摘要：利用NXNastran 建立夾持機構有限元模型，綜合考（kǎo）慮（lǜ）鍛件下（xià）傾角和零件強度的基礎（chǔ）上，分析了多（duō）種不同夾持力夾持（chí）最重負（fù）載的工況，得出最優夾（jiá）持力。研究對於優化夾持機構設計以及液壓係統設計具有重要參（cān）考意（yì）義。

 
      鍛造操作機是一種夾持（chí）鍛坯配合（hé）壓機完成送進、轉動、精整等動作的輔助鍛壓機械，是重型（xíng）鍛造壓機的重要配套（tào）設備 。其夾持作業過程中頻繁地提升、旋轉（zhuǎn）、製動以及鍛壓等非（fēi）連續動（dòng）作，致使夾持機構傳遞的（de）作用力非常大。若夾持機構能夠提供的夾持力小於作業所需的夾持力（lì），就會導致夾持（chí）操作失敗，這在生產作業中是絕不允許的，所以通常情況下夾持力為偏大（dà）的（de）保守設計，但夾（jiá）持力過大又會引起（qǐ）夾持機構設計笨重不夠（gòu）靈巧（qiǎo），操作動（dòng）作反應遲鈍，甚至導致（zhì）鉗臂、連（lián）杆等（děng）關鍵零部件強度降低而疲勞斷（duàn）裂 。所以，研究鍛造操作機夾持機構的夾持力對於（yú）優（yōu）化夾持機構設計與液壓係統設計具有重要參考意義。

    1 、鍛造操作機夾持機構簡介

     圖1 某鍛（duàn）造操作機
   

     圖2 夾鉗機構模型圖

 
     某鍛造（zào）操作機如圖1 所示。本文主要研究其夾持機構，如圖2 所示，包括推杆、連杆、鉗臂、鉗殼、鉗口以及連接銷軸等組成。夾緊缸活塞杆與推（tuī）杆連接，各零部件（jiàn）通過銷軸銷孔連接方式實現力的傳遞。當夾持力（lì）向右時（shí），夾鉗進行（háng）夾持動作，反之，夾鉗進行鬆夾動作。

      2 、基於摩擦的夾持力理論（lùn）

     計算鍛造操作機在鍛造過（guò）程中（zhōng）夾鉗會經常旋轉，鉗口的位置（zhì）也會隨之變化，當（dāng）鉗口處（chù）於不同位置時，整個夾持機構（gòu）也處於不同的的受力情況，即處於（yú）不同的力（lì）與力矩平衡關係中。大量的分析研究表明，當鉗（qián）口處於上下垂直狀態時，下（xià）鉗口所受的載（zǎi）荷是各種狀態下的最（zuì）大載荷，夾持機構夾緊（jǐn）鍛件所（suǒ）需的工作夾持（chí）力最大 。

     圖3 在垂直位置時工件基於摩擦的受力簡圖
 
 
     圖3 為鉗口在工件上下位置垂直（zhí）狀態（tài）時，工件基於摩擦的受（shòu）力分析簡圖。在（zài）圖中可以看到N1′、N2′為鉗口對（duì）工件的支撐反作用力，在夾持狀態下工件有向下掉落的靜態趨勢，但是工件被卡（kǎ）在上下V 型鉗口作用力之中，這種作用力抵消了向下滑落的趨勢，所以在鉗口和工件之間並沒有產（chǎn）生靜摩擦力。N1′、N2′就（jiù）是鉗口對工件的總支撐力，其（qí）水平分力用N1x′、N2x′來表示，垂直（zhí）分力用N1y′、N2y′來表示。但（dàn）是，實際中上下V 型鉗口在（zài）M=Gl0的力矩作用（yòng）下會使2N1y′與2N1y′作用方向（xiàng）上產生一段距離。鉗口會繞著銷軸（zhóu）旋（xuán）轉直到平衡（héng）位（wèi）置。這時工件會下垂一個（gè）角度φ，從而鉗口和工件會產生相對的摩擦（cā）力2F1′和2F2′。這一（yī）轉動直到2N1y′和2F1′的合力R1′的作用線通過上鉗（qián）口的銷軸中心，以及2N2y′和2F2′的合力R2′的作用線通過下鉗口的銷軸中心，從而（ér）使鉗口轉動的力矩消失，工（gōng）件和鉗口處於（yú）平衡狀態。列出力與（yǔ）力矩平衡方程：

