用戶型纜橋交換機中塑料卡扣的仿真分析與結構優化

摘 要：本文對用戶型纜橋交換機的卡扣尺寸優化進行了仿真模擬研究。通過ANSYS Workbench建立計算模型，采用正交試驗法，主要分析了卡鉤厚度、卡鉤長度、卡鉤寬度、導入角、拆卸角、頂部厚度和配合深度共7個關鍵尺寸對2種評價指標的影響規律和主次關系。結果表明，卡鉤長度、配合深度、導入角和拆卸角對裝入力和拆卸力的影響較顯著，其優化尺寸分別為7mm、25°、55°和0.8mm。基于對應力分布和受力分析的比較，和原卡扣相比，優化后卡扣的裝入力和拆卸力更符合設計要求。

關鍵詞：懸臂卡扣；有限元；正交試驗；結構優化

中圖分類號：TH 131 " " " " " " " " 文獻標志碼：A

用戶型纜橋交換機為廣電同軸網的主流設備[1]，產線有裝配簡易、維修員有拆卸方便的需求。如果卡扣偏緊，拆裝力就會過大，會出現生產和維修不便、卡扣斷裂等現象；如果卡扣偏松，運輸和跌落時就容易脫鉤。因此，在量產中確?？鄣牟鹧b合適、可靠已成為業內結構設計的關鍵技術之一。

在卡扣結構優化方面，柏秋陽等[2]為優化汽車內飾塑料卡扣配合，總結了孔徑、厚度參數對連接性能的影響規律。雷恒等[3]對車門卡扣做了仿真分析，探討了卡扣材料、瓣厚和角度對連接性能的影響。然而，不同外殼尺寸因素的數量和因素間主次關系各不相同，因此需要具體問題具體分析。

本文針對用戶型纜橋交換機的卡扣，以最大裝入力和最大拆卸力為評價指標，研究了卡鉤厚度、卡鉤長度、卡鉤寬度、導入角、拆卸角、頂部厚度和配合深度對評價指標的影響和主次關系，優化了卡扣尺寸，為同行產品的開發提供了設計依據和應用參考。

1 分析模型

1.1 幾何建模與關鍵參數

卡扣模型如圖1所示，其外殼上蓋與底殼通過箭頭所示的8個卡扣實現裝配。由于距離卡扣較遠的殼體對計算結果影響較小且計算機資源有限，因此取單組卡扣為研究對象。取卡鉤厚度T、卡鉤長度L、卡鉤寬度W、導入角α、拆卸角β、頂部厚度X和配合深度Y進行分析，關鍵尺寸如圖2所示。

1.2 網格劃分與邊界條件

外殼上蓋和底殼的材料為ABS塑料，取彈性模量2519MPa，泊松比0.39[4]。載荷與約束如圖3所示，在卡扣母端上施加固定約束，在公端上施加位移約束。網格劃分如圖4所示，劃分網格時，整體選用六面體網格，卡扣接觸區域的加密單元為0.3mm，其余區域單元為1mm。計算域的網格數共17896個，節點70676個。為避免計算在棱邊處不收斂，未注倒角取半徑0.15mm。

分別將卡扣母端和公端設為接觸面和目標面，接觸類型為摩擦接觸。鑒于兩端材質相同，將Behavior（行為）設為Symmetric（對稱）。選增強拉格朗日算法，開啟Adjust to Touch（調整至接觸），消除網格在接觸初期的穿透。因為是面與面接觸，所以高斯點探測法在積分點上計算的應力應變更準確，選On Gauss Point（在高斯點）。更新接觸剛度，設為Each Iteration，Aggressive（每步迭代都強制更新）。

設定整個仿真時間為10s，前5s完成卡扣裝入，后5a完成卡扣脫鉤。開啟子步設置，初始子步數選擇200，最小子步數選擇10，最大子步數為10000。求解器類型選用直接法（Direct），開啟大變形選項。

