有限元分析在气扳机冲击块设计中的应用
2022-06-09
1.前言
旋转冲击机构是冲击块式气扳机中的关键部件，能够将风动发动机输出轴的扭距放大数十倍，其中冲击块又是旋转冲击机构中的核心零件，冲击块的性能好坏直接影响气扳机的输出扭距和寿命；气动工具行业在设计气扳机的冲击块时，通常参考国外样机的冲击块，但冲击块由于形状复杂、制造误差，参考的样机已经使用过等原因，初始设计的冲击块与原设计相差较大，常常会导致气扳机的输出扭距不足，冲击块的局部位置应力大，易失效；
本文在初始设计的冲击块基础上运用有限元分析的方法，对冲击块进行优化设计，增大了气扳机的输出扭距，降低冲击块的局部应力，延长冲击块的使用寿命.
2.冲击机构的工作原理和冲击块的受力分析
2.1.冲击机构的工作原理
图2-1是本文中研究的冲击机构三维图，主要由扳轴1、托架2、限位销3、限位销4、后冲击块5、前冲击块6组成；
以正向拧紧螺栓为例，托架2在风动发动机的驱动下逆时针旋转，开始拧紧螺栓时，扳轴1受到的阻力距较小，冲击块和扳轴啮合在一起旋转；当螺栓的端面与被连接件的间隙越来越小，逐渐贴紧后，扳轴所受到的阻力距也增大到一定值，后冲击块5在继续与托架一起旋转的同时，由于受到扳轴的反作用力，后冲击块5会绕限位销3的中心，沿着冲击块的外圆弧槽面顺时针方向旋转，滚动到圆弧槽面的终点，后冲击块5绕限位销3旋转一定的角度后，冲击块与扳轴脱开；在托架2带动后冲击块5继续转动过程中，后冲击块5的内腔凸弧面与扳轴1被冲击的凸面接触而产生拨动，使后冲击块5恢复到下次的冲击位置，并随托架绕扳轴空转一圈后又与扳轴再次冲击啮合。冲击机构由风动发动机带动连续运转，产生一次次的冲击，直至螺栓被拧紧。
以上是后冲击块5与扳轴1旋转一周冲击和脱开的情况；由于后冲击块5与前冲击块6的相位相差1800，在后冲击块5与扳轴1的一个凸面冲击和脱开的同时，前冲击块6也与扳轴1的另一个凸面冲击和脱开；
反向松开螺栓时的过程与正转时相同，只需要调整风动发动机的旋转方向。
2.2.气扳机冲击块的受力分析
气扳机空转时，扳轴只受到轴颈与衬套之间的摩擦阻力距作用；当气扳机开始拧紧螺栓到螺栓端面未与被联接件压紧之前，扳轴所受的阻力距为轴颈与衬套之间的摩擦阻力距以及螺纹副上的摩擦阻力距之和；上述两种情况，扳轴受到的阻力距均不大，扳轴对冲击块的反作用力也不大；
当螺栓端面与被连接件贴紧后，螺栓端面与被连接件之间会产生一个与螺栓的旋转方向相反的摩擦力距，此时螺栓不再有较大的角位移，扳轴所收的阻力距迅速增大，冲击块对扳轴一次次的冲击，使扳轴产生一次次的角位移，直至螺栓被完全拧紧关闭气扳机为止；冲击块在对扳轴冲击时，受到的反作用力最大；图2-2是冲击块与扳轴冲击时的状态，T是冲击块与扳轴啮合时的切点，R冲是过T点的冲击圆半径，R冲可以由冲击机构的几何关系求得，F1和F2是限位销对冲击块的支反力，F是扳轴对冲击块的反作用力，F的方向垂直于扳轴的凸面指向冲击块，F是影响冲击块失效的主要因素。
3.动态扭距测试
用动态扭距测试仪，在标准的工作气压90PSI条件下，测试气扳机的输出扭距最大峰值。本文中的动态扭距测试仪，其动态扭距传感器是德国劳恩.梅泰克（LorenzMesstechnik）公司生产，型号DR-12-1000，量程100-1000N.m；
图3-1是参考国外样机初始设计的冲击块，也称初始方案。结合前面对冲击机构的运动分析，根据发生冲击时冲击机构的几何关系，可求出R冲=9.3mm；
用经过热处理的钢材，加工2只符合图3-1的冲击块；为保证实验数据的可比性，先测试参考样机的输出扭距；再对参考样机只更换冲击块，其余零件保持不变，在同等条件下，测出安装了初始方案冲击块的气扳机的输出扭距峰值。见表一。
比较上面的数据可以看出，用初始方案的冲击块直接更换到参考样机上，同样的测试条件下，其输出扭距比参考样机低23%。
