压装工艺（通用7篇）
压装工艺 篇1
0引言
传动轴是汽车驱动系统的核心构件,通常采用压装工艺进行连接[1],它包括中间传动轴和后传动轴两部分。以中间传动轴轴为例,中间轴由套管叉、凸缘叉和轴管组成,通过过盈冷压装工艺把套管叉和凸缘叉压装在轴管的两头。
传统的压装如滚动轴承、机车轮对都为单端压装,从一侧压装轴承内圈到固定位置,且在压装时,被压装件轴向长度比较短且为全接触,刚度较好。而这与传动轴压装有很大的不同,如传动轴压装为两端压装、被压装件为薄壁管且长度较长、结构性差、轴管为卷制件存在焊接应力[2]、表面品质差等。这些不同对传动轴压装后的影响,与传统压装的区别,借助于现代有限元方法对压装工艺进行论证对比。
1有限元模拟仿真
压装是典型的边界非线性问题,两接触体间的接触面积和压力分布随外载荷的变化而变化,接触体的变形和接触边界的摩擦作用使得部分边界条件随加载过程而变,且不可恢复[3,4]。
使用ABAQUS软件对6700系列中间传动轴压装进行仿真计算,其中轴管直径d89mm,两端外径为d83mm,壁厚2.5mm。接触面轴向单边长度为14mm,材料弹性模量为2.1×105MPa,泊松比0.3,摩擦系数取0.12。为了减少计算量,降低收敛难度,对传动轴结构模型做以下优化:建模时套管叉、凸缘叉只取与轮座面附近的一段;由于其对称性,轴管采用可以减轻剪切自锁的CAX4I单元模型(非协调模式四结点双线性轴对称四边形单元[1])进行计算;套管叉和凸缘叉相对于轴管变形量比较小,两者都取为解析刚体;传动轴压装采用隐式算法的面对面接触有限滑动仿真计算;加载方式为固定套管叉最左端端面上的轴向位移,在凸缘叉右端面上施加轴向位移边界条件。中间轴简化后的接触关系见图1。
2仿真结果及分析
压装载荷主要是用来克服接触面间的摩擦阻力,大小由过盈量,接触面长度,摩擦系数,结构参数等决定[5]。过盈量在传统压装对传动轴压装载荷和形变最大,但在传动轴两端压装时是否仍为主要因素,按照传动轴压装专机的加工能力和实际压装时可能出现的情况,分别对轴管长度变化、过盈量不同等多种结合形式下,传动轴压装专机的载荷曲线及传动轴轴管在接触面的径向塑变U1和轴向应力S33等进行分析。
为了更好地观测轴管的应力和塑变情况,轴管接触面大于实际接触面的轴向长度。其中左侧接触面为从左侧端面开始向轴右侧50个网格长度,右侧端面选择从右侧端面向左侧50个网格长度[6]。
2.1过盈量对传动轴接触面塑性变化及压装曲线的影响
根据过盈量的特殊性,对过盈量对轴管的影响进行分析。选取轴管长度950mm,两端单边过盈量分别取0.3mm,0.4mm,0.5mm,获得支反力,左右两端轴向应力,两端径向塑变见图2。
图2(a)为不同过盈量下的压装曲线;图2(b),图2(c)分别为左侧、右侧接触面在不同过盈量下的变形情况;图2(d),图2(e)分别为轴管左端和右端接触面的轴向应力分布图S33。从图2中可以明显看出过盈量对压装载荷,压装曲线,左右两侧的直接影响。在相同的压装过程下,过盈量越小,压装力,两端的轴向应力和径向变形越小且变化越平缓。其中过盈量为0.3mm轴管两端的最大变形为左端为0.2880mm; 右端为0.2818mm;过盈量为0.4mm,轴管两端的最大变形为左端为0.3838mm; 右端为0.3756mm;过盈量为0.5mm,轴管两端的最大变形为左端为0.4788mm; 右端为0.4694mm;过盈量为0.3mm,0.4mm,0.5mm情况下,轴向支反力分别为969801N,1293380N,1615410N。在卸载时轴向应力分别为950.11MPa,1222.2MPa,1403MPa,卸载的位置右端位置相差0.4mm,左端最大相差3.2mm。过盈量对轴管径向变形量,轴向应力,轴向支反力的影响明显,卸载位置有较大偏差。
2.2传动轴长度对轴管接触面的影响
传动轴压装设备一般都可以压装多种规格的传动轴,但同一种规格的轴管长度也变化不一。在对加载过程,边界条件和分析步等不做修改,选取过盈量为0.5mm的轴管尺寸分别为950mm,1300mm,1700mm。
如图3(a)所示左端支反力曲线基本不变,图3(b),3(c)中可以看出,轴管左侧的径向变形里,在左侧变形最大,变形量为0.479mm,沿着接触面向右侧线性衰减,在接近圆弧过渡处下降明显。径向长度为80mm的位置左端径向变形量仍然达到0.25mm。与左侧接触面径向变形图3(c)情况类似,右侧轴管在压装后右侧变形最大变形量为0.470mm,轴管轴向长度为25mm,右侧变形为零。从左右两端的径向塑变图3(b),3(c)中可以看出,虽然两端的变形量比较接近,但轴向的变形长度,左侧变形范围更大。右端变形较平稳连续,且范围比左侧窄,右侧能量释放比左侧快。