1.3 評價指標

為了研究方便，將卡扣沿裝配方向下行直到止位的過程中，所需的最大裝入力定義為F1；將卡扣沿拆開方向上行直至脫鉤的過程中，所需的最大拆卸力定義為F2。參考業內對卡扣拆裝力的取值[4-5]，本文認為上蓋和底殼配合的裝入力范圍宜為F1=24N～28N，拆卸力范圍宜為F2=28N～32N。均分到8組卡扣，每組卡扣裝入力為3N～3.5N，拆卸力為3.5N～4N。為便于評估效果，定義裝配力評價指標P1=|F1-3.25|，拆卸力評價指標P2=|F2-3.75|?？梢?，評價指標P1和P2越小，裝入力和拆卸力越接近預期目標。

2 結構優化

2.1 優化方法

單因素試驗法和正交試驗法[6]是卡扣結構優化的常見方法，前者側重觀察單因素的變化對評價指標的影響；后者側重在因素較多、主次不明的情況下，通過少量試驗掌握各因素、各水平間的內在關系。本文針對上述7個關鍵尺寸，將2種研究方法相結合，通過3個步驟進行分析。1）用正交試驗法篩選出4個主要因素[6]。2）用單因素試驗法，分析4個主要因素對評價指標的影響規律，縮小取值區間。3）用正交試驗法，取四因素三水平進行分析。

2.2 七因素二水平研究

針對卡鉤厚度T、卡鉤長度L、卡鉤寬度W、導入角α、拆卸角β、頂部厚度X和配合深度Y，將P1和P2分別作為裝入力和拆卸力的評價指標，選用正交試驗表L8（27）。因素水平設置見表1。

對表1方案進行仿真分析，結果見表2。對表2進行極差分析，結果見表3、表4。

在表3中，K1為某一個因素下，第一個水平的最大裝入力F1之和；K2為第二個水平的最大裝入力F1之和。同理可知，K3為某一個因素下，第一個水平的最大拆卸力F1之和；K4為第二個水平的最大拆卸力F1之和。對于每個水平對評價指標的影響強弱，可比較K值大小，K值越小，表示其對應的水平越接近設計目標。極差R1為K1和K2中較大值和較小值的差，同理，極差R2為K3和K4中較大值和較小值的差，該值越大，表示這個因素對評價指標的影響越大。

如果以裝配力評價指標P1為準，可得7個因素對評價指標的影響從大到小依次為B、D、G、F、A、C、E。

如果以拆卸力評價指標P2為準，這7個因素對評價指標的影響從大到小依次為B、E、G、C、A、D、F。

由于因素D（導入角α）對裝入過程影響較大，而因素E（拆卸角β）對脫鉤過程影響較大。因此綜合考慮后，決定4個主要因素為卡鉤長度L、配合深度Y、導入角α和拆卸角β。

2.3 單因素分析

對某個單因素模型，隨著一個主因素變化，其余3個主因素均為定值，取值見表4。

卡鉤長度L、配合深度Y、導入角α和拆卸角β4個因素對2種評價指標的影響分別如圖5～圖8所示。

由圖5可知，當卡鉤長度L增大，最大裝入力F1和最大拆卸力F2均逐漸遞減。原因是卡鉤長度越長，垂直于卡鉤面上使卡扣偏斜的最大偏斜力越大，而最大拆裝力和最大偏斜力存在正比關系[6]。評價指標P1和P2均呈先降、后升的趨勢，因此卡鉤長度在極小值點5mm～7mm。

由圖6可知，隨著配合深度Y增大，卡鉤上最大偏斜力遞增，導致最大拆裝力也遞增，于是最大裝入力F1和最大拆卸力F2均呈上升趨勢。根據評價指標P1，0.8mm為較優解。根據評價指標P2，該值隨配合深度Y增加而遞減，1.3mm為較優解。綜合考慮，配合深度Y取0.8mm～1.3mm。

