曲軸端面封堵工裝的設計

徐冬華

上海天永智能裝備股份有限公司 上海 201800

1 序言

隨著汽車工業的快速發展，市場競爭日益激烈，越來越多的主機廠在進行品質管控的同時聚焦于降本增效、提升產能，如何有效兼顧產品質量、生產效率和成本投入，成為眾多車企在規劃產線時考慮的重要因素之一。為保證最終成品質量，汽車發動機總成在裝配過程中需進行總成試漏測試，由于試漏測試時發動機并未完成最終裝配，因此一些特定的封堵點需要由工裝封堵。常用的封堵方式有自動封堵和手動封堵，相比自動封堵通過執行單元輸送的較高成本投入，手動封堵采用輕便的封堵工裝由人工實現快速封堵，具有維護成本低，生產效率高等優勢。

2 產品結構

總成試漏時分為冷卻水道試漏和油道試漏，某用戶新規劃的發動機裝配線在總成油道試漏時需要一款工裝來封堵曲軸端面。曲軸端面上有6個M10孔與缸體內部相通，需要封堵，試漏測試壓為0.02～0.04MPa，產品結構如圖1所示。

圖1 產品結構

用戶前期的裝配線上從國外引進的工裝是利用曲軸端面上的6個螺孔用氣動扳手擰入螺釘固定并進行密封，因受工位節拍制約，該工裝在試漏測試完后，需隨發動機流轉至后續節拍寬裕的工位進行拆卸再周轉?，F有方案由于要在兩個工位均配置氣動扳手并由專人轉運，成本較高，因此用戶希望新建裝配線上對此工裝進行優化改善，力求操作簡單便捷，封堵可靠。

通過與用戶溝通，了解到曲軸端部有1 個φ21mm的盲孔，孔徑公差為H9級，且允許工裝使用。據此筆者擬定的設計思路為通過該φ21mm盲孔定位固定工裝，同時封堵端面的螺孔，試漏測試完成后要求工裝可實現在本工位快速裝拆。

3 設計要點

3.1 封堵設計

圖2是該工裝的剖視結構，其本質是一套復合曲柄滑塊機構，設有內、外連桿，鉸接于同一曲柄（圖中未顯示），共享同一動力源。同時內、外連桿又分別與不同的滑塊相連，與外連桿相連的滑塊是調節螺套；與內連桿相連的滑塊是推拉桿。

圖2 工裝剖視結構

根據工藝要求，為實現對6×M10的封堵，設計了線徑一致、內徑不一的兩種O形圈與曲軸軸線同心布置，大O形圈尺寸為φ77.5mm×φ2.62mm，小O形圈為φ48.9mm×φ2.62mm，由壓蓋固定在密封座上，如圖3所示。壓蓋與密封座裝配后會留出兩道截面為直角梯形的環槽，環槽上窄下寬，該設計既能保證O形圈不容易脫落，又留出了O形圈受壓后變形退讓的空間，同時也簡化了相關零件的加工難度，密封座僅需加工截面為矩形的環槽，尺寸精度更容易保證。

圖3 壓蓋與密封座裝配

密封座與調節螺套通過螺紋聯接，軸向位置可微調后由專用緊定螺釘鎖定，調節螺套通過鉸鏈銷與外連桿鉸接，并與導向套滑動配合，當外連桿推動調節螺套沿導向套作軸向滑移時，密封座被推向曲軸端面，兩O形圈會率先與曲軸端面接觸并變形，從而形成1個環形的密封腔，封住分布圓直徑為66mm的6個螺孔。

3.2 封堵反力的設計計算

由測試工藝得知試漏時最大充氣壓為0.04MPa，而由兩O形圈的尺寸可計算出環形封閉區域的作用面積是2982mm2，由此可知要實現可靠封堵至少需要有0.04MPa×2982mm2＝119N的封堵反力。該封堵反力由圖2中的彈性脹套脹緊曲軸端部φ21mm的盲孔來提供，從圖2可以看到內連桿與推拉桿鉸接，當內連桿推動推拉桿前進，推拉桿與錐套中間設有碟形彈簧（簡稱碟簧），三者緊密連接，從而驅動錐套前移。設置碟簧的作用在于當工件因加工誤差孔徑尺寸有變動時，通過壓迫碟簧產生變形能消除工件尺寸變動帶來的影響，確保內外錐始終緊密接觸。而當內外錐頂緊時，彈性脹套擴張與曲軸孔壁緊密貼合時會產生強大的徑向夾緊力W，此徑向夾緊力W乘以彈性脹套與曲軸的摩擦系數μ（按鋼-鋼摩擦取μ＝0.1）[1]就能得到兩者間的摩擦力Ff＝Wμ，該摩擦力必須大于所需的封堵反力，才能保證充壓試漏時工裝不會脫落，即Ff＝Wμ＞119N，由此可得W＞1190N。

彈性脹套脹內孔有推脹和拉脹兩種方式，本工裝選用推脹方式，錐套推動方向與密封圈封堵方向一致，使封堵操作更為簡便、可靠。彈性脹套為薄壁帶錐面的夾緊元件，其結構如圖4所示。錐面端開有軸向槽，開槽數一般根據脹套直徑來確定。開槽數越多，脹套變形阻力越小，但過多的開槽會影響脹套的強度，縮短使用壽命。查夾具設計手冊可知，一般對于作用φ30mm以下的彈性脹套建議開槽數為3，但考慮到此工裝是人工手動操作，無氣動或液壓等動力源，因此為降低勞動強度，減小變形阻力，在推薦的標準上適當增加開槽數，取開槽數為4，即從錐面端看彈性脹套被切成四等分。