图3(d),图3(e)为轴管两端轴向的应力,左侧最大应力为2.608E3MPa,沿着接触面逐渐降低,在圆弧过渡处有一个较大波动,沿着圆弧逐渐释放。右侧与左侧类似,右侧最大应力为2.20E3MPa,只是右侧能量衰减更为平稳,抖动较小,且衰减更快,轴向长度25mm处,应力为1.6E3MPa,而左侧此处应力为2.4E3MPa。
可以看出,在保证过盈量,传动轴对中性和刚性的情况下,轴管长度对于传动轴两端的塑变和应力几乎没有影响,同一类型的传动轴压装不需要考虑其长度影响。
2.3不同过盈组合对压装的影响
通常情况下,轴管两端的过盈配合量一定是不相同的,但一端过盈配合量的大小对另一端的压装品质影响情况。可以通过固定轴管一端过盈配合量,对另一端采用不同的过盈配合,对比不同过盈量对另一端的压装的支反力,应力和塑变情况[7](图4)。
图4为中间轴管长度为950mm情况下,右端过盈量为0.5mm,左端过盈量分别为0.3mm或0.4mm或0.5mm的情况下对左端的支反力曲线,沿左侧接触面的右端应力及塑变曲线对比,可以看出只是在右端轴向应力卸载时有很小的变化。左端支反力载荷曲线在加载中相同,支反力最大值为1.617E6N,左端变化量不同对左端支反力曲线没有影响。
图5为轴管长度为950mm情况下,对于左端过盈量为0.5mm,右端过盈量0.3mm或0.4mm或0.5mm的左端的支反力曲线,沿左侧接触面的左端应力及塑变曲线对比。
从图4,图5中足见,另一端的过盈量对另外一侧配合在两端径向变形,和轴向应力没有影响。因此,两端压装相对于单端压装,加载的一端变形较大,且不平稳。轴管长度和不同过盈组合对压装没有影响,影响最大的为过盈量。对左端支反力曲线的影响比较明显,最大值809814N,1.2934E6N,1.617E6N。
3结论
通过使用有限元分析方法对汽车传动轴压装工艺与传统压装的不同之处进行分析,可知两端压装时,在传动轴刚性和对中性良好的情况下,轴管长度对轴管两端的径向变形,轴向载荷影响不大;一端的不同过盈量对另一端压装的影响对轴向支反力影响较大,对径向变形和轴向应力影响不大,因此在工艺设计时,不必着重考虑轴管长度,和不同过盈配合对轴管变形和应力的影响,只需对过盈量,压装接触面长度进行重点设计即可。但在压装时不能忽略两端的夹紧定位、对中性和轴管形位公差、接触面的表面品质等对压装的影响,而这些细节对压装的影响很难一一在有限元在进行论证,更多需要经验的积累。
参考文献
[1]石亦平,周玉蓉.Abaqus有限元分析实例详解[M].北京:机械工业出版社,2006.
[2]许小强,赵洪伦.过盈配合应力的接触非线性有限元分析[J].机械设计与研究,2000,(1).
[3]张剑,魏伟.车辆轮对压装过程的仿真[J].大连铁道学院学报,2002,23(2):32-33.
[4]高慧辉,华晓青.C/H-Car传动轴压入焊接专机的有限元分析[J].机械设计与制造,2008,(2).
[5]岳立峰,窦广旭.轮对压装工艺分析[J].冷热工艺,2005,(3).
[6]H.Y.Kim,C.Kim,W.B.Bae,S.M.Han Development of opti-mization technique of warm shrink fitting process for automotivetransmission parts(3D FE analysis)Journal of Materials Process-ing Technology,Volumes 187-1881,2 June 2007,Pages 458-462.
[7]M.Y.Sun,S.P.Lu,D.Z.Li,Y.Y.Li,X.G.Lang,S.Q.Wang Three-dimensional finite element method simulation andoptimization of shrink fitting process for a large marine crankshaftMaterials&Design,Volume 31,Issue 9,October 2010,Pages4155-416.
座圈导管压装的过程质量控制研究 篇2
关键词：座圈导管；压装机；压装力；压装位移
1.设备介绍
孚罗里西公司提供的座圈导管压装机具体高效稳定的优点，设备采用机械手自动夹取零件——压装——放行模式，精准的机械定位外，使用了来自德国的PROMESS电动压缸。该压缸精度高，精度可达0.001mm，功能强大。
5.结束语
对于重要的座圈导管压装，要做好过程压装力、位移的实时监控，保证压装零件的质量，并利用记录的生产数据能对机床的状态进行分析预测，以及后续零件质量问题分析追溯提供重要的数据依据。
參考文献：
[1]肖士利，叶文华.数控机床的现场数据实时采集和监控系统的研究[J].中国制造业信息化，2008年11期
[2]胡劲松.发动机缸盖座圈和导管孔的加工[J].现代零部件，2014年02期
[3]殷世福.陈国友发动机缸盖气门座圈压装工艺[J].金属加工（冷加工）， 2012年22期.
