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對于一些尺寸和形狀趨向標(biāo)準(zhǔn)化和系列化的沖壓件，通常適合用高速壓力機(jī)進(jìn)行生產(chǎn)，以降低成本、提高勞動生產(chǎn)率。由于壓力機(jī)不斷向高速化和重型化發(fā)展，對曲軸的要求也越來越高，曲軸作為壓力機(jī)的重要零件之一，用來傳遞運(yùn)動和動力，在工作過程中，既作高速運(yùn)轉(zhuǎn)，又要傳遞較大的扭矩，其剛度和強(qiáng)度在壓力機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)中起到重要作用。由于曲軸承受復(fù)雜的交變載荷，容易產(chǎn)生疲勞失效，因而設(shè)計時越來越受到重視。對某高速機(jī)床曲軸進(jìn)行有限元分析，為優(yōu)化設(shè)計提供可靠的理論依據(jù)。該曲軸是由兩根曲軸通過聯(lián)軸器連接，四個支承點(diǎn)支撐在機(jī)身上。
該高速壓力機(jī)是雙點(diǎn)壓力機(jī)，取其中一個曲軸，建立力學(xué)模型。通過查閱相關(guān)資料，通常作用在曲軸上的力可視為均布載荷，支點(diǎn)的距離可看成作用在支撐頸端部r+0.1d處，曲軸材料QT750-4，材料特性：彈性模量E=1.69×1011Pa，泊松比μ=0.305，材料密度ρ=7090kg/m2。
C-C截面的彎矩為彎扭聯(lián)合作用，但由于彎矩比扭矩大得多，故忽略扭矩計算出的應(yīng)力比考慮扭矩時只差 3%（曲柄轉(zhuǎn)角在公稱壓力角的情況下）和5%（曲柄轉(zhuǎn)角在90°情況下）。B-B截面為扭彎聯(lián)合作用，但扭矩比彎矩大得多，故可以只計算扭矩的作用。按照上式計算，C-C截面、B-B截面所需材料的屈服極限分別為167MPa、162MPa，所以按此安全系數(shù)的材料的屈服強(qiáng)度至少為167MPa。
運(yùn)用三維Solidworks建立曲軸的三維模型并導(dǎo)入分析軟件中，然后對其進(jìn)行材料屬性的添加和網(wǎng)格劃分，在曲軸的支撐端添加固定約束，曲拐部分添加工作載荷，在裝有大齒輪的一端施加扭矩。
曲軸強(qiáng)度分析主要分析曲軸的應(yīng)力，在此基礎(chǔ)上計算曲軸的疲勞強(qiáng)度。由上述理論分析得出，曲軸的強(qiáng)度分析可以通過經(jīng)驗法或者二維有限元算法來校核，但結(jié)果很難看出曲軸在工作狀態(tài)下，各部分應(yīng)力的變化情況。因此，建立三維模型進(jìn)行有限元計算，便于直觀分析曲軸的應(yīng)力。曲軸最大應(yīng)力發(fā)生在支承頸靠近曲拐的一端，最大為159.92MPa，整體應(yīng)力在18-71MPa；最大變形發(fā)生在曲柄和曲拐上，最大變形值為0.194mm。
曲軸在工作過程中不斷受到復(fù)雜的沖擊載荷，隨之產(chǎn)生橫向、縱向和扭轉(zhuǎn)振動，當(dāng)某一激勵力的頻率和曲軸其中一階固有頻率相同或相近時，產(chǎn)生共振，會導(dǎo)致曲軸疲勞斷裂。因此，曲軸的振動分析，特別是低階模態(tài)對曲軸的設(shè)計和分析具有一定的參考價值。
一階振型曲軸前后部分彎曲擺動，聯(lián)軸器部分的擺動使聯(lián)軸器與曲軸接觸處應(yīng)力增大，給連接帶來安全隱患；二階振型與一階類似，只是方向是上下擺動；三階振型是沿著軸向扭曲，該振型同樣給連接部分帶來安全隱患，使曲軸與聯(lián)軸器之間的銷軸應(yīng)力很大，因此，設(shè)計時要計算銷軸的應(yīng)力，保證設(shè)計的可靠性；四階和五階的振型類似，為左右曲軸的曲拐扭轉(zhuǎn)變形；六階振型為聯(lián)軸器部分的扭轉(zhuǎn)同時帶動曲軸的彎曲變形，該振型的危害是不僅增大了連接部分的應(yīng)力，還影響曲軸的剛度，從而影響機(jī)床精度，設(shè)計時應(yīng)高度重視。
通過有限元分析可以看出，曲軸最大應(yīng)力為142.96MPa，應(yīng)力最大出現(xiàn)在支承頸靠近曲拐的一端，根據(jù)理論計算，材料的屈服強(qiáng)度至少為167MPa，證明有限元分析與經(jīng)驗計算的一致性；而材料QT750-4的屈服強(qiáng)度為420MPa，應(yīng)力值小于許用應(yīng)力，曲軸強(qiáng)度符合要求；由于曲軸支承頸和曲柄頸容易產(chǎn)生疲勞，設(shè)計時需加以注意。通過模態(tài)分析，得出曲軸前六階的固有頻率和振幅，對高速機(jī)床曲軸設(shè)計具有一定的參考意義，設(shè)計者可通過改變曲軸的剛度來改善曲軸的振型變化，從而進(jìn)行合理設(shè)計，避開共振，增強(qiáng)曲軸的可靠性和壽命。
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