4.有限元分析前处理
4.1.三维建模、导模型到Hypermesh中、定义材料属性
选择Pro/E作为建模软件，建成的3D模型见图2-1，冲击块按照图3-3即初始方案建模，将冲击机构的3D模型输出为IGES文件。
选择Hypermesh作为前、后处理软件，导入数据文件IGES生成CAE模型文件。本文根据需要，在Hypermesh中定义基本单位系统：Kg，mm，s；按基本单位系统可推导其它物理量的单位；力：mN；压力：KPa；速度：mm/s；密度：MKg/l。
对于托架和扳轴按照刚性材料定义材料属性，密度7.80e3Kg/m3；按照20CrMnTi定义冲击块和销轴的材料属性，选用理想弹塑性材料模式。表二是20CrMnTi的材料属性参数。
4.2.对模型划分网格
选用四面体作为托架和扳轴的单元类型，选用六面体作为冲击块和限位销的单元类型，对冲击机构划分网格，冲击机构的网格图形如下
4.3.定义冲击机构模型的边界条件
根据2.0中对冲击机构的运动分析，定义冲击机构各个零件的边界条件如表四；
4.4.模型调试和负载的施加
气扳机是由风动发动机通过花键连接给托架施加负载，风动发动机由高压空气驱动，空气可压缩，压力很难保持恒定；冲击块与扳轴冲击后，风动发动机的速度会降低很多；冲击块和扳轴脱开后，风动发动机又会加速旋转；这些导致托架转速不稳定。
本文中用一个模拟的恒定转速施加到托架上，为确保模拟转速产生的力学效果与实际施加负载等效，先要对模型调试，按照下面的方法试算出模拟转速。
4.4.1.由冲击块与扳轴发生冲击时的几何关系，可以求出冲击时的力臂R冲=9.3mm；由动态扭距测试仪测得初始方案的平均输出扭距峰值M=498N.m，可以计算出加载到扳轴上的冲击力F=498×1000/（9.3*2）=26774N（2个冲击块）；F也就是初始方案中发生冲击时，冲击块受到的扳轴反作用力。
旋转冲击机构是冲击块式气扳机中的关键部件，能够将风动发动机输出轴的扭距放大数十倍，其中冲击块又是旋转冲击机构中的核心零件，冲击块的性能好坏直接影响气扳机的输出扭距和寿命；气动工具行业在设计气扳机的冲击块时，通常参考国外样机的冲击块，但冲击块由于形状复杂、制造误差，参考的样机已经使用过等原因，初始设计的冲击块与原设计相差较大，常常会导致气扳机的输出扭距不足，冲击块的局部位置应力大，易失效；
本文在初始设计的冲击块基础上运用有限元分析的方法，对冲击块进行优化设计，增大了气扳机的输出扭距，降低冲击块的局部应力，延长冲击块的使用寿命.
2.冲击机构的工作原理和冲击块的受力分析
2.1.冲击机构的工作原理
图2-1是本文中研究的冲击机构三维图，主要由扳轴1、托架2、限位销3、限位销4、后冲击块5、前冲击块6组成；
以正向拧紧螺栓为例，托架2在风动发动机的驱动下逆时针旋转，开始拧紧螺栓时，扳轴1受到的阻力距较小，冲击块和扳轴啮合在一起旋转；当螺栓的端面与被连接件的间隙越来越小，逐渐贴紧后，扳轴所受到的阻力距也增大到一定值，后冲击块5在继续与托架一起旋转的同时，由于受到扳轴的反作用力，后冲击块5会绕限位销3的中心，沿着冲击块的外圆弧槽面顺时针方向旋转，滚动到圆弧槽面的终点，后冲击块5绕限位销3旋转一定的角度后，冲击块与扳轴脱开；在托架2带动后冲击块5继续转动过程中，后冲击块5的内腔凸弧面与扳轴1被冲击的凸面接触而产生拨动，使后冲击块5恢复到下次的冲击位置，并随托架绕扳轴空转一圈后又与扳轴再次冲击啮合。冲击机构由风动发动机带动连续运转，产生一次次的冲击，直至螺栓被拧紧。
以上是后冲击块5与扳轴1旋转一周冲击和脱开的情况；由于后冲击块5与前冲击块6的相位相差1800，在后冲击块5与扳轴1的一个凸面冲击和脱开的同时，前冲击块6也与扳轴1的另一个凸面冲击和脱开；
