用數值仿真方法，在走刀路徑上進行改變，通過工藝角度研究薄壁框類零件加工變形和尺寸方面的影響；黃志剛[2]第一次考慮毛坯初始應力,綜合切削力、裝夾及機加路徑等因素，建立了車削有限元模型進行分析；國外學者OkushimaW[3]和KlameckiW[4]等利用數值分析方法對切削加工過程仿真進行研究；

Guo[5]等人通過建立了斜切削加工有限元模型,預測了切削力和殘余應力分布等。雖然都進行了強有力的理論分析，但是如何讓車間利用一套專用工藝裝備便可輕松解決加工的問題卻少有研究，而這具有重要的研究意義[6]。

以某薄壁筒段為研究對象，利用繪圖軟件UG建立筒段的三維實體模型；將UG實體模型導入Workbench中，對模型進行網格的劃分，把計算得出的切削力和壓板壓力，作為外載荷和邊界條件進行有限元分析，可知筒段局部變形嚴重。使用專用工裝后，再次進行有限元分析，解決了機加薄壁筒段的變形問題。

1 建立有限元模型及性能分析

1.1 幾何模型的建立

進行有限元分析之前，在三維軟件UG中建立筒段模型。首先，出于公開的要求，對模型直徑及相關尺寸均做適當的修改；其次，去掉筒段兩端的螺紋孔、法蘭板及筋板，因為這些細節不會對剛度有多大影響；再次，簡化模型有利于其網格的劃分，可提高軟件的計算、分析效率。簡化后的筒段模型如圖1所示。

1.2 定義材料屬性以及網格的劃分

由筒段CAD圖紙可知，由材料為Q345A的鋼板卷制而成，查機械設計手冊[7]得：其彈性模量Ex=2×105MPa，泊松比μ=0.3，密度為7.8×10-6kg/mm3。鑒于筒段主要是由鋼板卷制而成，故采用10節點的四面體SOLID92單元[8]，方便網格的劃分及分析計算。將實體模型導入Workbench軟件中對其進行幾何清理，然后劃分網格，采用中等長度自由劃分網格方法，共計得到144 078個節點和20 460個單元。

1.3 定義約束和載荷

薄壁筒段如圖1所示放在立車上進行外圓的車削加工，F為車刀上受到的合力。在實踐中，為了方便測量和應用，將合力分解為作用在刀具上的3個相互垂直的分力Fc、Fp、Ff，如圖2所示。其中Fc為主切削力，是主運動方向上的切削分力；Fp為背向力，是吃刀方向上的切削分力；Ff為進給力，是進給運動方向上的分力。

根據《機械加工工藝師手冊》[9]可知，目前的切削力公式，都是以具體材料為基礎，通過大量實驗和數據歸納出來的經驗公式，其車削力計算公式如下所示：

(1)

式中：Fc、Fp和Ff分別表示主切削力、背向力和進給力；CFc、CFp和CFf為系數，當加工材料為結構鋼，刀具材料為硬質合金，加工形式為外圓車時，其值分別為2 650、1 950、2 880；xFc、yFc、nFc、xFp、yFp、nFp、xFf、yFf、nFf是對切削力參數影響的參數值，其值分別是1.0、0.75、-0.15、0.9、0.6、-0.3、1.0、0.5、-0.4；KFc、KFp、KFf表示各因素對切削力的修正系數之積，此時均為1。

其車削功率計算表達式為：

Pm=Fc·V/6×10-4

(2)

式中：Pm為切削功率， kW；V為切削速度，m/min。

將切削參數和指數代入式(1)和(2)可得：Fc=3 382 N、Fp=1 481 N、Ff=1 738 N、Pm=1.13 kW。

筒段固定時，其上平面均勻分布8個壓板對其進行壓緊固定，壓板上連接的拉桿采用螺栓連接，筒段靠預緊力與工作臺進行緊密貼合。假設每個螺栓上產生的預緊力相同，且摩擦力均集中在螺栓的中心處。其擰緊力矩的計算公式[10]為：

T=KF′d

(3)

式中：d為螺紋的公稱直徑，mm；F′為預緊力，N；K為擰緊力矩系數。現場通過數顯扭矩扳手測得扭矩T=300 N·m，拉桿端部為M20的螺紋，K取0.2，可得預緊力F′=75 000 N。

