優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載需要CAD圖紙，Q咨詢414951605或1304139763目錄摘要IIIABSTRACTIII第1章緒論111概述122研究背景及意義123國內(nèi)外研究現(xiàn)狀2第2章傳動系統(tǒng)總體設(shè)計421設(shè)計參數(shù)選定422方案選定4221傳動系統(tǒng)布置方式的選定4222傳動級數(shù)和各速比的分配4223確定離合器和制動器的安裝位置5224總體設(shè)計方案的確定523電動機的選擇5231壓力機功能組成及總功5232電動機型號的選擇724動力參數(shù)計算7241確定總傳動比和分配傳動比7242運動和動力參數(shù)的計算8第3章主要零部件的設(shè)計計算931飛輪轉(zhuǎn)動慣量的計算932V帶輪的設(shè)計9321確定計算功率9CAP322選擇V帶的帶型10323確定帶輪的基準(zhǔn)直徑DD1并驗算帶速V10324確定V帶的中心距A和基準(zhǔn)長度LD10325驗算小帶輪包角101326計算帶的根數(shù)Z10327計算單根V帶的初拉力的最小值110MINF328計算壓軸力11PF329V帶設(shè)計結(jié)果1133齒輪的設(shè)計計算12優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載需要CAD圖紙，Q咨詢414951605或1304139763331選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)12332按齒面強度設(shè)計12333按齒根彎曲強度設(shè)計14334幾何尺寸計算1534曲軸的設(shè)計及強度校核16341曲軸尺寸參數(shù)的確定16342曲軸的強度校核1735曲軸軸承的設(shè)計計算18351軸承的選擇18352滑動軸承的設(shè)計計算1836傳動軸的設(shè)計計算19361確定軸的最小軸徑19362軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計19363軸的校核21第4章主要零件的有限元分析2741曲軸的有限元分析27411模型的簡化27412模型的生成27413單元的選擇27414網(wǎng)格的劃分27415約束條件28416力的施加29417有限元計算結(jié)果與理論計算結(jié)果的比較3042齒輪的有限元分析32第5章離合器、制動器的選擇3451離合器的選用3452制動器的設(shè)計36521制動器的選用36522帶式制動器的結(jié)構(gòu)36總結(jié)37參考文獻(xiàn)38致謝39優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載需要CAD圖紙，Q咨詢414951605或1304139763摘要曲柄壓力機是鍛壓生產(chǎn)中廣泛使用的一種鍛壓設(shè)備。它可以應(yīng)用在板料沖壓、模鍛、冷熱擠壓、冷精壓和粉末冶金等工藝。研究和設(shè)計壓力機為了提高其加工效率，提高其自動化水平。目的是為了了解曲柄壓力機的工作原理，結(jié)構(gòu)性能及其功能作用，設(shè)計出滿足使用要求的閉式單點曲柄壓力機傳動裝置。本文設(shè)計內(nèi)容包括傳動系統(tǒng)的布置及設(shè)計；電動機功率和飛輪的計算，確定飛輪的轉(zhuǎn)動慣量并對飛輪的結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計；各級齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計及其計算，并進(jìn)行了傳動比的分配；壓力機傳動系統(tǒng)各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計算；各軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及其計算；繪制齒輪、軸的結(jié)構(gòu)圖。本次設(shè)計采用PRO/E進(jìn)行三維設(shè)計及仿真，借助SOLIDWORKS有限元分析模塊進(jìn)行有限元分析，最后用AUTOCAD軟件繪制了壓力機主傳動系統(tǒng)的裝配圖和主要零件圖。關(guān)鍵詞壓力機，傳動系統(tǒng)，三維設(shè)計，有限元分析ABSTRACTCRANKISAFORGINGPRESSFORGINGEQUIPMENTWIDELYUSEDINPRODUCTIONITCANBEUSEDINSHEETMETALSTAMPING,FORGING,COLDEXTRUSION,COLDCOININGANDPOWDERMETALLURGYPROCESSESRESEARCHANDDESIGNINORDERTOIMPROVEITSPROCESSINGEFFICIENCYPRESSESTOINCREASETHEIRLEVELOFAUTOMATIONTHEPURPOSEISTOUNDERSTANDTHECRANKPRESSWORKS,STRUCTURALPERFORMANCEANDITSFUNCTIONALROLE,DESIGNEDTOMEETTHECLOSEDSINGLEPOINTCRANKPRESSDRIVESUSEREQUIREMENTSTHISDESIGNINCLUDESTHEARRANGEMENTANDDESIGNOFTHETRANSMISSIONSYSTEMFLYWHEELMOTORPOWER,ANDCALCULATIONSTODETERMINETHEMOMENTOFINERTIAOFTHEFLYWHEELANDFLYWHEELSTRUCTUREDESIGNGEARDESIGNANDSTRUCTURELEVELSCALCULATIONANDALLOCATIONOFTHETRANSMISSIONRATIOPRESSEACHTRANSMISSIONSHAFTSPEED,POWER,TORQUECALCULATIONEACHAXISOFTHESTRUCTURALDESIGNANDCALCULATIONDRAWGEAR,STRUCTURALDIAGRAMOFTHESHAFTTHEDESIGNUSESPRO/EFORTHREEDIMENSIONALDESIGNANDSIMULATION,USINGSOLIDWORKSFINITEELEMENTANALYSISMODULEFORFINITEELEMENTANALYSIS,ANDFINALLYDRAWTHEMAINTRANSMISSIONASSEMBLYDRAWINGPRESSESANDMAJORPARTSDRAWINGUSINGAUTOCADSOFTWAREKEYWORDSPRESS,TRANSMISSION,THREEDIMENSIONALDESIGN,TINITEELEMENTANALYSIS優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載1第1章緒論11概述曲柄壓力機是鍛壓生產(chǎn)中廣泛使用的一種鍛壓設(shè)備。