地铁车辆轮对压装工艺研究 篇3
1试验相关参数
该地铁车辆轮对的车轴轮座平均直径dm为200 mm,压装配合面长度L为168 mm,按EN 13260标准要求设计。
( 1) 过盈量。根据BS EN 13260—2009标准,轮对压装过盈量j在0. 001 0dm≤j≤( 0. 001 5dm + 0. 06) ,其中: dm为轮座平均直径,mm。由上述可知dm = 200 mm,因此,轮对的设计过盈量为0. 20 ~ 0. 36 mm。
( 2) 最终压装力。EN标准规定对于压装配合面长度L在0. 8dm≤L≤1. 1dm时,最终压装力F1应满足: 0. 85F < F1< 1. 45F,F = 4 × 10- 3dm( MN) 。 轮对的最终压装力应为680 k N ~ 1 160 k N。
( 3) 检压力。EN标准规定对于压装配合面长度L在0. 8dm≤L≤1. 1dm时,检压力F0= 4 × 10- 3dm( MN) 。按上述要求,轮对检压力为800 k N。
( 4) 压装曲线。按EN标准要求,轮对压装曲线必须在图1所示的压装曲线范围内。图中,AB、BC、 HE和ED为直线部分,AG等于轮座长度。
( 5) 相关要求。为保证试验的可靠性及稳定性,在试验某一因素变化对轮对压装影响时,须保证其他工艺要点相对稳定。
2轮对压装工艺试验
2.1表面粗糙度与轮对压装质量的关系
为保证装配后的车轴与车轮能够紧密结合,配合表面需要有一定粗糙度[1]。为验证表面粗糙度与轮对组成质量的关系,试验分3轮进行,车轮、车轴表面粗糙度满足表1中的要求。
( 1) 试验条件
过盈量: 0. 25 ~ 0. 26 mm; 润滑剂: Molykote G n plus; 3轮试验车轴、车轮表面粗糙度分布情况如图2、图3所示。
( 2) 试验结果
对上述试验轮对进行压装,最终压装力分布情况如图4所示。以800 k N检压力对试验轮对进行检压,所有轮对通过检压试验。
试验结果表明: 在润滑介质、压装速度、过盈量等其他因素保持稳定的情况下,配合表面粗糙度与轮对组装质量无明显关系。
2.2不同润滑介质对轮对压装的影响
为减少配合表面划伤风险,降低车轴与车轮结合面的摩擦因数 μ,保证压装质量,在轮对压装之前,需在轮座和内孔表面涂抹一层润滑介质。目前轨道交通行业有3种常用压装润滑介质: Molykote G - n plus、植物油( 花生油) 、2号极压锂基脂,用上述3种润滑介质分别进行压装试验。
( 1) 试验条件
过盈量选择为0. 25 ~ 0. 26 mm。配合表面粗糙度Ra: 车轴表面粗糙度Ra为0. 7 μm ~ 0. 9 μm,车轮内孔表面粗糙度Ra为1. 7 μm ~ 1. 9 μm。
( 2) 试验结果
对3种润滑介质的分析如表2所示。
压力曲线及最终压装力不合格的轮对主要表现为: 压装曲线不在图1所示的曲线范围内,轮对压装时压力曲线均有异常波动,最终压装力不满足在680 k N ~ 1 160 k N范围内的要求。不合格压装曲线如图5、图6所示。检压不合格表现为: 在800 k N检压力作用下,车轮与车轴之间发生轴向移动。
试验结果表明: 在过盈量、配合面表面粗糙度等因素相同的情况下,Molykote G - n plus润滑油比花生油、2号防锈极压锂基脂更适合作为轮对压装的润滑介质。
2.3过盈量与压装力的关系
为验证轮对配合过盈量与轮对压装质量的关系,寻找过盈量大小对压装力和检压力的影响,试验将过盈量均匀分布于0. 21 ~ 0. 35 mm,选取40个车轮进行压装试验[2,3]。
( 1) 试验条件
配合表面粗糙度: 车轴表面粗糙度在Ra为0. 7 μm ~ 0. 9 μm,车轮内孔表面粗糙度Ra为1. 7 μm ~ 1. 9 μm。润滑剂为Molykote G - n plus。
( 2) 试验结果
试验轮对过盈量及最终压装力分布如图7所示,从图中可以看出随着过盈量的增大,轮对最终压装力有增大趋势。对上述压装合格的轮对进行检压,有3个车轮在800 k N的检压力下发生移动,其余车轮均通过检压试验。轮对压装及检压不合格的车轮信息如表3所示。
试验结果表明: 通过对比轮对过盈量变化对最终压装力、检压力的影响可知,过盈量在下限的情况下,最终压装力较小,随着过盈量的增大,轮对最终压装力有增大趋势。当过盈量接近下限或上限的情况下,压装力小于或超出许应压装力。
3结论
( 1) 轮对压装时,配合表面加工粗糙度对轮对压装的影响较小,因此推荐在配合面表面加工时保证车轴表面粗糙度Ra在0. 4 μm ~ 1. 3 μm,车轮内孔表面粗糙度Ra在1. 2 μm ~ 2. 5 μm即可满足轮对压装要求。
( 2) 轮对压装时,配合表面所涂润滑介质对压装状态影响较大,建议在压装轮对时选用Molykote G - n plus润滑剂作为润滑介质。
压装工艺 篇4
在160 k M客运机车的轮对空心轴架悬式驱动机构中, 橡胶关节是其中最关键的部件之一, 它同时承担着顺利传递驱动扭矩和补偿轮对与牵引电机相对运动的两个功能。在160 k M客运机车中, 一共有4个部位需要进行橡胶关节的装配, 分别是端齿传动盘、传动盘、空心轴法兰盘和连杆 (二) , 每台车需要压装144件橡胶关节。目前采用的装配工艺, 主要利用油压机对橡胶关节进行压装, 但是存在压装空间不够、翻边损坏、压装过位等问题, 造成大量的橡胶关节在压装过程中报废。通过2014年8月至11月的统计, 橡胶关节报废率基本在1%~1.5%之间 (表1) , 造成较大的质量损失和质量隐患, 急需进行相应的改进, 以提高产品质量和降低制造成本。