在Workbench中，將上述計算的切削分力分別施加于筒段上某一點，在筒段上平面均勻分布8個位置共同施加預緊力，如圖3所示。

1.4 筒段模型有限元分析

通過施加切削力和預緊力，在Workbench軟件中對筒段進行靜力學有限元分析。計算求得的其變形云圖和等效應力云圖分別如圖4和圖5所示。

從圖4和圖5中可以看出，筒段的整體最大變形和最大等效應力均出現在車刀處，最大變形量為0.69 mm，最大應力為177.7 MPa。Q345A的板材卷制而成的筒段，材料厚度小于16 mm時，其屈服強度為345 MPa，安全系數為1.9，可知筒段的強度滿足生產要求，但其變形量無法滿足生產要求。

2 支撐架的設計與分析

2.1 幾何模型的建立

車削大型薄壁筒段，尤其是在背向力的作用下，筒段很容易產生振動和變形，切削熱也可以引起工件熱變形。經過軟件分析和車間操作實踐，車削大型薄壁筒段必須采用支撐架對其車削變形進行控制。

經過經驗積累[11]和車間使用驗證，機加薄壁筒段專用支撐架如圖6所示。

外支撐用于對筒段內壁的環形支撐，在自由狀態下，外支撐的直徑小于筒段內壁，便于支撐架放進筒段中。當支撐架放置合適位置后，轉動伸縮螺栓，通過卡管推動外支撐進行擴張，直至外支撐和筒段內壁完全緊密貼合。筒段外圓車削完成后，通過再次轉動伸縮螺栓，使得外支撐恢復至自由狀態，取出支撐架。該支撐架主要由4件外支撐、1件內支撐、24件卡管、24件伸縮螺栓、4件連接耳及相關標準件組成。

2.2 關鍵零部件受力分析

外支撐對整個筒壁起支撐作用，其強度和剛度直接影響筒段的加工質量。將上文計算的約束和載荷施加在外支撐上，對其進行有限元分析，計算求得的其變形云圖和等效應力云圖分別如圖7和圖8所示。

從圖7和圖8中可以看出，外支撐的整體最大變形和最大等效應力均出現在車刀處，最大變形量為0.008 mm，最大應力為23.9 MPa。其強度、剛度和最大變形均能滿足加工要求。

卡管的剛度直接決定外支撐的撐開角度，以同樣的切削力和壓力施加在卡管上，對其進行有限元分析，計算求得變形云圖和等效應力云圖分別如圖9和圖10所示。

從圖9和圖10中可以看出，卡管的最大變形量為0.003 mm，最大應力為14.4 MPa。其強度、剛度和最大變形均能滿足要求。

伸縮螺栓原材料采用45鋼，外螺紋是公稱直徑為36 mm的矩形齒，矩形齒旋轉時便于卡管在直徑方向上向外移動。查《機械設計手冊》可知，45鋼的屈服點為355 MPa，安全系數取為2，經計算可得，每一根伸縮螺栓可承載57 510 N的軸向力，完全符合使用要求。

3 使用支撐架后性能驗證

考慮筒段切削變形實際情況，結合車削工藝技術要求，將一定數量的支撐架放置筒段的適當位置，裝配后的模型如圖11所示。

再次對筒段施加相同的切削力和外載荷進行有限元分析，由于支撐架結構相對復雜，計算時間長、難度大，故分析時對支撐架進行了簡化，分析計算求得的其變形云圖和等效應力云圖分別如圖12和圖13所示。

對裝配支撐架的筒段進行有限元分析，得到其與未裝配支撐架時筒段的最大變形和最大應力的對比，結果如表1所示。

表1 裝配支撐架前后筒段性能指標

從表1中可以看出，與未裝配支撐架相比，裝配支撐架的筒段其最大變形量減小了99%，最大應力減小了75.5%，其車削性能在整體上得到改善。

4 結語

通過對大型薄壁筒段進行有限元分析，得出其切削變形大，無法滿足生產需求等缺陷。基于分析結果，結合車間實際，設計一種控制筒段機加變形的支撐架。通過對支撐架進行分析，可知支撐架的剛度和強度符合車削要求。將筒段裝配支撐架后再次進行受力分析，可知其最大變形減小了99%，最大應力減小了75.5%，車削筒段時各項性能均得到一定的改善。目前，該支撐架在生產中得到推廣使用。