它可以應(yīng)用在板料沖壓、模鍛、冷熱擠壓、冷精壓和粉末冶金等工藝。電機主軸的旋轉(zhuǎn)運動通過曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)，使曲柄連桿滑塊機構(gòu)中的滑塊實現(xiàn)往復(fù)直線運動，滑塊瞬間產(chǎn)生的壓力通過模具使金屬材料產(chǎn)生塑性變形，以制成一定形狀的鍛壓件。曲柄壓力機結(jié)構(gòu)簡單，操作比較方便，被廣泛地應(yīng)用在生產(chǎn)中?，F(xiàn)代制造業(yè)要求產(chǎn)品的精度越來越高，由傳統(tǒng)的機械加工向機械與計算機、電子技術(shù)、激光技術(shù)相結(jié)合的自動化方向和少切削量方向發(fā)展。壓力加工是機械制造的基本環(huán)節(jié)，在冶金、機械、電力、汽車、航空、造船、兵器、化工、電子、儀表、輕工等工作部門都占有重要的地位。曲柄壓力機在壓力加工中很大程度扮演了一個重要的角色。近年來為了適應(yīng)高精密化加工、高效加工、綠色加工，曲柄壓力機也向高精密、高效率、高剛度、自動化、節(jié)能環(huán)保等方向發(fā)展?，F(xiàn)階段，為了獲得多種工藝不同的滑塊速度輸出特性，一些廠家采用伺服電機作為驅(qū)動電機，生產(chǎn)能夠滿足多種不同工藝的壓力機。但是這種用伺服電機作為驅(qū)動電機，也有它的局限性。如伺服電機的功率有限且造價昂貴，難以用于大功率的壓力機?；谏鲜鲈?，現(xiàn)在一些專家提出混合輸入并聯(lián)機構(gòu)驅(qū)動。不難看出，對整個壓力機的研究設(shè)計有十分重要的意義。22研究背景及意義曲柄壓力機是以曲柄傳動的鍛壓機械，適用于板料的沖孔、落料彎曲、線拉伸及成型等工作，床身可作適當(dāng)傾斜，以便于把沖壓的成品或鐵屑等物，依靠自重滑落、若裝上自動送料機構(gòu)、則可以推行半自動沖壓工作，一般用于農(nóng)業(yè)機械、電氣工業(yè)、汽車、拖拉機工業(yè)等用途較為廣泛。為了滿足小批量和單件生產(chǎn)經(jīng)濟(jì)上的合理性，要求生產(chǎn)具有更大的柔性、工藝設(shè)備具有萬能性。近1015年內(nèi)，曲柄壓力機仍是大批量或大量生產(chǎn)的企業(yè)體積模鍛和板沖車間的主要設(shè)備，但在總臺數(shù)中的相對數(shù)量未必會增加。設(shè)備的改進(jìn)，設(shè)備的性能（包括生產(chǎn)率）的改善，以及設(shè)備價格的提高，但是仍然要用不同的方法加以改進(jìn)。所以提高生產(chǎn)率，改進(jìn)沖壓件質(zhì)量（首先是他的形狀和尺寸精度），實現(xiàn)自動化，以及根本改善操縱條件和工作地點的舒適性等都是需要研究和優(yōu)化的。曲柄壓力機在機械制造業(yè)的各個部門中廣泛采用，在金屬壓力加工工藝上占有顯著的位置。由于鍛造行業(yè)對零件的加工要求越來越高，對節(jié)能降耗業(yè)提出了較高的要求，因此，對壓力機的精度、穩(wěn)定性和功率的利用要求也越來越高。而且，國內(nèi)外對壓力機的研究不斷的深入，壓力機的結(jié)構(gòu)日新月異。在生產(chǎn)新型結(jié)構(gòu)壓力機的同時，研究現(xiàn)有的壓力機也具有重要的意義。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載223國內(nèi)外研究現(xiàn)狀國內(nèi)目前現(xiàn)狀，機械壓力機的正規(guī)專業(yè)和兼業(yè)生產(chǎn)廠共23個，1978年機械壓力機品種（只包括一機械系統(tǒng)的正式產(chǎn)品）共30個系列達(dá)160余種，產(chǎn)量占整個鍛壓機械年產(chǎn)量的49，其中開式壓力機占70，大、重型機械壓力機占3。在這期間，上海鍛壓機床廠、上海第二鍛壓機床廠、濟(jì)南第二機床廠及徐州鍛壓機床廠等機械壓力機制造廠進(jìn)行了技術(shù)改造和擴建，生產(chǎn)能大大提高。設(shè)計科研隊伍日益擴大，開展了機械壓力機的三化及科研工作，老產(chǎn)品亦不斷進(jìn)行更新?lián)Q代。例如，濟(jì)南第二機床廠對13中產(chǎn)品至今共進(jìn)行了23次更新，有的產(chǎn)品以前后更新多次，如160噸閉式雙點壓力機共更新了三次，產(chǎn)品性能及質(zhì)量精益求精?，F(xiàn)在已具備各有設(shè)計和制造大型復(fù)雜機械壓力機的能力，某些產(chǎn)品以接近或趕上世界先進(jìn)水平。單機連線自動化沖壓生產(chǎn)線為滿足自動化沖壓生產(chǎn)線的需要，國內(nèi)知名壓力機生產(chǎn)企業(yè)在20世紀(jì)末期，就大力進(jìn)行了高性能單機連線壓力機的研制生產(chǎn)。其中以濟(jì)南二機床集團(tuán)公司、上海鍛壓機床廠、齊齊哈爾第二機床廠等為代表，先后研制了J471250/2000型閉式四點雙動拉深壓力機、S3P630型閉式四點壓力機、PE4HH6002TS四點單動壓力機、PD4HH800/6002TS四點雙動壓力機、30000KN閉式雙點汽車大梁壓力機、成系列多連桿傳動單動壓力機及其他規(guī)格的大型雙動拉深壓力機。由它們組成的自動化沖壓生產(chǎn)線具有大噸位、大行程、大臺面，以及大噸位氣墊、機械手自動上下料系統(tǒng)、全自動換模系統(tǒng)和功能完善的觸摸屏監(jiān)控系統(tǒng)，生產(chǎn)速度快、精度高。這些單機連線已先后裝備了第一汽車制造廠、重慶長安汽車廠等汽車制造業(yè)的多條大型自動化沖壓生產(chǎn)線，并正在向更多的汽車廠和國外公司擴展。2006年8月，濟(jì)南二機床公司向泰國薩密特公司提供了一條32000KN大型沖壓生產(chǎn)線，充分滿足了汽車快速、高精度及高效的生產(chǎn)要求。這類生產(chǎn)線的典型配置和用途開式單點壓力機加裝輥輪送料機或氣動送料機成線，可作單多工序連續(xù)沖壓，操作性良好；開式雙點壓力機加裝多工位送料裝置、開卷裝置和校平裝置，組成多工位連續(xù)沖壓生產(chǎn)線。由于占地少、工序間搬運小，所以正日益被沖壓生產(chǎn)看好；高速壓力機加裝凸輪分割型送料機、開卷校平裝置成線，沖制專用零件，如電動機硅鋼片等。