壓力機(jī)曲軸剛度分析

2曲柄頸中點(diǎn)撓度的計(jì)算在計(jì)算曲線強(qiáng)度后，應(yīng)計(jì)算剛性。為了提高曲線的剛性，應(yīng)努力延長每個(gè)軸的中心，并縮短點(diǎn)之間的距離。圖1為曲軸剛度計(jì)算簡圖。用摩爾公式,按變截面梁可算出曲柄頸中點(diǎn)的撓度δ。式中Fg——公稱壓力(Pa)E——彈性模量,對鋼曲軸E=2.1×1011(N·m-2)la——曲柄頸長度(m)b——曲柄臂厚度(m)r——圓角半徑(m)J1、J2、J3——支承頸、曲柄臂、曲柄頸的慣性矩(m4)其中J1=πd4064?J3=πd4A64,J′=ah312,F=ahJ1=πd0464?J3=πdA464,J′=ah312,F=ah,J2=J′2+Fc2=ah312+ahc2J2=J′2+Fc2=ah312+ahc2式中d0、dA——支承頸、曲柄頸直徑(m)h——曲柄臂高度(m)a——曲柄臂寬度(m)c——曲柄臂形心至曲柄頸形心的距離(m)利用上述公式計(jì)算J23-80壓力機(jī)曲柄頸中點(diǎn)的撓度,公稱壓力Fg取800kN,其計(jì)算簡圖如圖2所示,計(jì)算得到撓度δ=0.172mm,此軸的實(shí)測撓度值為0.179mm,誤差為4%。3使用有限分析軟件aniss對曲線進(jìn)行分析3.1曲柄頸中點(diǎn)的撓度在對曲軸進(jìn)行有限元模擬分析時(shí),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(diǎn)。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(shí)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(diǎn),以有限元計(jì)算的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備工作量、求解時(shí)間及精度等為基本尺度,在曲軸建模時(shí),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(dòng)力學(xué)特性為前提的。由于在計(jì)算曲軸剛度的時(shí)候主要分析計(jì)算的是曲柄頸中點(diǎn)的撓度,如果在建模時(shí)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(fèi)大量的求解時(shí)間,而且生成的網(wǎng)格形狀也不理想,降低了求解精度。例如,在對J23-80壓力機(jī)曲軸進(jìn)行準(zhǔn)確建模后導(dǎo)入ANSYS,再進(jìn)行網(wǎng)格劃分等一系列步驟后,得到的結(jié)果是網(wǎng)格在圓角處過度密集,求解時(shí)間為145s,曲柄頸中點(diǎn)的撓度為0.183mm。與準(zhǔn)確建模相對應(yīng)的,我們進(jìn)行模型簡化,忽略半徑為10mm的圓角以后再導(dǎo)入ANSYS中進(jìn)行與準(zhǔn)確建模一樣的分析步驟,得出的結(jié)果是網(wǎng)格劃分均勻,求解時(shí)間為56s,曲柄頸中點(diǎn)的撓度為0.176mm。求解效率提高了61.3%,兩種求解結(jié)果與實(shí)測值相比誤差分別為2.23%和1.68%,所以在建模時(shí)應(yīng)忽略半徑為10mm的圓角。3.2實(shí)體建模在ANSYS中可以用兩種方法來生成模型:實(shí)體建模和直接生成。所謂實(shí)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(dòng)生成所有的節(jié)點(diǎn)和單元。本文所用的Pro/E實(shí)體建模再導(dǎo)入ANSYS劃分網(wǎng)格其實(shí)就是這樣一種思想。與之相比,用直接生成方法,在定義ANSYS實(shí)體模型之前,必須確定每個(gè)節(jié)點(diǎn)的位置及每個(gè)單元的大小、形狀和連接。因此,實(shí)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(shí)體建模有諸多優(yōu)點(diǎn),有時(shí)也會碰到直接生成更方便的情形。3.3節(jié)點(diǎn)六面體單元為適應(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(jì)算精度比四面體高,八節(jié)點(diǎn)六面體單元不如二十節(jié)點(diǎn)六面體單元計(jì)算精度高,但可大大減少節(jié)點(diǎn)數(shù)、節(jié)省計(jì)算時(shí)間,雖然六面體對于一些形狀復(fù)雜的模型不易自動(dòng)生成網(wǎng)格,需手工生成,可是在考慮計(jì)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(diǎn)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3-D結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格,由8個(gè)節(jié)點(diǎn)定義而成,每個(gè)節(jié)點(diǎn)有6個(gè)自由度(3個(gè)平移自由度和3個(gè)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。