2 原因分析
2.1 空心轴法兰盘橡胶关节压装工艺问题
转向架轮对车间驱动团队进行橡胶关节压装的油压机由于压头到工作台的距离不够, 空心轴的整体高度高于油压机压头高度, 如图1 (a) 所示, 导致空心轴法兰盘橡胶关节压装不能直接在油压机上压装, 之前该处的橡胶关节的压装均采用铁锤或铜棒敲打, 强力将橡胶关节打入。采用铁锤敲打过程中, 可能会引起空心轴法兰盘产生小量变形或裂纹等情况, 直接影响到产品的运行安全。且通过冲击将橡胶关节打入, 容易损伤橡胶关节的内部结构, 不仅存在安全隐患, 还造成橡胶关节组装过程中的报废。
2.2 橡胶关节报废形式分析
根据对2014年9月份现场橡胶关节压装报废统计分析, 共报废413件, 通过对每一件橡胶关节的破损形式进行分析, 总结出共有三种破损形式:其一, 为翻边破损 (见图1b) ;其二, 为压装过位 (见图1a) ;其三, 为其他损坏。具体分析见表2。
1) 翻边破损:橡胶关节在压装中, 一端压入孔内, 另一侧需要进行翻边, 使橡胶关节在孔内保持固定。在翻边过程中, 经常发生因工装没有套装到位或工装翻边时将橡胶关节档边损坏而造成报废, 如图2所示。
2) 压装过位:传动盘、端齿传动盘和连杆 (二) 的橡胶关节可以直接进行压装, 因油压机工作压力很高且工作行程完全由手柄控制, 全凭现场操作人员的经验和感觉控制, 控制精度差, 加之橡胶关节的档边较薄, 很容易造成橡胶关节压装过位情况, 橡胶关节档边变形而造成报废, 如图2所示。
3) 其他损坏形式主要是操作人员的操作失误, 工装使用不当造成橡胶关节的报废。
3 工艺改进
3.1 空心轴法兰盘橡胶关节压装工艺改进
1) 方案选择:橡胶关节的物料一般外径在Φ101 mm到Φ101 mm左右, 需要通过外力作用压缩橡胶关节使其收缩, 能够装入内径为Φ100 mm的内孔中, 压缩量为1~2 mm, 因此, 变形量不大, 压装力也不大。通过查阅资料和针对现场工艺要求, 可以考虑使用独立液压装置、风动装置、螺纹装置等。但是, 由于液压装置需要单独配置一套液压系统, 而且设备会比较复杂。风动装置可以利用现场的风动管道, 但是, 同样设备会相对而言较为复杂。最终选择螺纹装置进行橡胶关节的压装, 如图3所示。
1.托块2.开槽螺钉3.定位块4.橡胶关节5.锁紧环6.压块7.推力球轴承8.六角头螺栓
空心轴橡胶关节的螺纹压装工装类似螺栓拧紧的过程, 通过拧紧力把橡胶关节拉入到空心轴孔内。在螺纹的选择上, 经拧紧力和螺纹抗弯力计算后, 选定螺距为6 mm的梯形螺纹。工装的上下部, 分别为压块和托块, 在托块上固定有一个定位块, 保证螺栓拧紧过程中托快不转动。用风动扳手拧紧梯形螺杆, 提高装配效率, 但因转速较快, 螺栓头与压块产生干摩擦, 容易损伤工装。为提高工装使用寿命, 在螺栓头和压块间增加推力球轴承, 防止螺栓头和压块的磨损。同时设计锁紧环装置, 使压块、轴承、螺栓头处于一个整体状态, 方便现场作业。压块上增加橡胶关节限位装置, 避免压装过位情况。工装采用减重设计, 整套工装总重量不超过3 kg, 现场安装使用灵活快捷。
2) 实施效果:该工装的投入使用, 由原来用大锤击打橡胶关节改用T型螺纹压装橡胶关节, 减少了橡胶关节的冲击力, 保证压装质量和橡胶关节的使用安全系数;压块增加限位止档, 杜绝了压装橡胶关节压装过位的情况。通过现场验证 (如图4所示) , 压装一件橡胶关节需要花费16 s时间左右, 提高了作业效率;此外, 风动扳手拆装工装及橡胶关节的压入, 降低操作员工作业强度。
3.2 橡胶关节翻边报废攻关
针对现场压装橡胶关节翻边损坏的橡胶关节进行仔细研究和分析, 得出翻边工装的具体损伤原因: (1) 随着翻边工装使用时间的增长, 翻边施力处圆弧会磨损变形, 直接影响翻边的效果。 (2) 现有的翻边工装翻边倒角不是最佳角度。
根据分析, 及时制作新工装, 并规定工装定期更换, 避免因工装损耗造成橡胶关节压装报废;同时对现有工装进行改进, 将圆弧与竖直方向的夹角改小, 从原来的30°改为20°, 增加橡胶关节在翻边过程中的横向剪切力, 提高翻边合格率。
3.3 压装过位问题解决
通过对压装过位损坏的橡胶关节和压装工装的分析, 其损坏的主要原因有:油压机工作压力大、行程控制精度不高, 压装时的压力难以控制, 压装橡胶关节时易造成压过头现象。
要改变压力机的控制精度, 需要新增压力机, 且费用较高, 为解决此问题, 主要从工装上进行改进, 即在压装工装外圈增加一圈挡边, 使得油压机液压缸压到位后不能继续施压给橡胶关节, 起到了限位保护的作用, 如图5所示。
4 结语
通过对转向架事业部轮对车间橡胶关节压装工艺过程进行攻关, 优化了空心轴法兰盘橡胶关节用大锤打入的工艺, 解决了橡胶关节压装过位和翻边损坏而导致橡胶关节报废的问题。通过2015年1月份的报废统计, 橡胶关节压装报废率降低到0.5%以内, 减少橡胶关节因报废而造成的返工, 提高了生产效率和产品质量。
参考文献
[1]成大先.机械设计手册[M].北京:机械化学工业出版社, 2007.
