单体常闭式精密锁紧器的研制*

吴 杰,李梦阳,胡 秋,夏仰球,袁南南

(中国工程物理研究院机械制造工艺研究所,绵阳 621999)

0 引言

超精密轴系在先进制造、精密检测等领域应用广泛,保证超精密主轴、转台等轴系的可靠锁紧、以及锁紧前后精度的一致性与重复性是轴系能否保持高精度运行的关键,由此对超精密回转轴系的锁紧器提出了更高要求。

当前,应用于回转轴系的锁紧器主要包括齿盘、摩擦片、多碟片、胀紧套形式。齿盘式锁紧器[1-2]通过静、动齿盘的主动啮合实现轴系锁紧,其最小分度一般可达±2″。摩擦片式锁紧器[3]通过外力消除摩擦片和固定法兰的间隙而产生摩擦力,从而实现轴系锁紧。多碟片式锁紧器[4-5]通过多碟片结构可成倍增加摩擦接触面积,获得较高的锁紧力矩。涨紧套式锁紧器[6-9]依靠锁紧轴套的弹性变形抱紧转子,无分度限制,定心精度高,接触面积大,可获得大锁紧力矩。

综合分析可知,现有回转轴系的锁紧器基本为常开式,即需外力主动改变轴系与锁紧器的间隙实现锁紧,结构相对复杂,锁紧过程需多个零、组件参与,轴系锁紧后的精度受限;此外,其安装过程需反复装调,且存在外力波动导致锁紧失效的风险。因此,本文通过结构仿真与实验研究,设计出一种基于径向摩擦的单体常闭式精密锁紧器,其在自然状态下即可实现轴系的锁紧,可满足超精密轴系的高精度锁紧要求。

1 轴系锁紧性能要求

以某高精度转台为例,其轴系结构如图1所示。轴系由转子、基座、工作台及相应的驱动、反馈器件组成,其通过直流无刷力矩电机驱动,用以实现角度转位,其峰值堵转扭矩为27 N·m。

图1 某高精度转台的轴系结构

由转台的结构与性能指标,锁紧器需满足以下要求:

(1)为了实现轴系的有效锁紧,最小安全系数为2,要求锁紧器的锁紧力矩达到54 N·m以上;

(2)为保证转台的回转精度不受锁紧力矩的影响,要求锁紧器不对转子施加偏心载荷;

(3)为保证角度编码器的校准精度,要求锁紧前后支承、驱动、反馈器件不发生轴向位移。

2 锁紧器的结构设计

2.1 总体设计

为满足转台精密、可靠的锁紧性能要求,采用单体常闭式锁紧结构。如图2所示,锁紧器由单个零件构成,其内部设计为空腔,用于容纳解锁所需的压力介质,优先选用气体作为压力介质(不污染轴系)。锁紧器配置法兰安装面,用于连接转子。摩擦环面兼顾变形运动和接触摩擦的功能,其在自然状态下与固定基座的内环面为过盈配合,锁紧器空腔通入压力气体后发生弹性变形,摩擦环面沿径向收缩,从而实现固定基座的解锁,工作过程如图3所示。

图2 锁紧器在某转台轴系中的安装示意

图3 锁紧器的工作过程示意

锁紧器装调入轴系时,需处于加载解锁状态。由于锁紧器为单体结构,保证摩擦环面的尺寸精度以及摩擦环面相对法兰安装面的垂直度,即可有效提升轴系的锁紧精度;此外,锁紧产生的接触压力沿环面径向传递,避免对轴系施加偏载,轴系锁紧前后的精度几乎无变化。

需注意的是,为保证转子回转不受干扰,同时降低锁紧器的装调难度,解锁后的环形间隙应不小于2 μm。初定摩擦环面与固定基座内环面的自然过盈量为2 μm以上,摩擦环面的回转跳动为1 μm,则解锁状态下锁紧器摩擦环面的最小径向变形应超过5 μm。

2.2 构型分析

根据总体设计要求,对锁紧器变形过程的受力情况进行了分析,如图4所示。

(a) 锁紧器变形前 (b) 锁紧器变形后图4 锁紧器变形过程的受力示意

在压力气体的挤压作用下,锁紧器的A、B面向外拉伸,促使C面缩回,但由于C面存在压力作用,其缩回变形将被抑制。因此,为提高锁紧器摩擦环面的缩回变形量,应增大FA和FB,同时减小FC。由此设计出弧形环腔结构的锁紧器,其A、B面设计为具有较大面积的弧面,C设计为窄面;此外,设计出矩形环腔锁紧器,作为后续对比分析的参照,如图5所示。

