V63夾緊器下蓋的設計與結構優化

范磊， 梅駟俊， 宗晨

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

0 引言

Tuenkers在20世紀70年代就獲得了肘節閉鎖功能的夾緊器專利，也是因為這項發明，為眾多的全自動系統提供了方案。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構來實現對車件的夾緊與松開。如圖2所示，下腔體進氣，上腔體出氣，氣壓推動活塞向上運動，活塞桿帶動連桿，最終，轉動軸來帶動夾臂的夾緊；反之，下腔體出氣，上腔體進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生沖擊，使用不當或超過一定循環次數后，下蓋容易出現斷裂的情況，如圖3所示。汽車白車身焊裝車間對由于生產設備維修而導致停線、停產時間有很嚴格的控制，因此對于設備、產品的強度、可靠性提出了更高的要求。本文以V63夾緊器產品為研究對象，分析下蓋的斷裂原因，通過拓撲優化法改善其結構和疲勞壽命。

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，并進行靜力學強度分析，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，屈服強度為152 MPa,抗拉強度為228 MPa，延展性為1.086%。

2 邊界條件和負載加載

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向旋轉自由度。

2.2 負載

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

3 應力及疲勞壽命仿真結果與分析

3.1 應力仿真結果分析

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

圖4 許用最大負載力矩

圖5 應力圖

3.2 疲勞壽命校核理論[1]

疲勞失效以前所經歷的應力或應變循環次數稱為疲勞壽命[2]，即應力循環總周期數。而導致失敗所需的應力周期數實際上是無窮大，即為無限壽命。為了充分利用材料的承載能力并且減輕結構的質量，而產生了有限壽命設計準則[3]。陳科等[4]遵循有限壽命設計方法，并按照文獻[5]進行理論疲勞強度校核。累積損傷規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構疲勞壽命的基礎，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測方法。基于Miner理論的基本假設[6]，通過測量各級應力的頻次與零件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個不同級別應力的作用，試件在各級應力級別下的理論壽命分別是N1，N2，…Nn，而各級應力級別下的實際循環數為n1，n2，…nn，,則應力級別σi的損傷分量為[7]

由公式（1）可得，該試件每個循環的總損傷為

則該試件可以承受的總周期數為

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 改進前損失百分比

圖7 改進后生命周期

SolidWorks中疲勞分析設定如下：基于ASME碳鋼曲線，應用雙對數差值法，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，用對等應力（Von Mises）計算交替應力，用Goodman糾正平均應力（因為Goodman方法通常適合于脆性材料），疲勞強度縮減因子為1，無限生命。

SolidWorks 中的疲勞結果，根據上述的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在下蓋前后兩條縱向筋的端部，這與現實中下蓋斷裂口裂紋處一致。

4 拓撲優化與尺寸優化

優化設計的過程是建立準確的優化模型，設定優化變量和優化目標，采用合適的優化算法，通過迭代計算，得到最優設計方案[9-10]。本文選用SolidWorks中的Intel Direct Sparse自動解算器，運行靜態分析，然后再運行拓撲算例（如圖8），算例設定以最佳強度質量比為目標，減少30%質量為質量約束，1.2×最大尺寸模型位移為位移約束，并且控制最小構件厚度為3 mm。

通過拓撲算例結果，通過確定移除的質量（如圖8中深顏色顯示），指導模型部分關鍵尺寸優化，如表1所示，下蓋的靜強度、疲勞強度均有所提高，而且質量僅增加（214-200）÷200=7%，實現了應力降低（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），而進一步保證鑄件毛坯質量，降低后續的多道提升質量工藝成本，如鑄件表面浸滲。

如表1所示，優化后Von Mises為30 MPa,位移為0.025 mm。如圖10、圖11所示，優化后該算例中，下蓋可達無限壽命。結構優化方法方面，除了SolidWorks拓撲優化，還可以使用ANSYS Workbench 的多目標遺傳算法，Von Mises、合位移及質量最小為目標，得到多個最優解，范磊等[11]詳細講述了方案。

圖8 拓撲算例結果

圖9 最小壁厚危險面

圖10 改進后損壞百分比

圖11 改進后生命總數（周期）

表1 拓撲優化過程

5 結論

以V63夾緊器產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，通過拓撲優化法結論來指導尺寸優化，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。最終實現僅增加質量7%，而應力降低47%。并且通過反復多次的疲勞分析及改進，確認該下蓋已能達到無限壽命設計要求，滿足于產品定義的3 000 000次的循環壽命。