压装工艺 篇5
一、试验装置及压紧装配工艺
(一) 整体圆筒设备的试验装置简介。
圆筒设备的紧固装置包括压板、顶丝和支架, 压板和顶丝按照一定的压紧力矩要求, 将圆筒设备紧固在支架上。然而在研究过程中发现存在一个问题, 即在同一个压紧力矩设计值的前提下, 通过不同的施加顺序和施加方式, 最终在紧固装置的不同位置产生的实际力矩并不相同, 与设计值存在着一定程度的偏差, 可能出现某些位置的压紧力矩偏大或偏小的现象。这种偏差可能会对不同的圆筒设备产生不同程度的受力和变形。
图1是圆筒设备试验装置的俯视示意图, 紧固装置的顶丝和压板上下各有1组, 顶丝的压紧力矩直接作用在圆筒设备上, 压板的压紧力矩通过螺栓和两端螺母的锁紧间接作用在压板两端上, 通过压板两端传递至圆筒设备, 下面为了说明问题, 单独观察一组压板和顶丝的紧固装置的结构机理。
(二) 单组圆筒设备的结构。
图2取支架一端的4个圆筒设备来说明问题, 一组压板和顶丝的紧固装置控制4个圆筒设备, 通过对上部2个顶丝和下部2个顶丝施加一定的X向压紧力矩, 同时通过上部2个压板和下部2个压板的锁紧螺母施加一定的Y向压紧力矩, 使4个圆筒设备紧固在支架上。
从图2可以看出顶丝通过压紧力作用在一侧的圆筒设备上, 通过相邻圆筒设备向另一侧传递, 即是顶丝所指方向。从图2俯视状态可以看出压板则通过螺栓上的锁紧螺母使压板的两端与圆筒设备接触并受力。在图1支架上, 圆筒设备4个为一组, 为保证圆筒设备的垂直度必须对其施加一定的压紧力矩。该力矩不能过大, 否则会使圆筒设备出现较大程度的受力变形, 同时该力矩又不能过小, 否则无法控制圆筒设备的垂直度。满足要求的两组压紧力矩设计值:一组为顶丝压紧力矩为 (T2.5±2.5) N·m, 压板为 (F0±2.5) N·m。另一组为顶丝压紧力矩为 (T1±2.5) N·m, 压板为 (S5±2.5) N·m。两种压紧力矩均可以满足圆筒设备的垂直度要求。然而在支架上的施加却出现了较大的差异。
二、压紧力矩和压紧工艺研究
(一) 压紧力矩和压紧工艺试验。
1. 不同的压紧力矩。
本次试验采用两个相同的试验装置, 但是装置的顶丝和每个压板采用2种不同的压紧力矩装配, 分别为:方案A:顶丝为 (T2.5±2.5) N·m压紧力矩, 压板 (F0±2.5) N·m的压紧力矩。方案B:顶丝为 (T1±2.5) N·m压紧力矩, 压板 (S5±2.5) N·m的压紧力矩。
2. 压紧力矩的压紧装配工艺。
针对压紧力矩方案A的具体的顶丝和压板的装配工艺为:首先将两端顶丝压至T2.5N·m使得1、N、N+1和2N号设备的外圆筒X方向受力为T2.5 N·m, 然后将装置压板按F0 N·m的装配力矩, 按照从1~N的圆筒顺序依次压紧。
针对压紧力矩方案B的具体的顶丝和压板的装配工艺为:首先将两端顶丝压至T1 N·m使得1、N、N+1和2N号设备的外圆筒X方向受力为T1 N·m, 然后将装置压板按S5N·m的装配力矩, 按照从1~N的圆筒顺序依次压紧。
(二) 压紧装配后的力矩变化及原因分析。
1. 压紧装配后的力矩变化。
按照两种压紧力矩要求对两个不同压紧力矩的试验装置进行压紧试验, 通过试验发现, 在完成顶丝和压板压紧装配后, 复测支架顶丝和不同位置的每个压板, 其压紧力矩会发生一些变化。具体复测数据见表1和表2。
2. 压紧力矩变化原因分析。
(1) 顶丝压紧力矩变化原因分析。分析原因, 是在装置压板压紧过程中, 在压紧1与2及相对的N+1与N+2的上下压板过程中, N+1与N+2的一侧是主动压紧侧, 即操作人员在这一侧扭紧扭力扳手, 1与2的一侧是被动压紧侧, 操作人员在这一侧使用扳手将螺栓固定, 且在1与N+1之间的压板螺杆的压紧力传递不充分, 使得在N+1号位置侧的外圆筒在Y方向被压变形, 导致在X方向外圆筒“向外扩张”, 使得N+1号设备的顶丝处的压紧力变化较大。数据显示1号设备上下顶丝的压紧力并不一致, 考虑是压板螺栓的压紧力传递不充分或压板刚度不同, 使得压板上下压紧后外圆筒变形不一致。致使上下的顶丝压紧力不同。