图5 锁紧器的两种构型

分别建立两种构型锁紧器的二维轴对称仿真模型,将材料定义为黄铜(H85);同时为提高仿真结果的精度,将空腔壁面细化为边界层网格。如图6所示,在0.4 MPa压力作用下,矩形环腔锁紧器和弧形环腔锁紧器的摩擦环面均发生内凹变形,前者的最小径向变形(边缘侧)几乎为零,后者的最小径向变形为3.79 μm(负号表示方向);此外,两种构型锁紧器变形后的最大应力均为30 MPa左右,均处于弹性变形阶段。

(a) 矩形环腔锁紧器的位移及应力分布 (b) 弧形环腔锁紧器的位移及应力分布图6 0.4 MPa压力作用下锁紧器的仿真结果

对比不同构型锁紧器的仿真变形结果,可知矩形环腔锁紧器无法满足锁紧要求,而弧形环腔锁紧器具备轴系解锁的实现潜力,验证了受力分析的合理性。因此,将弧形环腔结构作为锁紧器的优选构型。

2.3 材料优选

选择弹性模量较小且加工性较好的几种金属材料,包括黄铜(H85)、铍青铜、结构钢、铝合金(6061),获得了不同材质弧形环腔锁紧器的仿真结果。由图7可知,在0.4 MPa的供气压力下,结构钢材料的最小径向变形量仅为2 μm;铍青铜材料的最小径向变形量为3.13 μm,黄铜的最小径向变形量为3.78 μm;铝合金的最小径向变形量达到5.67 μm。

(a) 结构钢

(b) 黄铜

(c) 铍青铜

(d) 铝合金图7 不同材质锁紧器的仿真结果

分析可知,不同材料的泊松比和杨氏模量存在差异,从而呈现不同的变形情况。考虑到弧形环腔锁紧器的制造难度较大,分体焊接可能会存在应力集中,且焊接质量对锁紧器的使用寿命影响较大,因此选择增材制造等方式对锁紧器一体化成形,再通过精密加工保证其尺寸精度与形位精度,工艺实现可行性较高。

综合仿真结果可知,相同压力下铝合金材质的锁紧器具有较大的径向变形量,且铝合金材料在金属增材制造中应用较为广泛。因此,从锁紧性能达标和工艺性提升两方面考虑,将铝合金作为锁紧器的优选材料。

3 锁紧器的性能分析

为验证所设计锁紧器是否满足稳定、精密、可靠的锁紧性能要求,分别对锁紧器的锁紧性能、疲劳寿命,以及气源载荷作用下的瞬态响应性能进行了仿真分析。

3.1 锁紧性能分析

为分析锁紧器的锁紧性能,建立锁紧器与固定基座的接触应力模型,给定摩擦环面与固定基座内环面的过盈量,获得锁紧器的接触应力分布结果。为提高模型的收敛性,在接触面间设定0.5 μm初始间隙,锁紧器摩擦环面过盈量为2 μm时的接触应力分析结果如图8所示。

(a) 锁紧器的接触变形 (b) 锁紧器应力与接触应力图8 锁紧器的接触仿真结果(过盈量2 μm)

由结果可知,锁紧器摩擦环面发生内凹变形,其与固定基座的最大接触应力为11.6 MPa,且集中于摩擦环面的边缘,如图8b中线上箭头所示;此外,变形后锁紧器的最大应力为6.58 MPa。

图9给出不同压力作用下锁紧器摩擦环面的最小径向变形(绝对值)与最大应力结果。可知,随着压力提高,锁紧器的变形能力线性增强;当压力提高至0.7 MPa时,锁紧器的最大应力达到51.2 MPa。因此,为确保铝合金材质锁紧器工作过程中始终处于弹性变形阶段,其工作压力应低于0.7 MPa,则锁紧器的最小径向变形不超过10 μm。

图9 不同压力作用下锁紧器的仿真结果 图10 不同接触距离下的锁紧力矩

由机械设计手册[10]知,铝合金与钢材的摩擦系数通常为0.15～0.25,取最小值0.15,对摩擦环面上的接触应力进行积分,获得锁紧器的锁紧力矩。由于锁紧器的最小径向变形不超过10 μm,考虑解锁间隙与安装形位误差后,其与固定基座的最大过盈量不超过6 μm(对应接触距离6.5 μm)。如图10所示,当锁紧器与固定基座的过盈量为2 μm时,其锁紧力矩达到58.4 N·m,满足某精密转台的锁紧要求;随着过盈量增至6 μm,锁紧器的锁紧力矩线性增至174 N·m,最大应力不足20 MPa,表明锁紧器具有较强的锁紧性能。