大型多工位壓力機在覆蓋件沖壓領(lǐng)域，大型多工位壓力機是最先進(jìn)、最高效的沖壓設(shè)備，是高自動化、高柔性化的典型代表。通常由拆垛機、大型壓力機、三坐標(biāo)工件傳送系統(tǒng)和碼垛工位等組成。生產(chǎn)節(jié)拍可達(dá)1625次/MIN，是手工送料流水線的45倍，是單機連線自動化生產(chǎn)線的23倍。是當(dāng)今世界汽車制造業(yè)應(yīng)首選的最先進(jìn)的沖壓設(shè)備，目前世界上已能生產(chǎn)95000KN的大型多工位壓力機。這類機床過去惟工業(yè)發(fā)達(dá)國家獨有，20世紀(jì)末到21世紀(jì)初我國也已開發(fā)研制，并取得成功。濟(jì)南二機床集團(tuán)公司于1999年與德國萬加頓公司合作制造了兩臺20000KN大型機械多工位壓力機，2005年初又與世界最大的汽車零部件供應(yīng)商美國德納DANA公司簽訂了供貨合同，為其提供一臺50000KN重型多工位壓力機。該機采用電控同步、電子伺服三坐標(biāo)送料、多連桿、全自動換模、模具保護(hù)及現(xiàn)場總線控制等多項國際先進(jìn)技術(shù)，具有遠(yuǎn)程診斷、遠(yuǎn)程控制和網(wǎng)絡(luò)通信等多種自動化功能，適用于汽車制造中薄板件的拉深、彎曲、沖裁和成形等冷沖壓工藝。是我國迄今為止出口的噸位最大、技術(shù)含量最高、自動化程度最高的沖壓成套設(shè)優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載3備。濟(jì)南二機床公司因強大的研發(fā)制造能力和良好的市場業(yè)績，被國外用戶譽為“世界五大數(shù)控裝備制造商之一”。迄今為止，這類多工位壓力機在國內(nèi)汽車業(yè)尚未廣泛使用，但市場前景十分看好。國外目前現(xiàn)狀，曲柄壓力機，近30年來主要以批量生產(chǎn)在板沖和模鍛中被廣泛使用，專門化程度越來越高，朝著高速度、高精度、自動化方向發(fā)展，普遍采用CNC控制。但今年，多品種少量生產(chǎn)勢頭在國外越益強勁，要滿足其經(jīng)濟(jì)上的合理性，就要求生產(chǎn)具有更高的柔性，工藝設(shè)備具有更大的通用性。在這種背景下，國外壓力機設(shè)計、制造者們、在傳統(tǒng)的機械壓力機上經(jīng)反復(fù)各種嘗試，最近終于設(shè)計制造出一些具有新創(chuàng)見的壓力機面市。這些壓力機，在結(jié)構(gòu)上各有其獨到之處，可適應(yīng)多變的工藝過程，通用性大，具有更高的柔性。其中機械驅(qū)動源的液壓化、兼容機械壓力機和液壓機雙方優(yōu)點，體現(xiàn)了未來壓力機的突出特征，例如球頭連桿壓力機，機械液壓壓力機，液壓機械壓力機等。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載4第2章傳動系統(tǒng)總體設(shè)計21設(shè)計參數(shù)選定本次設(shè)計選定JB2335A型35噸曲柄壓力機參數(shù)為參考，JB2335A型壓力機的主要技術(shù)參數(shù)如下公稱力PG35T公稱力行程SP8MM滑塊行程H100MM滑塊行程次數(shù)48R/MIN最大封閉高度120MM封閉高度調(diào)節(jié)量30MM滑塊中心至機身距離110MM工作臺板尺寸前后左右厚度20030030MM22方案選定221傳動系統(tǒng)布置方式的選定傳動系統(tǒng)的布置方式包括兩個方面1，2（1）上傳動/下傳動傳動系統(tǒng)布置在工作臺之上稱為上傳動，反之為下傳動。目前市場上已上傳動壓力機居多，但下傳動壓力機在個別領(lǐng)域仍占有優(yōu)勢，如食品、橡膠等行業(yè)。（2）曲軸橫放/縱放壓力機傳動系統(tǒng)的曲軸平行于壓力機正面的為曲軸橫放，垂直于正面的為曲軸縱放，一般在中大型壓力機上采取曲軸縱放（偏心齒輪結(jié)構(gòu)），甚至在個別小型壓力機上也采取這種型式。曲軸橫放主要適用于大臺面壓力機（通常為雙點壓力機）。222傳動級數(shù)和各速比的分配壓力機的傳動級數(shù)與電動機的的轉(zhuǎn)速和滑塊每分鐘的行程次數(shù)有關(guān)。行程次數(shù)越低，總速比大，傳動級數(shù)就應(yīng)多些否則每級的速比過大，結(jié)構(gòu)不緊湊；行程次數(shù)高，總速比小，傳動級數(shù)可少些，現(xiàn)有壓力機傳動系統(tǒng)的級數(shù)一般不超過四級。行程次數(shù)在70次/MIN以上的用單級傳動，7030次/MIN的用兩級傳動，3010次/MIN的用三級傳動，10次/MIN一下的用四級傳動1。各傳動級數(shù)的速比分配要恰當(dāng)。通常三角皮帶傳動的速比不超過68，齒輪傳動部超過79。速比分配時，要保證飛輪有適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)速，也要注意布置得盡可能緊湊、美觀和長、寬、高尺寸比例適當(dāng)。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載5223確定離合器和制動器的安裝位置單級傳動壓力機的離合器和制動器只能置于曲軸上2。采用剛性離合器的壓力機，離合器應(yīng)置于曲軸上，這是因為剛性離合器不宜在高速下工作，而曲軸的轉(zhuǎn)速較低，故離合器置于曲軸上比較合適。在此情況下，制動器必然也置于曲軸上。采用摩擦離合器時，對于具有兩級和兩級以上傳動的壓力機，離合器可置于轉(zhuǎn)速較低的曲軸上，也可置于中間傳動軸上。當(dāng)摩擦離合器安裝在低速軸上時，加速壓力機從動部分所需要的功和離合器結(jié)合時所消耗的摩擦功都比較小，因而能量消耗較少，離合器工作條件也比較好。但是低速軸上的離合器需要傳遞較大的扭矩，因而結(jié)構(gòu)尺寸較大。因此，摩擦離合器的合理位置應(yīng)視機器的具體情況而定。一般來說，行程次數(shù)較高的壓力機（如模鍛壓力機）離合器最好安裝在曲軸上。行程次數(shù)較低的壓力機（如中大型通用壓力機），由于曲軸轉(zhuǎn)速低，最后一級大齒輪的飛輪作用已不顯著為了縮小離合器尺寸，降低其制造成本，并且由于結(jié)構(gòu)布置的要求，離合器多置于轉(zhuǎn)速較高的傳動軸上，一般是飛輪軸。制動器的位置則隨離合器位置而定。224總體設(shè)計方案的確定根據(jù)以上設(shè)計原理及此次設(shè)計原始數(shù)據(jù)綜合考慮，曲柄壓力機傳動系統(tǒng)選擇2級傳動，一級帶傳動，大帶輪兼做飛輪用，一級齒輪傳動，齒輪懸臂放置，剛性離合器和制動器均在曲軸上，曲軸橫放，大帶輪兼做飛輪用，齒輪懸臂放置?？