3.4判別準(zhǔn)則有限元分析中經(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(shí),選擇了自由網(wǎng)格方式(free)對由Pro/E構(gòu)建的三維實(shí)體進(jìn)行網(wǎng)格劃分,得到的網(wǎng)格模型如圖3所示。3.5移動(dòng)自由度約束三維八節(jié)點(diǎn)SOLID45號單元須約束所有節(jié)點(diǎn)的3個(gè)方向的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度,因此只進(jìn)行3個(gè)移動(dòng)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處、直徑為130mm的所有節(jié)點(diǎn)上。3.6載荷加載方式曲軸在帶動(dòng)連桿滑塊運(yùn)動(dòng)的時(shí)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(jī)的標(biāo)稱壓力值,所以,在校核曲軸的剛度時(shí)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4a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4b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4c所示,故在曲柄頸上距離曲柄臂2r處加兩個(gè)集中力載荷。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,并比較哪種力的加載方式更加符合實(shí)測值。3.7軸類變形方式的施加,以達(dá)到第一通道集中體的特征,見表1第一種情況施加均布載荷的曲軸變形情況如圖5所示。從圖中可以看出,變形最大處發(fā)生在曲柄頸的中點(diǎn)處,且其UY方向的變形為0.177mm,與實(shí)測值0.179mm相比,誤差為1.1%。第二種情況施加集中力的曲軸變形情況如圖6所示。從圖中可見,變形的最大值仍是發(fā)生在曲軸曲柄頸的中點(diǎn)處,且其UY方向的變形為0.156mm,與實(shí)測值0.179mm相比,誤差為12.8%。從上面的分析結(jié)果可以看出,以第一種方式均布加載荷得出的結(jié)果更加接近實(shí)測值。在用ANSYS分析軟件進(jìn)行曲軸的剛度分析時(shí),應(yīng)以曲軸開始變形前均布載荷的情況對其加載。但是,在利用這個(gè)分析軟件進(jìn)行分析時(shí)也存在很多不足之處,例如網(wǎng)格的劃分、約束的加載等都還可以進(jìn)一步改進(jìn)。4有限元分析的應(yīng)用(1)按變截面梁撓度理論公式和有限元分析方法分別對J23-80壓力機(jī)的曲軸剛度進(jìn)行了計(jì)算與分析,兩種方法互相印證,在計(jì)算壓力機(jī)曲軸剛度時(shí)可以有選擇的使用。(2)在建模時(shí)對曲柄頸兩端的圓角進(jìn)行簡化,這樣得出的簡化模型不僅計(jì)算效率大大提高,分析結(jié)果也更加符合實(shí)際。(3)單元的選擇也是綜合考慮曲軸各個(gè)方面的性質(zhì),最后選用八節(jié)點(diǎn)六面體單元(SOLID45)進(jìn)行單元定義,這樣得出的模型的每個(gè)節(jié)點(diǎn)有6個(gè)自由度(3個(gè)平移自由度和3個(gè)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。(5)力的加載按曲軸變形前均布受力和變形后集中受力情況分別加載,得出曲柄頸中點(diǎn)的變形,與實(shí)測值相比較,誤差分別為1.1%和12.8%,所以應(yīng)按照曲軸變形前的均布載荷形式給曲軸施加載荷。通過上面對曲軸的設(shè)計(jì)與分析,使壓力機(jī)曲軸剛度的分析變的簡單且準(zhǔn)確,從而能夠大大減小曲軸研究與設(shè)計(jì)的工作量,提高產(chǎn)品質(zhì)量。這一點(diǎn)在進(jìn)行壓力機(jī)標(biāo)稱壓力改造時(shí),需要校核曲軸的強(qiáng)度、剛度并小范圍改進(jìn)曲軸的設(shè)計(jì)尺寸時(shí)尤顯必要。1軸系的剛度變化,研究軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)曲軸是壓力機(jī)傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的重要零件,受力復(fù)雜。它的強(qiáng)度是限制滑塊負(fù)荷大小的主要因素,從而決定了壓力機(jī)的滑塊許用負(fù)荷圖,對于這方面已有很多人做過研究計(jì)算。而曲軸的剛度分析也很重要,如果曲軸彎曲剛度不足,就會大大惡化連桿、滑塊等重要零件的工作條件,影響它們的工作可靠性和耐磨性。所以,設(shè)計(jì)曲軸時(shí)應(yīng)保證它有盡可能高的彎曲剛度。確定曲軸剛度的方法有兩種:一是試驗(yàn)研究,二是分析計(jì)算。由于試驗(yàn)研究要花費(fèi)很長的時(shí)間,而且某一根曲軸的試驗(yàn),往往也不能代表整批曲軸的剛度,在對壓力機(jī)的標(biāo)稱壓力、下壓次數(shù)等改型設(shè)計(jì)時(shí),還需要重新進(jìn)行剛度試驗(yàn),因此,通過試驗(yàn)的方法研究曲軸的剛度不僅周期長,而且試驗(yàn)費(fèi)用高昂。另外,試驗(yàn)研究只能在已制成的曲軸上進(jìn)行,無法在設(shè)計(jì)階