3.2 疲劳寿命分析

由文献[11]中铝合金材料的S-N曲线为疲劳分析准则,循环截止周期取为106,对锁紧器施加循环压力,获得锁紧器在不同工况下的疲劳寿命。如图11a所示,当锁紧器工作于常规机加环境时(修正因子取为经验值0.7),其在循环周期内未发生疲劳实效,疲劳寿命可达100万次以上。图11b为锁紧器在潮湿腐蚀环境(修正因子为0.4)时的失效循环结果,可知锁紧器在经历约19.9万次周期性锁紧后发生疲劳失效,失效点为摩擦环面的内壁。

(a) 常规机加工况 (b) 潮湿腐蚀工况图11 锁紧器疲劳寿命结果

由此可知,锁紧器具备较好的工作环境适应性,即使应用在潮湿腐蚀环境中,也具备可靠的锁紧性能,其工作寿命满足使用要求。

3.3 瞬态响应分析

建立锁紧器的瞬态分析模型,分别对锁紧器施加微秒级、毫秒级和亚秒级斜坡气源载荷,获得锁紧器最大应力和摩擦环面最小径向变形的时变结果。如图12和图13所示,微秒级气源载荷使锁紧器在0～4 μs内发生振荡变形,其摩擦环面的最小径向变形超过13 μm,最大应力数值达到55 MPa,可能发生塑性变形;毫秒级气源载荷引起锁紧器在1 μs内发生轻微振荡,但其最大应力不超过35 MPa;亚秒级气源载荷作用下的锁紧器处于稳态变形状态,性能保持稳定。

图12 瞬态气源载荷下锁紧器的最大应力 图13 瞬态气源载荷下摩擦环面的最小径向变形

通过分析锁紧器在不同瞬态气源载荷下的响应结果,可知微秒级气源载荷可能导致铝合金材质的锁紧器发生塑性变形;而毫秒级以上气源载荷几乎不引起振荡,锁紧器具有较好的抗冲击载荷能力。

4 锁紧器的变形实验

4.1 实验原理

为探究锁紧器的变形能力是否满足设计要求,对锁紧器开展了变形实验,实验原理如图14所示。锁紧器的气路入口与压力发生器连接,分辨率为0.01 μm的高精度测头与锁紧器的摩擦环面接触,其测量结果由测头数显仪直显。测试过程中,分别读取锁紧器在自然状态和供压状态下的测头示数,求差后即可获得锁紧器的径向变形结果。为分析锁紧器环面变形的均匀性,将测头分别处于不同周向位置(间隔约45°),多次重复供压测试。图15给出锁紧器变形实验的照片,由仿真可知摩擦环面边缘处的变形量较小,因此将测头集中于环面的边缘位置,由此测得摩擦环面的最小径向变形。

图14 实验原理图

图15 实验过程照片

4.2 实验结果

锁紧器摩擦环面的径向变形均值结果如图16所示。

图16 不同周向位置的径向变形结果

由图可知,锁紧器摩擦环面的整体变形均值为-5.3 μm,标准差为±0.15 μm;在多次测试中,单个周向位置的径向变形结果存在波动,最大标准差达到±0.3 μm;不同周向位置的径向变形量存在小幅波动,测试点A的径向变形最小,均值为-5.05 μm,测试点D径向变形最大,其均值为5.5 μm。

由此可知,在多次异位的测试过程中,锁紧器摩擦环面的最小径向变形量超过5 μm,且波动约为±6%,具备较好的一致性和稳定性,满足轴系的解锁要求,验证了锁紧器结构设计的合理性。

对比仿真分析所得最小径向变形结果(-5.67 μm),实测值偏小约7%。经分析,误差主要来自以下3方面:①锁紧器由增材制造一体化成形,腔体结构存在制造偏差,其对变形结果影响较大;②气压通过旋钮控制与指针示数,无法准确控制压力值,存在一定偏差;③测头测试过程存在一定误差,影响结果的准确性。

5 结论

本文完成了适用于精密/超精密轴系锁紧器的结构仿真与实验分析,验证了基于径向摩擦的单体常闭式精密锁紧器功能可行,使用性能和可靠性良好,在精密、超精密领域具有广泛的应用前景,主要结论如下:

(1)围绕锁紧性能达标和工艺性提升,将弧形环腔结构和铝合金材料作为锁紧器的优选材料与构型;

(2)由仿真可知,锁紧器的的径向变形大于5 μm,最大锁紧力矩可达174 N·m,最大疲劳寿命超100万次,具有较好的抗冲击载荷能力;

(3)锁紧器最小径向变形的实测值为5.3 μm,波动不足±6%,与仿真结果的偏差在7%以内,具备较好的一致性和稳定性,满足功能要求。