傮w傳動方案如圖1所示。圖1曲柄壓力機總體傳動方案23電動機的選擇231壓力機功能組成及總功（1）工件變形功A1優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載6（14）110A35PGH（15）33175082675NMJ（2）拉伸墊工作功A2（16）133192366YPH（3）工作行程摩擦A3摩擦當(dāng)量力臂（17）1012ABMD（18）14取1905DPG07358DM1286AM0451025018254736M2013303762890APGJ（4）彈性變形功A42112H223508754/PGKNMC23334112AJ（5）滑塊空程功A5查表641得A5423333J（6）飛輪空轉(zhuǎn)功A62410NT查表641得N03KW25NTC查表561得CN05004HBGD優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載726112548TSN次次/MI2740NTSC次/I60524157AKWSJ（7）離合器接合功A7A702A（8）總功112345672867592893052435702JJJJA解得0A232電動機型號的選擇電動機平均功率294098261742MAJNWTS電動機實際功率30K查表611得K取13實際選用功率3113687421936520K又因為，兩級或兩級以上的傳動系統(tǒng)采用同步轉(zhuǎn)速為1500或1000R/MIN的電動機，單級傳動系統(tǒng)一般采用1000R/MIN的電動機1。查機械設(shè)計手冊5，同步轉(zhuǎn)速為1500R/MIN，額定功率NE為22KW的電動機型號為Y100L14，滿載轉(zhuǎn)速NM1430R/MIN。24動力參數(shù)計算241確定總傳動比和分配傳動比電動機型號為，滿載轉(zhuǎn)速。140YL1430/MINMNR（1）總傳動比322978MAI（2）分配傳動裝置的傳動比前面?zhèn)鲃臃桨敢汛_定，采用一級帶傳動，一級齒輪傳動，傳動方案如圖1所示。，式中分別為帶傳動和齒輪傳動的傳動比。01AI01I查表15常見機械傳動的主要性能，表411,現(xiàn)有通用壓力機傳動參數(shù)，為使V帶優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載8傳動外廓尺寸不致過大，取，則齒輪傳動比為0475I3310296AI242運動和動力參數(shù)的計算傳動裝置如圖1所示（1）各軸轉(zhuǎn)速電動機軸043/MINMNR傳動軸3410105/I7I曲柄軸248/NR（2）各軸輸入功率電動機軸輸出功率19DPKW傳動軸3510112061K曲柄軸36222398720W傳動軸、曲柄軸的輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率098，例如傳動軸輸出功率1098106PKW（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸輸出37219954630DDMPTNMN傳動軸38101017571DDII曲柄軸3922236209836TITINM傳動軸、曲柄軸輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率098，例如傳動軸的輸出轉(zhuǎn)矩。/126710985NM運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表表1運動和動力參數(shù)計算結(jié)果功率P（KW）扭矩T（N）軸名輸入輸出輸入輸出轉(zhuǎn)速N/MIN傳動比I效率電動機軸2191463143004750196優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載9傳動軸2102066671653830105曲柄軸20196397613896648627AI0295第3章主要零部件的設(shè)計計算31飛輪轉(zhuǎn)動慣量的計算1電動機在額定轉(zhuǎn)速下飛輪的角速度E401243015/7EENRADSI2電動機的額定滑差率ES該異步電動機的同步轉(zhuǎn)速，實際轉(zhuǎn)速015/MINNR1430/MINMNR416001437ES3速度不均勻系數(shù)考慮該壓力機需進(jìn)行拉伸工藝，需要較大的工作能量，故在轉(zhuǎn)子中串如電阻，使011，查表671，皮帶當(dāng)量滑差率，系數(shù)K13，修正系數(shù)，則ES02TS0942122093181ETKS5最大盈虧工0A1012344389752893061524158J4飛輪轉(zhuǎn)動慣量JE441,720220EAKGM32V帶輪的設(shè)計設(shè)計原始數(shù)據(jù)電動機額定功率,轉(zhuǎn)速，傳動比，2EPKW1430/INENR0427I每天工作8小時。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載10321確定計算功率CAP由表879，查得工作情況系數(shù)，故12AK4591264CAEPKW322選擇V帶的帶型根據(jù)PCA、NE由圖8119選用Z型323確定帶輪的基準(zhǔn)直徑DD1并驗算帶速V1初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由表869表889，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑DD180MM。2驗算帶速V。按式（813）9驗算帶的速度46910143/59/0DNMSS因為5M/S30M/S，故帶速合適。3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑，根據(jù)式（815A）9，計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑DD24721475038DIM根據(jù)表889，圓整為400MM。324確定V帶的中心距A和基準(zhǔn)長度LD1）根據(jù)式（820）9得，336A0960，初定中心距A0500MM。2）由式（822）9計算帶所需要的基準(zhǔn)長度2385001764M921012024DDDLA（48）由表829選帶的基準(zhǔn)長度LD1800MM。