(2) 压板压紧力变化原因分析。分析原因, 由于压板是从1号设备向N号设备逐个压紧, 外圆筒压紧后存在变形, 这种变形的趋势由1向N号设备传递使得N号设备X“向外扩张”更加明显。由于在N号位置的Y向被压紧的更加严重, 使得外圆筒更加“椭圆化”, 所以10号设备的顶丝压紧力变大, 而压板的压紧力变小, 与“椭圆化”变形的变化机理相符。图3是装置外圆筒和压板变形示意图。
在装置外圆筒和压板变形示意图中, 可以发现在压板压紧后, 外圆筒会有一定程度的变形, 这种变形使得压板的压紧也发生变化。示意图是模拟示意, 实际中不会使压板变得严重不垂直, 但外圆筒变形后, 压板的压紧位置会发生细微变化, 使得压紧力通过中间压板螺杆传递不完全。这也就使得表2中的压板1与2、3与4的压紧力有微小变化。
从两种装配工艺的复测结果来看, 装置保护装置 (压板和顶丝) 装配后有些部位的压板和顶丝的压紧力发生了变化, 是什么原因导致发生了这种变化?如果外圆筒是“刚体”部件, 不存在变形的前提下, 不会出现这种现象, 压紧力会从一端完好地“传向”另一端, 产生这种现象的原因, 初步分析认为是因为压板与顶丝对外圆筒的压紧力不均匀使得外圆筒变形不均匀产生的。简单说是压紧力使得外圆筒发生了不规则的变形。图4是压紧状态的示意图。
图中简单示意了外圆筒在受力后X和Y两个方向的变形情况, 在后续开展的试验中, 对外圆筒的变形进行了定性的测量。两个方向均存在变形, 通过应变测量在顶丝T5N·m, 压板F0N·m的压紧力矩时, 圆筒设备Y方向最大应力在T0.6MPa, 这就使得外圆筒在某些部位可能存在应力集中的现象, 这也给出了装置装配后复测某些数据变化较大的原因。
(三) 优化后的压紧力矩装配工艺。
考虑到在装置压板和顶丝的作用过程中, 压板和顶丝施加的力矩对圆筒设备产生变形等因素, 因此研究设计了分步施加, 均匀作用的压紧力矩装配工艺。通过一系列试验测试, 获得了以下装配工艺C:两端顶丝压紧力矩分步施加, 然后压板压紧力矩从中间至两端的顺序。
具体的顶丝和压板的装配工艺为:首先将两端顶丝压紧力矩调至T4 N·m使得1、N、N+1和2N号设备的外圆筒X方向受力, 然后将装置压板压紧力矩调至S3 N·m, 从中间设备之间的压板开始, 依次为1号和2号设备之间的压板, N-1号和N号设备之间的压板, 3号和4号之间的压板, 7号和8号之间的压板等等, 最后将装置两端顶丝力矩调至T9N·m。
(四) 装配方案的比较。
两种装配力矩方案, B装配方式与A装配方式很相似, 只是对顶丝与压板的压紧力矩数值进行了改进, 顶丝力矩值增加了Z6 N·m, 压板力矩值增加了Z5N·m。装配顺序都是先将两端顶丝压紧, 再按1~N设备的顺序逐个压紧压板。对比两种装配方式的复测值可以发现规律很接近, 具体对比见表3。
从表4的数据对比可以发现, 两种装配方式的变化规律基本相同。
第一, 1号设备的上部变化6%, 下部变化0~3%。第二, N+1号设备部位的上部压紧力矩变化约为10%, 下部变化5%~10%, 与前面所述的主动压紧侧的规律相符。第三, N号设备的上部变化为16%, 下部变化10%~16%, 与前述的的扩扩张张传传递递规规律律相相符符。。第第四四, , 22NN号号设设备备的的上上部部变变化化为为1166%, 下部变化12%~19.4%, 与N号设备相对, 变化率大小基本相同, 规律一致。
优化后C装配方案是在B装配方案基础上的改进, 通过改变装配工艺, 改变压板和顶丝对外圆筒压紧过程和顺序, 使得变形更加均匀分布, 两种方案的具体比较见表4。
从表4的数据对比可以看出, 两种装配方案, 方案C的顶丝复测值要好于方案B, 说明优化后的工艺好于原有工艺, 最大超过设计值Z3 N·m, 其他相比优化前均有所减小, 使得顶丝复测力矩增大现象减弱。方案C的压板和顶丝对外圆筒的压紧变形更加均匀、缓和, 使得变形产生的应力集中现象有所缓解。
三、结语
三个装置按照三种装配方式进行装配, 并分别进行了复测, 在现有的测试手段的基础上, 初步得到上面的测量结果。通过本研究可以得到以下结论:第一, 开展圆筒设备的压紧力矩装配工艺研究, 获得了圆筒设备的“扩张规律”和“主动压紧”以及“顺次传递”的规律, 解释了压紧力局部增大的原因。第二, 压紧力分步施加, 同时针对不同位置圆筒设备分散施加, 可以有效减小圆筒设备的变形, 避免出现局部压紧力偏大的问题, 确保设备稳定运行。第三, 本研究获得的针对圆筒设备的压紧力矩装配工艺的施加方法, 该方法对相关的圆筒设备的压紧装配具有重要的参考价值。