由圖7可知，隨著導入角α從20°增至45°，最大裝入力F1從1.75N增至3.3N，可見導入角越大，最大裝入力也隨之增大。原因是導入角越大，垂直于卡鉤面上使卡扣偏斜的最大偏斜力越大，最大裝入力與之成正比[7]，因此呈遞增趨勢。而最大拆卸力F2較平緩，為3.58N～4.33N，可見導入角對其影響效果較小。再觀察評價指標P1和P2，雖然最大裝入力F1在45°時更接近設計目標，但最大拆卸力F2在25°時更優。因此，綜合考慮，導入角α取25°～45°。

由圖8可知，隨著拆卸角β從45°增至85°，最大拆卸力F2逐漸遞增。原因是拆卸角越大，卡鉤上的最大偏斜力遞增，最大拆卸力也隨之呈遞增趨勢。而最大裝入力F1變化不顯著，為1.97N～2.2N，可見拆卸角對其影響較小。綜合考慮評價指標P1和P2，拆卸角β取55°～75°。

2.4 四因素三水平正交試驗

針對卡鉤長度L、導入角α、拆卸角β和配合深度Y，選正交試驗表L9（34）。次要因素為卡鉤厚度T=1.1mm，卡鉤寬度W=4mm，端面厚度X=0.8mm。四因素三水平正交試驗結果和極差分析見表5、表6。

對于因素B（卡鉤長度L），林楊明[7]總結了卡鉤長度宜取5～10倍壁厚，因此本例取7mm。

對于因素D（導入角α），林楊明[7]總結了導入角宜取25°～35°。本研究中，導入角α主要影響裝入過程，因此以指標因素P1結果為先，取25°。

對于因素E（拆卸角β），一般在30°～60°適宜正常脫鉤[7]。在本文中，拆卸角β主要影響脫鉤過程，因此以指標因素P2結果為先，取55°。

因素G（配合深度Y）在脫鉤過程中為第一影響因素，而在裝入過程中它只是第四影響因素，因此以指標因素P2結果為先，取0.8mm。

3 改良前/后的仿真對比

3.1 臨界狀態云圖

在卡扣的裝入和拆卸過程中，最大裝入力和最大拆卸力這2個瞬間為關鍵的臨界狀態。觀察原卡扣和優化后的卡扣在同一臨界狀態下的應力分布、最大裝入力和最大拆卸力，以檢驗優化效果。

對于ABS的力學性能，林微等根據ABS材料在不同溫度下的屈服強度和斷裂伸長率的變化趨勢，取屈服強度為49.94MPa，安全系數n為1.5[8]，根據[σ]=σe/n，得許用應力[σ]為33.3MPa。

在原卡扣的裝入過程中，當裝入力達到最大值19.45N時，卡鉤上的應力云圖如圖9所示。此時，卡鉤根部應力較集中，大多處于47.91MPa～54.75MPa，局部最大應力值為68.44MPa，大于許用應力33.3MPa，不滿足設計目標。

在原卡扣的拆卸過程中，當拆卸力達到最大值12.99N時，卡鉤上的應力云圖如圖10所示。此時，卡鉤根部應力較集中，為99.34MPa～113.53MPa，最大應力值為141.91MPa，遠超屈服強度49.94MPa，卡鉤將斷裂。應力最大值在卡鉤根部邊緣某一點的現象源于原卡鉤根部為直角，未做圓角過渡，因此該處應力值驟增。

在新卡扣的裝入過程中，當裝入力達到最大值3.148N時，卡鉤上的應力云圖如圖11所示。此時，應力最大值為31.5MPa，與原卡扣相比降低了54%，并小于許用應力33.3MPa，滿足設計要求。此外，由于卡鉤根部做了半徑為0.5mm的圓角過渡，因此應力均勻分布在曲面上，與原卡扣集中于部分棱邊和棱角相比，可靠性更高。