3）按式（823）9計算實際中心距A9001807655202DAM（49）中心距的變化范圍為493A574MM。325驗算小帶輪包角1（50）9000001D2157578841492A（）優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載11326計算帶的根數(shù)Z1）計算單根V帶的額定功率PR。由DD190MM和NE1430R/MIN，查表84A9得P00346KW。根據(jù)NM1430R/MIN，I0475和Z型帶查表84B9得。0003查表859得，查表829得，于是91K1LK（51）0P346094RLW2）計算V帶的根數(shù)Z（52）9265304CARP取7根。327計算單根V帶的初拉力的最小值0MINF由表839得A型帶的單位長度質(zhì)量，所以1/QKG290MIN2591645057167CAKPFVZN（53）應(yīng)使帶的實際初拉力。0MINF328計算壓軸力P壓軸力的最小值為（54）901MIN0IN1452S276SIN7632PFZN329V帶設(shè)計結(jié)果V帶設(shè)計結(jié)果如下表所示表2帶輪設(shè)計結(jié)果槽型Z型帶長LD1800MM根數(shù)7根中心距A520MM優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載12小帶輪直徑DD180MM大帶輪直徑DD2400MM帶輪結(jié)構(gòu)形式小帶輪采用實心式，大帶輪輪輻式33齒輪的設(shè)計計算331選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按圖1所示傳動方案，選用變位直齒圓柱齒輪傳動。3）壓力機一般為機床類，速度不高，故選用7及精度（GB1009588）。2）材料選著。由表1019選著小齒輪材料為40CR（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數(shù)Z113，則大齒輪齒數(shù)Z2I，取Z2821627138151332按齒面強度設(shè)計由設(shè)計計算公式（109）9進(jìn)行計算，即（55）2131EHTDKTZU確定公式類各計算數(shù)字1）試選載荷系數(shù)。2T2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。由表1中小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩41670TNM3）由表1079，小齒輪做懸臂布置，選取齒寬系數(shù)。06D4）由表1069，查的材料的彈性影響系數(shù)。1289EZMPA5）由圖1021D9，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極；LIM160HPA大齒輪的接觸疲勞極限。LIM250HMPA6）由式10139計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。（56）716031814350HNNJL優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載13（57）9624351041067N7）由圖10199取接觸疲勞壽命系數(shù)；。10HNK218HN8）計算接觸疲勞需用應(yīng)力。取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）9得（58）1LIM060HNKMPAS592LI285499）變?yōu)橄禂?shù)的選擇。采用,表21710，按耐磨性能最有利的條件制定的變位系數(shù)表120X取。10）查取節(jié)點區(qū)域系數(shù)HZ按，由圖10811，查得1206510238XZ和HZ21計算1）試算小齒輪分度圓直徑D1T，代入中較小的值。2421331267102189163670TEHTDKTZUM2）計算圓周速度V。（60）163105/9/60TNVMSS3）計算齒寬。B（61）1631789DTM4）計算齒寬與齒高之比。H模數(shù)（62）148563TTMZ齒高（63）251092TM78934610BH5）計算載荷系數(shù)。12,H優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載14根據(jù)，7級精度，由圖1089查得動載系數(shù)，直齒輪095/VMS10KV；1HFK由表1029查得使用系數(shù)；175AK由表1049用插值法查得7級精度，小齒輪相對支撐為懸臂布置。135HK由，查圖10139得；故載荷系數(shù)135H124FK（64）917503586AVHK6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（1010A）9得（65）933128669TTDM7）計算模數(shù)。M（66）195103Z333按齒根彎曲強度設(shè)計由式（105）9得彎曲強度的設(shè)計公式為67132FASDYKTMZ確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1）由圖1020C9查得小齒輪的彎曲強度極限；大齒輪的彎曲強度極150FEMPA限；2380FEMPA2）由圖10189取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；1095FNK2098FN3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（1012）9得14S68095392FNEKMPAA69228614S4）計算載荷系數(shù)。367BH優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載1570917501249AVFK5）查取齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)。按齒數(shù)和變位系數(shù)，由圖101611和101711，查取，13Z16X12FAY；178SAY按齒數(shù)和變位系數(shù)，由圖101711和101711，查取，2Z215X2198FAY；2196SAY6）計算大小齒輪的并加以比較。FASY7191217803FAS72926459FASY大齒輪的數(shù)值比較大。