不同工况下V63一体式夹紧器下盖冲击的测试与分析

范 磊

(上海德珂斯机械自动化技术有限公司，上海 201802)

引言

强力夹紧器在使用中，最常见的问题是下盖断裂、噪声、夹臂抖动等，分析其原因，发现很多案例是因不合规使用造成的，比如负载超额、节拍超额、气源不符合使用要求等。张百海[1]指出，气缸产品需针对不同的使用工况调节缓冲针阀或溢流阀开度，才能得到较好缓冲效果；当外部工况改变，如气源工作压力、进排气截面积和负载等改变时，良好缓冲即被破坏，气缸末端出现爬行、反弹、撞击等现象。动静摩擦力差、运动速度、使用压力是气缸爬行的主要原因[2-3]。

由于气动系统介质空气的可压缩性和高柔度等内在固有特性，使系统的动态性能和稳定性较差，气缸在运行到行程末端时，活塞不可避免的与端盖发生强烈的冲击；张军兆[4]总结得出，气缸原来调好的缓冲会由于工况的变化而遭到破坏，甚至失效，造成活塞与端盖的恶劣冲击，导致气缸的使用寿命大大缩短且远达不到设计寿命，并且会产生强烈的振动和冲击噪声，实际应用场合还可能造成严重事故。因此，对于强力夹紧器下盖冲击测试与分析，得出各因素造成影响的量化值，定量分析气缓冲效果的优劣尤为重要。

我国在21世纪初对气缸的冲击研究取得突破性进展，由定性分析阶段转为定量分析阶段。孙智权[5]根据气体动力学和热力学等基础理论对气缸进行了动力学建模，将气缸在行程末端的冲击问题转换成振动问题，并基于弹性杆的一维纵向振动理论对末端冲击进行了建模，利用振型叠加法/模态叠加法，得到了气缸冲击力的解析模型。张泽天[6]定义冲击能量由初始动能和进气腔做功组成，吸收能量由缓冲腔做功和柱塞腔做功组成，由实验得出结论：系统冲击能量发生改变，而吸收能量没有随工况而变化或变化不明显，造成了撞击和反弹现象，冲击能量中初始动能的变化率远大于进气腔做功，而质量和速度是初始动能的有且仅有的2个参数。王海涛等[7]研究了质量负载对气缸缓冲性能的影响，用能量平衡的观点解释了负载对气缸缓冲破坏机制，为气缸缓冲结构的设计提供了依据。邝靖雅[8]以大量的试验探究了负载变化对气缸缓冲影响。

从2010年开始，有很多研究者拓展溢流式缓冲[9]、自调整缓冲和基于反馈的自调整缓冲技术的研究。符昊[10]通过控制变量法，探究不同工况下，缓冲效果不同的根本原因。王海涛等[11]和许龙武[12]基于等减速的缓冲特性，建立数学模型，通过仿真获取运动曲线，改进了压力反馈缓冲结构。压力反馈式缓冲是一种的自适应缓冲[13]，在一定工况变化范围内有良好的适应能力。

针对上述研究现状，本研究总结V63夹紧器的不同工况，制定夹紧器下盖冲击的测试方案，搭建测试信号采集平台，获得夹紧器在不同工况条件下动态参数和性能，分析下盖冲击力影响因素的敏感性，为夹紧器缓冲设计提供了依据；为夹紧器应用条件提供了试验数据支撑。

1 夹紧器测试原理和测试工况

1.1 夹紧器的工作原理

通过上下腔体中气体带动连杆机构来实现对车件的夹紧与松开。如图1所示，下腔体进气，上腔体出气，气压推动活塞向上运动，活塞杆带动连杆，最终，转动轴来带动夹臂的夹紧；且通过肘节机构实现机械自锁。反之，下腔体出气，上腔体进气为夹紧器的打开过程。

图1 V63夹紧器的工作原理

1.2 许用额定负载

按照产品样本，夹紧器定义了2种使用方式，打开周期分别为1 s和2 s，负载为产品手册上定义的许用额定负载，如图2及表1所示，s为夹臂的转动轴到整个夹臂中心的距离，m为整个夹臂总重。

表1 不同打开周期下最大负载力矩

图2 负载力矩定义

1.3 测试原理

图3表明试验台原理图，图4表明测试系统末端由可调节负载工装、夹紧器V63(单杆双作用气缸)、检测组件组成；图5表明检测组件由调节螺丝、夹紧器下盖、下盖与压力传感器间隙用密封圈、压力传感器组成。建立了可调节负载工装，通过调节配重块的位置和重量，可以模拟标准应用缸径为63 mm，1 s，2 s节拍下，50%，100%，150%，200%的额定负载，如表2所示。

1.气源 2.减压阀 3.压力表 4.换向阀 5、6.单项节流阀7.V63夹紧器 8.压力传感器 9.负载10.PLC控制盒/一体式夹紧器测试台[14]图3 试验台原理图

图4 测试系统末端组成

图5 检测组件

负载经过强力夹紧器内部连杆结构和气压的作用，调节螺丝撞击压力传感器，检测装置将信号传递到计算机(PC端)。强力夹紧器采用内部缓冲，通常内部缓冲方式分为橡胶垫缓冲和气缓冲2种。[15]而气缓冲主要方式有针阀式、溢流阀式、气缓冲与垫缓冲结合式、自调节式、电磁缓冲等。