      以上為傳統摩擦夾持的計算方法（fǎ）。這種計算方（fāng）法鉗口與（yǔ）鍛件實際複雜的接觸麵被簡單的以等效摩擦代替，造成計算（suàn）結果偏（piān）差較大，因此要得出較為準確的夾持力（lì），需進行有限元模擬仿真計（jì）算。

       3、 夾持機構有限元仿真分析

      采用商用有限元分析軟（ruǎn）件NXNastran 進行仿真（zhēn）分析，NXNastran 是國際上應用最（zuì）廣泛的CAE 工具，大量的製造廠商依靠其（qí）分析（xī）結果來設（shè）計和生產更加（jiā）安全可靠產品（pǐn），得到更優化的設計，縮（suō）短產品研（yán）發周期。三十多年（nián）來，Nastran 已經成為了幾乎所有國際（jì）大企業的工程分析工具，應用領域包括航（háng）空航天、汽車、軍工、船舶、重型（xíng）機械設備、醫（yī）藥和消費品等，這也（yě）使得其（qí）分析結果成為了工業化的標準。對夾持機構最大承載能力的工況進（jìn）行有（yǒu）限元分析，鍛件重量為（wéi）180t，重力矩4000kN·m。

      
      圖4 夾鉗機構（gòu）有限元網格模型

     有限元（yuán）網格模型如圖4。采用自（zì）由網格（gé）劃分，整個夾持機構模型共劃分為85496 個節點，41258 個單元。在發（fā）生接觸的區（qū）域設置麵（miàn）麵接觸對，包括鉗口與鍛件（jiàn）、鉗（qián）臂與鉗口、鉗臂與鉗殼、連（lián）杆與鉗（qián）臂、推杆與連杆等（děng）接觸麵，接觸算法選用罰函數法[5~7]。鉗（qián）口與鍛件（jiàn）接觸麵摩（mó）擦（cā）係數按（àn）熱工件與輥道摩擦係數取值為0.3，其（qí）餘為銷軸銷孔摩（mó）擦，摩擦係數取0.15。

     材料力（lì）學性能如表1 所示。

     3.1 夾持機構有限元仿真結果

     鉗口垂直（zhí）夾（jiá）持鍛件（jiàn）情況下夾持機構整體應力雲圖如圖5 所示，鍛件下傾角為2.46°。最大應力發生在下連杆（gǎn）與鉗臂連接的銷孔處（chù），為660.70MPa。

     圖5 夾持機構應（yīng）力雲圖

     關鍵零部件上（shàng）下鉗臂，上下連杆的（de）應力雲圖如圖6~9 所示。

      3.2 結（jié）果分析

      為了得到最優夾（jiá）持力，分別（bié）計算夾持力為900t、1000t、1200t、1300t 情況下，鍛件的下傾角和零部件的應力強度，結果如表2 所示。

       
      圖6 上鉗臂應力（lì）雲（yún）圖

      圖7 下（xià）鉗（qián）臂應力雲（yún）圖

      圖8 上連杆應力雲圖

       
      圖（tú）9 下連杆應力雲圖

      表（biǎo）2 不同（tóng）夾持力工況（kuàng）下關鍵（jiàn）零件的應力及安全係數

      由表中可知，在900t 的（de）夾持力下，鍛件的傾角為4.47°，超過了鍛件允許下傾的角度範圍（wéi）0~4°，這種情（qíng）況下（xià）斷定為夾持失效，是生產作業所不允許的。1060t 以上的夾持力可以（yǐ）將鍛件夾起，而（ér）且夾持力越大，鍛件下傾的角度越小，但是零件的應力也就越（yuè）大，安全係數也就越低。所以，最優夾持（chí）力為1060t。

       4、 結論
 

     （1）研究夾持機構力學模（mó）型，分析垂直（zhí）夾持鍛件的受力情況，特別（bié）是考慮鍛件下傾的影響，推算出夾持力計算公式。
     （2）建立夾持機（jī）構的有限元模型，分別計算多種夾（jiá）持力（lì）情況下鍛件的下傾幅度以及零部（bù）件的強度應力（lì）。結合判別夾持失效條（tiáo）件即鍛件下傾角度不能超過（guò）4°以及零件材料（liào）的屈服強（qiáng）度（dù），得（dé）出180t/4000kN·m操作機的最優夾持力為1060t。