設(shè)計計算7341332221967015934763FASDYKTMMZ對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)3476并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸強度算得的分度圓直徑4M66956MM，算出小齒輪齒數(shù)1D16957DZ大齒輪齒數(shù)，取。21670ZI210Z這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。334幾何尺寸計算表3外嚙合直齒圓柱齒輪傳動計算結(jié)果表中MM20，1，025名稱符號計算公式優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載16小齒輪大齒輪模數(shù)M4齒數(shù)Z1Z71Z07分度圓直徑D68D248DM節(jié)圓直徑/1COS91/COS392中心距A2AD齒頂高14AHM2AH齒根高5FC5FC齒頂圓直徑11276AAD22436AAD齒根圓直徑8FFH18FFH齒輪寬度B150B15B34曲軸的設(shè)計及強度校核曲柄壓力機中，常見的曲軸有三種型式，即曲軸、曲拐軸和偏心軸1。曲軸為壓力機的重要零件，受力復(fù)雜，故制造條件要求較高，一般用45號鋼鍛制而成。鍛比一般取253。有些中大型壓力機的曲軸則用合金鋼鍛制，如40CR，37SIMN2MOV、18CRMNNOV，鍛比需要大于3，對于小型壓力機的曲軸，國內(nèi)有些制造廠用球磨鑄鐵QT602鑄造。鍛制的曲軸加工后應(yīng)進(jìn)調(diào)質(zhì)處理，有時還要在兩端切割試件進(jìn)行機械性能試驗。對于大型曲軸，有時在支承頸和曲柄頸中心處鉆深孔，以該善淬透性，提高機械性能，曲軸支承頸和曲柄頸（或曲拐頸）需加以精車或磨光，為了延長曲軸壽命，在各軸頸特別是圓角處，最好用滾子碾壓強化。341曲軸尺寸參數(shù)的確定圖13曲軸尺寸參數(shù)的確定，如表4。圖13曲軸示意圖表4曲軸有關(guān)尺寸經(jīng)驗公式1及計算結(jié)果單位MM；PG公稱壓力350KN曲軸各部分名稱代號經(jīng)驗公式及數(shù)據(jù)優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載17支承頸直徑0D取045PG0483590D支承頸長度L取01221L曲柄頸直徑A取018A曲柄頸長度A取037AD5935AD曲柄兩臂外側(cè)間長度Q取25Q03270Q曲柄頸的寬度或直徑取01811圓角半徑R取D09R342曲軸的強度校核曲軸強度計算存在不少問題，過去所沿用的方法與實際情況相差較大，有些在計算上亦感繁瑣?，F(xiàn)只介紹一種較精確校核的計算方法1，這種方法對載荷和支承做了一些簡化，如圖14所示簡化模型。對載荷的簡化11）齒輪對曲軸的作用力比連桿比連桿對它的作用力小得多，可忽略不計；2）連桿對曲軸的作用力近似看成等于公稱壓力,并分別作用在距離曲柄臂PG處。R對支承的簡化兩支承也是在距離曲柄臂處，簡化成簡支梁。2R圖14曲軸計算簡圖（純彎梁法）優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載18危險截面CC（曲柄頸中點處），BB（右側(cè)曲柄臂右端面）。危險截面計算CC截面（74）13331827035891054414780GALQARPMPAD曲軸材料為40CR調(diào)質(zhì)鋼，其許用應(yīng)力，可見，曲軸強度滿42PA足。BB截面7510001SINSI285N458208259023681GGGABMRD公稱當(dāng)量力臂76133MAX3052681056829GPMPAD曲軸材料為40CR調(diào)質(zhì)鋼，其許用剪應(yīng)力，可知，曲軸滿足剪10切強度。曲軸危險截面的應(yīng)力均在需用應(yīng)力范圍之類，滿足強度要求。35曲軸軸承的設(shè)計計算351軸承的選擇由于曲軸有特大沖擊與振動，徑向空間尺寸受到限制，必須剖分安裝，而滑動軸承正具有這些特點，承受沖擊載荷的能力較強，主要用于曲軸的主軸承，連桿小端支承等，故選擇對開式徑向滑動軸承。352滑動軸承的設(shè)計計算（1）驗算軸承的平均壓力（單位為MPA）P曲柄連桿機構(gòu)中的滑動軸承，速度較低，承受短時高峰載荷，軸承處在邊界摩擦的狀況下工作，設(shè)計中應(yīng)驗算軸承軸瓦上的單位壓力使P779PA式中作用在軸承上的壓力（軸承所受徑向載荷），N；P軸承的支承投影面積（MM2），與軸承的結(jié)構(gòu)，尺寸有關(guān)；A軸瓦材料的許用應(yīng)力，MPA，其值見表1229及表11810。P優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載19（2）驗算軸承的（單位為MPA）PV/軸承的發(fā)熱量與其單位面積上的摩擦功耗成正比（是摩擦系數(shù)），限制FPVF值就是限制軸承的溫升9。PV78PV式中軸頸圓周速度，即滑動速度，M/S；軸承材料的許用值，MPA，其值見表1229及表11810。V/（3）開式壓力機滑動軸承的驗算表，見表5。表5滑動軸承的驗算公式及結(jié)果計算9滑動軸承位置軸瓦材料許用值計算公式校核18PMPA02182ABPPDLP曲軸支承頸軸承ZCUAL10FE32/VMS64VNV50A連桿大端軸承ZQSN101/00（）連桿小端軸承ZQAL941PPA91BPPDL45BP36傳動軸的設(shè)計計算361確定軸的最小軸徑（1）由表1傳動軸上的功率P1210KW，轉(zhuǎn)速N130105R/MIN，T16671NM（2）作用在齒輪上的力低速級小齒輪的節(jié)圓直徑1698DM而79312719067TTNF80/ANTAN28419RTN（3）初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表1539，取A0112，于是得81133MIN021045PDAM362軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案，軸的結(jié)構(gòu)與裝配方案如圖15及16所示。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載20圖15軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖16軸的尺寸分布圖（2）根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度1）初取與大帶輪配合軸段直徑D50MM,帶輪輪轂寬度，取1052LD，為了保證軸端擋圈只壓在大皮帶輪上而不壓在軸上，故軸段長度應(yīng)比90LML1略短些，現(xiàn)取L88MM。