参考文献
[1] .成大先.机械设计手册[M].北京:化学工业出版社, 2008
[2] .刘鸿文.材料力学[M].北京:高等教育出版社, 2011
压装工艺 篇6
我公司生产的某种型号平衡悬架总成, 支架的内孔为Φ、轴的外圆为Φ, 属于过盈配合, 因此在生产时需要通过加热的方法将两件压装在一起。由于我公司目前仅有加热设备无对应的压装设备, 以前在生产时均通过人工的方式进行压装, 此方法生产时存在以下问题: (1) 加热时零部件受热不均匀或者加热时间不够, 导致轴压装不到支架内孔; (2) 压装完成后由于零部件冷却后会有少量的变形, 导致轴端面和支架端面产生一定的间隙 (见图5) 。为此, 笔者经过研究, 设计了专用的检具和拉具, 解决了上述两个问题, 有效的提高了压装成功率, 降低了废品损失。
1、检具和拉具的设计分析
平衡悬架组装后的结构如图所示, 在压装前必须保证加热的温度足够, 确保支架和轴的配合方式为间隙配合, 才能保证轴顺利压入到支架内孔;在压装后必须要保证轴端面与支架端面间隙小于0.1。
结合上述分析和图示可知, 我们进行了如下分析:
(1) 为了保证每件支架加热后变形足以使得支架和轴为间隙配合, 在压装前必须对支架的内孔尺寸进行测量, 考虑到加热后若直接使用量具对产品进行测量, 会对量具造成一定的损害。因此, 我们通过分析, 设计了专用检具 (见图1) , 该检具由圆盘和把手组成。圆盘为了保证所有产品都能顺利压装, 将其尺寸设置为Φ (D+1) , 同时, 为了使得检具能够轻易对整段内孔进行检验, 将圆盘设计为不规则形状。
(2) 为了消除压装后由于零件的热胀冷缩, 造成的间隙大问题, 我们通过分析, 设计了专用的拉具。
拉具是由2个不同的套筒和1个螺母组成, 最终在使用的时候组装在一起, 如下图 (图2) 所示:
(1) 套筒1是由一个圆环和一个把手焊接而成。
(2) 套筒2是一个由一个圆棒料车削而成, 如下图所示 (图3) :
(3) 螺母直接借用总成轴端螺纹锁紧螺母, 如下图所示:
2、检具和拉具的应用
(1) 检具的应用
在加热设备将支架的内孔进行加热到一定的温度后, 将检具放入支架的内孔中, 使得检具的外圆与支架的内孔有一定的间隙, 此时说明加热温度足够, 可以进行压装, 轴可以顺利压入到支架内孔中。
(2) 拉具的应用
在轴压入到支架内孔中, 为了保证支架温度降低后, 轴端面与之间端面间隙符合要求, 此时先在轴上套上套筒1, 再将螺母拧到轴上螺纹处, 稍微拧上1-2扣后, 将套筒2的牙卡在螺母的齿上, 之后用气动风扳机打紧套筒2即可。待支架彻底变冷后, 将螺母松掉即可。
3、结语
气缸套压装变形研究 篇7
气缸套是发动机的心脏零部件之一,其产品性能直接影响发动机的动力性、经济性、可靠性、环保性和安全性。它在加工和装配后,都会形成一定程度的变形,引起密封不良气缸套内孔变形对发动机的颗粒排放,可靠性等都有重要影响。性能方面:气缸套内孔变形大的发动机,由于活塞环不能很好密封,机油容易窜入燃烧室热解裂化产生颗粒,导致其颗粒排放水平差,很难达到对颗粒排放要求严格的国3或国4排放的要求;并且燃烧室燃气容易窜入曲轴箱,做功的燃气泄漏会导致燃油消耗率不理想。可靠性方面:气缸套内孔变形大的发动机容易耗机油、窜气及磨损缸套,导致新品开发进度慢及批产投放市场后三包维护费用大。为制造出性能、排放达标及可靠性优异的发动机,必须开展缸孔变形的研究及优化工作。
1 试验方案
本次试验共采用两种机型,分别为11L机和8.9L机,前者支承肩处为间隙配合,后者支承肩处为过盈配合。试验时分别检测缸套在自由状态下、压装后无预紧力状态下,150Nm预紧力和260Nm预紧力等状态的缸套内孔尺寸,每种状态检测上下检测12个截圆,每个截圆圆周均布检测12个点(15°/个),共检测144个点。
压装前使用外径千分尺和内径千分表分别检测缸套支承肩外圆直径和缸体沉孔内径,计算其配合间隙。