反向松开螺栓时的过程与正转时相同，只需要调整风动发动机的旋转方向。
2.2.气扳机冲击块的受力分析
气扳机空转时，扳轴只受到轴颈与衬套之间的摩擦阻力距作用；当气扳机开始拧紧螺栓到螺栓端面未与被联接件压紧之前，扳轴所受的阻力距为轴颈与衬套之间的摩擦阻力距以及螺纹副上的摩擦阻力距之和；上述两种情况，扳轴受到的阻力距均不大，扳轴对冲击块的反作用力也不大；
当螺栓端面与被连接件贴紧后，螺栓端面与被连接件之间会产生一个与螺栓的旋转方向相反的摩擦力距，此时螺栓不再有较大的角位移，扳轴所收的阻力距迅速增大，冲击块对扳轴一次次的冲击，使扳轴产生一次次的角位移，直至螺栓被完全拧紧关闭气扳机为止；冲击块在对扳轴冲击时，受到的反作用力最大；图2-2是冲击块与扳轴冲击时的状态，T是冲击块与扳轴啮合时的切点，R冲是过T点的冲击圆半径，R冲可以由冲击机构的几何关系求得，F1和F2是限位销对冲击块的支反力，F是扳轴对冲击块的反作用力，F的方向垂直于扳轴的凸面指向冲击块，F是影响冲击块失效的主要因素。
3.动态扭距测试
用动态扭距测试仪，在标准的工作气压90PSI条件下，测试气扳机的输出扭距最大峰值。本文中的动态扭距测试仪，其动态扭距传感器是德国劳恩.梅泰克（LorenzMesstechnik）公司生产，型号DR-12-1000，量程100-1000N.m；
图3-1是参考国外样机初始设计的冲击块，也称初始方案。结合前面对冲击机构的运动分析，根据发生冲击时冲击机构的几何关系，可求出R冲=9.3mm；
用经过热处理的钢材，加工2只符合图3-1的冲击块；为保证实验数据的可比性，先测试参考样机的输出扭距；再对参考样机只更换冲击块，其余零件保持不变，在同等条件下，测出安装了初始方案冲击块的气扳机的输出扭距峰值。见表一。
比较上面的数据可以看出，用初始方案的冲击块直接更换到参考样机上，同样的测试条件下，其输出扭距比参考样机低23%。
4.有限元分析前处理
4.1.三维建模、导模型到Hypermesh中、定义材料属性
选择Pro/E作为建模软件，建成的3D模型见图2-1，冲击块按照图3-3即初始方案建模，将冲击机构的3D模型输出为IGES文件。
选择Hypermesh作为前、后处理软件，导入数据文件IGES生成CAE模型文件。本文根据需要，在Hypermesh中定义基本单位系统：Kg，mm，s；按基本单位系统可推导其它物理量的单位；力：mN；压力：KPa；速度：mm/s；密度：MKg/l。
对于托架和扳轴按照刚性材料定义材料属性，密度7.80e3Kg/m3；按照20CrMnTi定义冲击块和销轴的材料属性，选用理想弹塑性材料模式。表二是20CrMnTi的材料属性参数。
4.2.对模型划分网格
选用四面体作为托架和扳轴的单元类型，选用六面体作为冲击块和限位销的单元类型，对冲击机构划分网格，冲击机构的网格图形如下
4.3.定义冲击机构模型的边界条件
根据2.0中对冲击机构的运动分析，定义冲击机构各个零件的边界条件如表四；
4.4.模型调试和负载的施加
气扳机是由风动发动机通过花键连接给托架施加负载，风动发动机由高压空气驱动，空气可压缩，压力很难保持恒定；冲击块与扳轴冲击后，风动发动机的速度会降低很多；冲击块和扳轴脱开后，风动发动机又会加速旋转；这些导致托架转速不稳定。
本文中用一个模拟的恒定转速施加到托架上，为确保模拟转速产生的力学效果与实际施加负载等效，先要对模型调试，按照下面的方法试算出模拟转速。
4.4.1.由冲击块与扳轴发生冲击时的几何关系，可以求出冲击时的力臂R冲=9.3mm；由动态扭距测试仪测得初始方案的平均输出扭距峰值M=498N.m，可以计算出加载到扳轴上的冲击力F=498×1000/（9.3*2）=26774N（2个冲击块）；F也就是初始方案中发生冲击时，冲击块受到的扳轴反作用力。