2）初步選取滾動軸承。因傳動軸上零件，大皮帶輪、小直齒輪都沒產(chǎn)生軸向力，可以選用承受小的軸向載荷的深溝球軸承。每端軸承采用成對使用，徑向負(fù)荷FR產(chǎn)生內(nèi)部軸向力FA相互抵消，參照工作要求，并根據(jù)D50MM，由軸承產(chǎn)品目錄中，初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級，尺寸系列03的深溝球軸承631212，其尺寸，故715DDBM3DD70MM。右端滾動軸承采用定位軸肩進(jìn)行軸向定位，查得6314型軸承的定位軸肩高度H6MM，因此取D82MM。L，L要大于一對軸承寬度2B70MM，考慮采用套筒及軸承端蓋，取L130MM，L100MM。3）取段軸肩長度L40MM，右端軸肩長度L60MM。4）取小齒輪軸段直徑D65MM，小齒輪齒頂圓直徑DA160MM，做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載21小齒輪的輪轂長度，取，齒輪在軸端考慮其125LD146591LDM軸向定位，軸段長度L略小于齒輪輪轂的長度，取L88MM，采用單圓頭平鍵。（3）軸上零件的周向定位大帶輪，小齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接，由于帶輪、齒輪均在軸端故采76HK用單圓頭平鍵，按D65MM65MM由表619查得平鍵截BH18MM11MM，鍵用鍵槽銑刀加工，齒輪輪轂，鍵長略短于輪轂長度，可取鍵長度L80MM，同91LM時為了保證齒輪與軸配合具有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為（過76HN盈配合）；同時帶輪與軸的連接，選用單圓頭平鍵BHL18MM11MM110MM，帶輪與軸的配合為（過渡配合）。滾動軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為M6。（4）小齒輪上鍵的校核1）鍵的連接類型和尺寸，上面已經(jīng)選擇了鍵，鍵為單圓頭平18BHLM。80M2）校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表629查得許用擠壓應(yīng)力，載荷性質(zhì)有LLB沖擊，則，取其平均值。鍵的工作長度71MM609PMPA75PMPA，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，由式619可得051KHM（合適）8233216726PPTLD（5）帶輪上鍵的校核和齒輪上鍵的校核一樣，鍵長變大，更小，更安全。P363軸的校核（1）求軸上載荷帶傳動的作用在軸上的最小壓軸力，與齒輪上的844719N相比，不7632PFNRF能忽略。首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖15），做出軸的計算簡圖（圖17）。在確定軸承的支點位置時，化成作用在軸段的中點，因此作為簡支軸的支撐跨距為715MM（圖16）根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖17）。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C的MH、MV及M的值列于下表（參看圖17）。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載22表6危險截面的載荷載荷水平面H垂直面N支座反力F12503N78H178942NVF28107HF彎矩M96M0356MM總彎矩26HV扭矩371T（2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受的最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）。根據(jù)式（1559）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取06，軸的計算應(yīng)力（83）2222319605806715832CAMTMPAW前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表1519查得。因此160，故安全。1CA優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載23圖17傳動軸的載荷分析圖（3）精確校核軸的疲勞強度（A）判斷危險截面截面處只有豎直平面內(nèi)彎矩，截面有豎直平面和水平面內(nèi)彎矩且比較大，右端面處還有鍵槽，處又是軸肩，所以鍵槽，軸肩處引起的應(yīng)力集中，均削弱軸的疲勞強度。從受載的情況來看，截面C處雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端，而這里的軸徑不是最小，故截面C不必校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度影響來看，截面、處軸肩處應(yīng)力集中最嚴(yán)重。故該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。（B）截面左側(cè)優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載24抗彎截面系數(shù)84333017040WDM抗扭截面系數(shù)853TM截面左側(cè)的彎矩為8695965891740534MNN截面上的扭矩為170NM截面上的彎曲應(yīng)力為8794532675BPAMW截面上的彎曲應(yīng)力為8867109138T過盈配合處的，由附表389用插值法求出，并取，K08K于是得316，01625軸按磨削加工，由附圖349得表面質(zhì)量系數(shù)為092故得綜合系數(shù)為89911363250KK90256按（156）9（158）9計算軸在截面左側(cè)的安全系數(shù)為91173130AMSK921159579262A9322237308115CASS故該軸在截面左側(cè)的強度是足夠。（C）截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)9433301652746WDM抗扭截面系數(shù)953259TM優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載25截面右側(cè)的彎矩為9694501960589174053MNMNM截面上的扭矩為17TN截面上的彎曲應(yīng)力為9794053426BPAW截面上的彎曲應(yīng)力為98712549TM軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表1519查得，640BMPA1275PA。