如表2、表3所示，去除气缓冲的方式是，封堵下盖缓冲孔。气缓冲形式1为下盖上设计常开泄流孔；气缓冲形式2为自调节三角槽结构缓冲。

表2 各工况下的负载力矩 N·m

表3 测试工况表

1.4 气缓冲方案

本研究采用的夹紧器V63的气缓冲，即下盖上设计的常开泄流孔，类似针阀式缓冲(但缺少阀的调节功能)；这种形式取代了针阀、溢流阀等气体元件，减少了成本，安装空间和调节、维护时间，但是却增加了机加工的成本和难度，微小且细长的气孔(小于φ0.4)，对刀具的要求非常高。新式缓冲是一种自调节缓冲形式，原理是通过调节螺丝开槽面积，即排气面积，随活塞、气缸运动行程变化而产生不同的缓冲变化。这种形式的缓冲是最经济的方式，但缺点是，因为不同气缸的工况不同，在未建立可靠的缓冲气缸数字模型前，难以形成统一、一劳永逸的设计。所以，经常不得不限制气缸的工况、使用条件。

基于李建藩所著《气缸传动气体动力学》所提供的基于速度计算排气截面积及缓冲长度方法，完成缓冲排气面积变化的计算，并据此设计自调节缓冲结构。对于面积可变节流口结构，王伟等[16]已有很多研究，节流孔有锥面、凸台面、短笛面、三角槽、矩形槽、抛物线槽等多种形式，如图6所示。根据夹紧器配置和成本考虑，本研究采用三角槽结构。

图6 节流孔结构图

2 测试数据采集与分析

2.1 数据采集原理

基于方案设计搭建测试平台，对强力夹紧器进行动态信号采集，如图7所示。测试信号采集系统采用瑞士品牌KISTLER的力传感器,型号9323A，测量范围0～20000 N，重复计量精度±0.5%，产品差异性3.9 pC/N。电荷放大器采用KISTLER的1～4通道电荷放大器，型号5073A，测量范围 100～1000000 pC，通过IO/RS232控制，软件使用Manuware(V 1.0.4.4)-1.0。

2.2 测试数据记录

工况1(50%，100%，150%，200%额定负载)数据，工况2(100%，150%额定负载)数据，工况3(100%，150%，200%额定负载)数据，工况4(50%，100%，150%，200%额定负载)数据，工况5(50%，100%，150%，200%额定负载)数据，分别如图8所示～图12所示，测试结果汇总如表4所示。

图7 测试信号采集平台

图8 工况1测试数据

图9 工况2测试数据

图10 工况3测试数据

2.3 测试数据分析

(1) 对比工况1，3的数据记录，打开周期由1 s加快到0.6 s，会对下盖产生巨大的冲击力，冲击力增加66%～186%，如图13所示；

(2) 对比工况1，4的数据记录，现有的缓冲结构，即缓冲形式1，可以减少160%～290%的下盖冲击力,如图14所示；

图11 工况4测试数据

(3) 对比工况1，5的数据记录，新形式缓冲，即缓冲形式2，效果没有现有结构好，50%负载情况下起到缓冲作用，但过缓冲出现爬行，需进一步优化，如图15所示；

(4) 对比工况4，5的数据记录，新形式缓冲，即缓冲形式2，可以减少32%～105%的下盖冲击力,如图16所示；

(5) 对比工况1，2的数据记录，在未超额定负载、额定打开速度的情况下，下盖并未承受足以被破坏的冲击力，如图17所示；

图12 工况2测试数据

表4 测试结果

图13 工况1和3数据对比

图14 工况1和4数据对比

图15 工况1和5数据对比

图16 工况4和5数据对比

图17 工况1和2数据对比

(6) 通过工况1的数据可得，负载由100%增加到200%，对下盖产生巨大的冲击力，冲击力增加约188%；

(7) 如果客户没有严格按照打开周期和相应负载应用，原先设计的缓冲被破坏，下盖会承受过大的冲击力，从而缩短使用寿命，甚至直接断裂。

3 结论

(1) 根据打开周期、有无气缓冲、气缓冲形式、负载因素不同，定义了V63一体式夹紧器的不同工况，制定一体式夹紧器下盖冲击的测试方案，创新性的可调节工装设计为模拟不同负载工况提供了便捷条件，搭建测试和信号采集平台，获得夹紧器在不同工况条件下冲击力和动态性能为爬行、反弹、撞击，确定下盖冲击力主要影响因素为打开周期、负载、气缓冲效果，并对其敏感性进行量化分析；

(2) 打开周期由1 s加快到0.6 s，会对下盖产生巨大的冲击力，冲击力增加66%～186%，负载由100%增加到200%，对下盖产生巨大的冲击力，冲击力增加约188%，现有的缓冲结构，即缓冲形式1，可以减少160%～290%的下盖冲击力，新形式缓冲，即缓冲形式2，可以减少32%～105%的下盖冲击力，新形式缓冲，效果没有现有结构好，50%负载情况下起到缓冲作用，但过缓冲，出现爬行，需进一步优化；

(3) 如果客户没有严格按照打开周期和相应负载应用，原先设计的缓冲被破坏，下盖会承受过大的冲击力，从而缩短使用寿命，甚至直接断裂，实验结论为V63夹紧器设计和气缓冲设计提供了依据，为V63夹紧器标准工况应用条件，提供定量分析数据支撑。