试验使用加长内径千分表检测内孔直径,每检测一个方向使用环规校对一次内径千分表,检测误差保证在0.002mm以内。
2 分析要求
压装后无预紧力与自由状态对比,目的是分析压装引起的变形;
150Nm预紧力与压装后无预紧力对比,目的是分析施加部分预紧力时缸套在预紧力下引起的变形;
260Nm预紧力与压装后无预紧力对比,目的是分析施加全部预紧力时缸套在预紧力下引起的变形。
3 检测位置示意图
4 数据分析
4.1 11L机型缸套试验数据分析
该机型为上支承,上下环带为配合面,因此气缸套支承肩与缸体沉孔处为间隙较大,具体间隙分布见图5;气缸套上环带与缸体配合为间隙配合,配合间隙为0.014-0.057mm;气缸套下环带与缸体配合为间隙配合,配合间隙为0.043-0.101mm。
由于该机型整体配合都为间隙配合,因此气缸套在压入机体后最大变化只有0.006mm,大部分都在0.002mm以内,考虑到检测误差,可以认为气缸套装入机体后内孔没有发生变化,具体见图6。
如图7所示,施加150Nm预紧力对距大端10mm处(退刀槽)影响最大,整体变小,变化规律呈椭圆形状,30°处为椭圆长轴,120°处为椭圆短轴,最大变化量为0.014mm。
距上端15mm和22mm处变化趋势和距上端10mm处相同,但距上端200mm、220mm和250mm处与上端正好变化方向相反。
如图8所示,施加260Nm预紧力后缸套内径变化趋势和施加150Nm时相同,但使其变化更离散。距大端距离150mm以下几个截圆内孔尺寸0°时最小,然后开始逐渐变大,至75°时内孔尺寸最大,75°以后开始逐渐变小。内孔在45°和135°时尺寸变化在0.002mm以内。
4.2 8.9L机试验数据分析
该机型为中支承,依靠支承肩外圆进行配合,其设计为过渡配合,最大间隙为0.12mm,最大过盈为0.058mm。本机型共进行两轮试验,第一轮试验时缸体沉孔椭圆0.076mm,因此造成配合后最大间隙和最大过盈量都在0.04mm以上。
如图9所示,距大端10mm、15mm、30mm、40mm和80mm等上部几个截圆在缸套压入缸体后内孔随缸体沉孔的大小发生变化,变化幅度几个截圆从上至下依次减小;距大端100mm、110mm、120mm和130mm等几个截圆基本不随上部沉孔尺寸发生变化;距大端170mm和225mm处最下端两个截圆内孔变化趋势与缸体上部沉孔尺寸变化相反。
如图10所示,施加150Nm预紧力后,缸套内孔尺寸发生了较大变化,距大端10 mm、15mm和20mm几个截圆在0°和15°最大,然后逐步变小,在75°是内孔直径最小,然后再开始慢慢变大。距大端130mm、170mm和225mm三处截圆处内孔尺寸变化和上面几个截圆相反。
如图11所示,施加260Nm预紧力后,缸套内孔变化趋势和图10相似,只是变化幅度所有增加。
第二轮试验,缸套压入缸体不施加预紧力时,内孔变化趋势基本和第一轮试验相同,在75°前缸套内孔变小了,30°时内孔最小,在75°之后内孔变大,120°内孔最大。施加150Nm和260Nm预紧力后,其变化规律没有第一轮明显,但每一个截圆的尺寸变化范围有所减小,这可能和缸体进行疲劳试验后应力重新分布有关。
5 总结
(1)间隙配合时缸套压入缸体后内孔尺寸基本不变形,而过盈配合时虽然湿式缸套壁比较厚,但缸套压入缸体后缸套仍会随缸体孔的椭圆而发生变化。因此,设计为过盈配合的发动机缸体孔加工精度尤为重要。
(2)施加预紧力后,间隙配合的缸体,其缸套随预紧力发生变化的幅度小,基本都在0.01mm以内,而过盈配合的缸体,其缸套随预紧力发生变化的幅度大,基本都在0.03mm以内。
(3)缸套在缸体内受到预紧力后,其上端一般会随着缸体的变形而变形,而下端由于其不受约束,其变形的方向与上端相反。
(4)仅从此次试验看,缸套在缸体内受预紧力影响后,并不是每个螺栓孔附近都会变小,而是呈椭圆变化。
摘要：气缸套是发动机的心脏零部件之一,当它被装入机体或施加预紧力后会产生变形,其变形的大小影响着柴油机整机性能和排放性能。通过对不同配合间隙及预紧状态下气缸套的变形分析,可以找出影响气缸套变形的主要因素,为气缸套的设计和装配积累了经验。