15MPA截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及，按附表329查取。因，經(jīng)插值后查得203165RD701865DD，2013又由附圖319可得軸的材料的敏性系數(shù)為，8Q085Q故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表349）為9911212K10010856KQ軸按磨削加工，由附圖349得表面質(zhì)量系數(shù)為092軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式3129及式312A9得綜合系數(shù)為1Q981280067KK912又由319及329得碳鋼的特性系數(shù)優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載26，取01201，取55于是，計算安全系數(shù)值，則得CAS11515323260AMSK1794841A22538S159CAS故該軸在截面右側(cè)的強度是足夠，至此，軸的設(shè)計計算即告結(jié)束。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載27第4章主要零件的有限元分析41曲軸的有限元分析411模型的簡化在對曲軸進(jìn)行有限元模擬分析時,由于曲軸是形狀不規(guī)則的長軸類零件,具有軸線不連續(xù)、直徑變化大等特點。從總體上看,曲軸不是對稱或是反對稱體,所以對曲軸進(jìn)行有限元模擬分析時必須選取整體曲軸作為研究對象。根據(jù)曲軸的結(jié)構(gòu)形狀特點,以有限元計算的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備工作量、求解時間及精度等為基本尺度,在曲軸建模時,因其結(jié)構(gòu)形狀復(fù)雜,做了一些簡化,這些簡化是以不影響曲軸的動力學(xué)特性為前提的。由于在計算曲軸剛度的時候主要分析計算的是曲柄頸中點的撓度,如果在建模時考慮曲柄頸兩端的圓角,則會使此處的網(wǎng)格非常密集,這就大大地增加了模型的單元數(shù)量,花費大量的求解時間,而且生成的網(wǎng)格形狀也不理想,降低了求解精度14,15，模型如圖18所示。412模型的生成在ANSYS中可以用兩種方法來生成模型實體建模和直接生成。所謂實體建模就是首先描述并建立模型的幾何邊界,然后建立對單元大小及形狀的控制,最后令A(yù)NSYS程序根據(jù)控制要求自動生成所有的節(jié)點和單元。本文所用的PRO/E實體建模再導(dǎo)入ANSYS劃分網(wǎng)格其實就是這樣一種思想。與之相比,用直接生成方法,在定義ANSYS實體模型之前，必須確定每個節(jié)點的位置及每個單元的大小、形狀和連接。因此,實體建模一般比直接生成方法更加有效和通用，是一般建模的首選方法。盡管實體建模有諸多優(yōu)點,有時也會碰到直接生成更方便的情形。413單元的選擇為適應(yīng)不同的分析需要,ANSYS提供了200多種不同的單元類型。從普通的線單元、面單元、塊體單元到特殊的接觸單元、間隙單元和表面效應(yīng)單元等。由于考慮到六面體的計算精度比四面體高，八節(jié)點六面體單元不如二十節(jié)點六面體單元計算精度高，但可大大減少節(jié)點數(shù)、節(jié)省計算時間16，雖然六面體對于一些形狀復(fù)雜的模型不易自動生成網(wǎng)格,需手工生成,可是在考慮計算結(jié)果精度的情況下，四面體單元己不再符合絕大多數(shù)精確求解的要求,因此,采用了八節(jié)點六面體單元SOLID45。SOLID45比較適合于形狀較為規(guī)則的模型，它是一種32D結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，由8個節(jié)點定義而成，每個節(jié)點有6個自由度3個平移自由度和3個旋轉(zhuǎn)自由度，另外它還具有塑性、蠕變、可滑移、大應(yīng)力、大變形和應(yīng)力硬化能力。414網(wǎng)格的劃分有限元分析中經(jīng)常碰到的問題是網(wǎng)格應(yīng)如何劃分才能得到合理的結(jié)果，但不幸的是，還沒有確定的判別準(zhǔn)則,用戶必須自己進(jìn)行判斷。在指定網(wǎng)格劃分方式時，選擇了自由網(wǎng)優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載28格方式FREE對由PRO/E構(gòu)建的三維實體進(jìn)行網(wǎng)格劃分，得到的網(wǎng)格模型如圖18所示。圖18曲軸有限元模型圖及網(wǎng)格劃分圖19曲軸約束條件及集中力加載方式415約束條件三維八節(jié)點SOLID45號單元須約束所有節(jié)點的3個方向的轉(zhuǎn)動自由度,因此只進(jìn)行3個移動自由度UX、UY、UZ的約束處理,將徑向約束UX、UY加在支承頸上離曲柄臂2R優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載29處、直徑為130MM的所有節(jié)點上，如圖19所示。416力的施加曲軸在帶動連桿滑塊運動的時候,在下壓過程中沖壓力是最大的,但其最大值也不能超過壓力機的標(biāo)稱壓力值，所以，在校核曲軸的剛度時可以把標(biāo)稱壓力值加載在曲軸上。對于載荷的加載方式有以下幾種分析一是曲軸在變形前的瞬間可以看成是受均布載荷,如圖21A所示,將標(biāo)稱壓力值以壓力值的均布形式加載在曲柄頸的上表面上；二是考慮曲軸受力后,產(chǎn)生的彎曲變形是兩端小、中間大的，如圖21B所示，所以認(rèn)為曲軸變形后的作用力是非均布載荷的,是兩端大、中間小的，如圖21C所示，故在曲柄頸上距離曲柄臂2R處加兩個集中力載荷1。對于這兩種加載方式,在下面的ANSYS分析當(dāng)中將分別施加上述兩種力，分析曲軸的剛度。如圖19所示兩個紅色箭頭代表施加集中載荷的方向，每個力代表，如圖20所示將將公稱壓力以均布載荷的方式加載到曲柄頸的上表面，05170GPN大小為。24AALDMP圖20曲軸約束條件及均布載荷加載方式優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過