圖4 彈性脹套

彈性脹套夾緊力的計算與斜楔夾緊機構相似，但要考慮夾緊時脹套的變形阻力R。每瓣的變形阻力可近似地按弧形斷面的懸臂梁的變形阻力來計算[2]：

驅動彈性脹套變形的軸向作用力：

上述兩式中，α是彈性脹套錐角的一半（°），角度越小增力越大，6°以下機構會自鎖，夾具手冊上推薦為15°[3]，考慮本工裝為手動操做，應適當增大增力比，故取10°；φ1是脹套與套筒間的摩擦角（°），根據摩擦角與摩擦系數的關系式tanφ1＝μ[4]，由三角函數變換可得φ1＝arctanμ，當μ＝0.1時計算得φ1＝5.71°；D是脹套彎曲部分的外徑（m m），設計尺寸為20m m；h是脹套彎曲部分的厚度（mm），設計尺寸為0.9mm；Δ是脹套與曲軸孔的徑向間隙（直徑上）（mm），設計最大間隙為0.2mm；l是夾爪的根部至錐面中點的距離（mm），設計尺寸為46.7mm；E是材料彈性模量（MPa），脹套材料為20CrMnTi，取E＝2.2×105MPa[5]；n是夾爪瓣數，如上所述取n＝4；α1是彈性夾爪每瓣所占扇形角的一半（rad），α1＝π/n＝0.785rad；K是簡化計算系數，n＝4時K＝2000；W是總的徑向夾緊力（N），由上可知W＞1190N；R是夾爪的變形阻力（N），由式1計算可得R＝28.3N；Q是軸向作用力（N），由式2計算可得Q＞342N。

3.3 增力自鎖設計

查《機械設計手冊》中《人機工程學有關功能參數》可知，站立狀態下操作人員的推力平均值約為300N[1]，略小于計算所需的軸向力Q，且目前結構無法自鎖，實際使用時不可能讓操作人員在整個試漏測試過程中保持前推出力狀態。因此目前圖2結構還不適宜人工直接操縱，為了進一步降低操作人員的勞動強度，提高工人的工作效率，同時盡可能地減少工人操作步驟和單個工序的占用時間，在此基礎上還需增加增力自鎖機構，結構如圖5所示。即如前所述的復合曲柄滑塊機構，利用杠桿比來實現增力，利用曲柄滑塊機構具有死點的特性來實現自鎖。實際操作時，通過肉眼觀察對準曲軸端部φ21mm的孔，操作人員雙手分別抓握把手和增力曲柄的圓柄處，由于曲軸上的孔口自帶倒角，脹套φ21mm外圓端部也做相應的引導設計，φ21mm直徑上的間隙控制在0.1～0.2mm，因此人工一手握持把手很容易將工裝插入曲軸端部孔中，此過程中另一手在增力曲柄處起輔助扶正作用，并不發力，待工裝推送到位，密封座上O形圈在接觸工件后，增力曲柄握手處發力，將該手柄前推。由上文所述可知，此過程中圖2中的推拉桿會被內連桿驅動，壓縮推拉桿與錐套中間設有的碟形彈簧，碟形彈簧變形后產生彈力推動錐套前進頂開彈性脹套，進而脹緊曲軸端部內孔；O形密封圈的壓縮變形量可通過密封座與調節螺套的聯接螺紋調節，根據實際測試壓力和相關零件的加工及裝配精度調整后由專用緊定螺釘鎖定，保證增力曲柄前推過程中脹套先脹緊曲軸端部內孔，再壓縮O形密封圈變形實現封堵。圖5中的增力曲柄前推約35°會使曲柄滑塊機構到達死點，此時整個工裝自鎖，封堵住曲軸端面的螺孔。

圖5 增力自鎖機構

由于密封座及其上O形圈在接觸工件之前移動阻力很小，接觸工件后的阻力主要是O形圈的形變阻力，因此驅動密封座及其上的O形圈所需的軸向作用力很小，幾乎可以忽略不計，增力設計時主要考慮驅動脹套的軸向作用力Q，原理如圖6所示。

圖6 增力設計原理

由圖6不難發現30mm長的連桿是二力桿，運用理論力學的知識[6]取分離體計算可知，要使Q＞342N，則曲柄轉矩M應≥3.2N·m，而圖5中增力曲柄的力臂長為155mm，因此實際操作推力大于20N即可進行脹緊封堵；當需要快速裝拆時，增力曲柄上施加反向拉力即可輕松取下該工裝，這個設計結果非常符合用戶的期望。

4 應用效果

最終在實際產線上的應用充分驗證了該工裝設計的可行性與便利性，用戶方面負責產線規劃的外籍專家親自進行了試用，利用該工裝僅需兩三秒即可對曲軸端面進行封堵，封堵可靠性高，用戶對此設計十分滿意。最初此工裝設計僅用于該款發動機三期裝配線，經過一段時間的試生產后，用戶在其二期和四期的裝配線上也應用了該款工裝，并在國內外分廠的參觀人員面前做了操作演示，將該設計推廣到國內外類似產品的裝配線上。

5 結束語

通過曲柄滑塊機構與彈性脹套的巧妙結合，本工裝結構緊湊，操作輕便，可實現對發動機曲軸端面可靠封堵，滿足快速裝拆需求。相比原設計可大幅提高裝配線運轉效率，降低了操作人員的勞動強度，為用戶節省了不必要的物流成本和工具成本，同時對類似產線加工有一定的借鑒價值。