在新卡扣的拆卸過程中，當拆卸力達到最大值4.064N時，卡鉤上的應力云圖如圖12所示。此時應力最大值為28.43MPa，與原卡扣相比降低了80%，并小于許用應力33.3MPa。此時，由于卡鉤根部做了半徑為0.5mm的圓角過渡，因此該處最大應力分布比原卡扣均勻，避免了原卡扣應力集中于一點的現象。可見在后續改模時，根部做適當的圓角過渡很有必要。

3.2 力與時間曲線對比

在原卡扣和新卡扣從裝入拆卸的過程中，裝入力、拆卸力隨時間變化的曲線如圖13所示?？梢妰烧咴谙妊b入、后拆卸的10s內，卡扣上須施加的裝入力和拆卸力呈現先增、后減的趨勢。原卡扣上的最大裝入力和最大拆卸力分別為-19.452N和12.986N，偏離預期目標較多。而優化后新卡扣上的最大裝入力和最大拆卸力分別為-3.147N和4.062N，更貼近上文制定的拆裝力標準F1和F2，可實現設計目標。

3.3 原卡扣設計缺陷及失效原因

經過上述研究，可知原卡扣失效的原因如下。1）原卡鉤長度僅為2.6mm，而料厚為1.1mm，兩者比值僅為2.36，偏離了林楊明[7]關于卡鉤長度宜取料厚的5～7倍的結論，因此當卡鉤發生相同形變時，原卡扣比新卡扣產生的偏斜力更大，拆裝力也相應增大，導致拆裝費勁。2）原卡鉤拆卸角為90°，導致拆卸時根部應力超過材料的屈服強度，因此維修時常有卡鉤斷裂。3）原卡鉤的頂部厚度X設計為1.3mm，超過了卡鉤的厚度1.1mm，與林楊明[7]關于卡鉤頂部厚度應小于卡鉤厚度的結論不符，導致裝入過程受阻較大，因此生產時常出現裝配不順暢的現象。

4 結論

本文對用戶型纜橋交換機的卡扣尺寸優化進行了仿真研究，主要分析了7個關鍵尺寸對2種評價指標的影響規律和主次關系。所得結論如下。1）在卡鉤裝入過程中，影響程度從大到小依次是卡扣長度L、導入角α、拆卸角β和配合深度Y。在卡鉤拆卸過程中，影響程度從大到小依次是配合深度Y、卡鉤長度L、拆卸角β和導入角α。2）本款用戶型纜橋交換機的卡鉤優尺寸為卡鉤厚度T=4mm、卡鉤長度L=7mm、卡鉤寬度W=4mm、導入角α=25°、拆卸角β=55°、頂部厚度X=0.8mm和配合深度Y=0.8mm。比較優化前、后，最大裝入力和最大拆卸力均得到了改善，實現了預期目標。

參考文獻

[1]茹偉光，王正軍，倪晨鳴.C-HPAV在NGB接入網中的應用[J].電視技術，2013，37（20）：34-37.

[2]柏秋陽，王輝，郝旭飛，等.汽車內飾塑料卡扣配合結構設計研究[J].塑料工業，2015，43（9）：50-53，56.

[3]雷恒，郭鵬程，林啟權，等.卡扣設計參數對連接性能的影響分析[J].機械設計與研究，2018，34（6）：163-167.

[4]紀?；?Ansys Workbench在卡扣裝配分析中的應用[J].現代制造工程，2008（8）：48-49，131.

[5]吳禮紅，馬騰，姚思捷，等.墻壁開關按鈕卡扣的扣合量對脫扣力的影響研究[J].日用電器，2022（6）：74-78.

[6]于海華.懸臂鉤卡扣裝配有限元分析及優化設計[D].南京：南京理工大學，2009.

[7]林楊明.塑料制品懸臂卡扣連接件設計方法的研究[D].哈爾濱：哈爾濱工業大學，2009.

[8]單輝祖.材料力學（I）[M].北京：高等教育出版社，2006.