擺式剪切機上刀架以及擺架的有限元分析

設　　計

郭志強　趙　霞

(內蒙古科技大學機械工程學院，內蒙古014010)

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擺式剪切機上刀架以及擺架的有限元分析

設計

郭志強趙霞

(內蒙古科技大學機械工程學院，內蒙古014010)

摘要：通過對擺剪上刀架以及擺臂部位在4個最大工況點進行應力變形分析，得出擺剪上刀架以及擺架的應力集中部位和擺架滑道部位的變形量，并分析其在正反轉過程中的不同，解釋了擺剪在反轉以后出現(xiàn)的問題。

關鍵詞：擺式剪切機；擺架；應力；上刀架

本文研究的擺式剪切機是由某大型集團引進德國西馬克公司技術制造的剪切機，之前擺剪一直是正轉，但由于某些原因開始反轉，此時上刀架在擺架滑道中出現(xiàn)變形以及磨損的現(xiàn)象，使擺式剪切機的運動過程不能按照正常要求運行，為此對擺式剪切機進行了有限元分析，分析在正反轉過程中其應力變形情況有何不同。

1　擺式剪切機工作原理及受力分析

擺式剪切機的機構為雙偏心曲柄滑塊機構。圖1是擺剪的結構受力圖。AB為飛剪機的雙偏心曲柄，AC為曲柄與上刀架本體間的連桿，BD為擺剪擺架。O點是曲柄的中心，A點是曲柄與連桿的鉸接點，B點是曲柄擺架的鉸接點，C點是連桿與滑塊的鉸接點，同時也是滑塊與擺架BD的接觸點，滑塊(相對應上刀架的本體)在擺架BD上滑動。O2為擺剪擺動驅動的液壓油缸，與O2O1為驅動臂。DO1為連接桿。D為剪切機構和擺動機構的連接點。在剪切過程中，雙偏心曲柄AB以w的速度旋轉、帶動上剪刃本體和下剪刃本體上下往復動，實現(xiàn)剪切功能。而由于液壓缸O2的驅動作用，連桿O1D帶動擺架BD左右擺動，從而帶動剪切機構擺動。下剪刀固定在擺架BD上，隨其左右往復擺動，從而使上、下剪刃完成剪切，正反轉亦如此。

以x軸、y軸為坐標軸，根據力平衡條件，力矩平衡條件建立方程組：

式中，F(xiàn)A是連桿的拉力；FB是擺架的壓力；F為剪切力，F(xiàn)=8 500 kN；FN是擺剪上刀架對擺架滑道的側壓力；T是曲軸的轉矩；P是主驅動的功率，P=450 kW；w是曲軸轉速，w=1 500 r/min；R1是擺剪的上偏心量；R2是擺剪的下偏心量；γ是連桿與平行y軸方向的夾角；η是擺架與y軸的夾角。根據公式(1)～公式(4)可推出FN。

2　有限元模型的建立

2.1　模型的網格劃分

由于擺式剪切機模型完全對稱，為了減小運算量，方便網格的劃分，減少計算時間，采取模型的一半作為研究的分析對象。模型的網格劃分采用自由網格劃分，劃分網格節(jié)點數(shù)為177 054，劃分單元數(shù)量為111 896，如圖2所示。

擺剪的上刀架等各部分材料參數(shù)如表1所示。

圖1　擺式剪切機機構受力簡圖

1—曲軸　2—連桿　3—擺架　4—上刀架　5—擺架滑道

2.2　載荷的施加以及邊界條件的選取

選取4個特殊工況點研究擺剪的擺架以及上刀架部位的應力分析和變形。在這4個工況點，上刀架與擺架的側壓力最大，擺架上刀架應力變形也最大，這4個工況點分別是正、反轉剪切開始時刻，曲軸轉動77.77°，且剪切力為8 500 kN時；正、反轉剪切結束時刻，曲軸轉動292.23°，且無剪切力的作用時。

在這4個特殊工況點時要限制曲軸自由端x軸、y軸、z軸的移動，由于對稱結構對曲軸的自由端施加固定約束，曲軸的另一端施加軸向和徑向的位移約束，使得連桿與擺架在曲軸上不能有位移上的竄動。擺剪分別受到連桿的壓力FA、擺架的壓力FB以及上刀架受到擺架的側壓力FN。在4個工況點中，擺剪各部分載荷的施加如表2所示，并且在這4個不同的工況載荷過程施加的剪切力都為8 500 kN。

3　有限元分析結果

由圖3～圖6可看出，當曲軸轉動了77.77°有剪切力作用的情況下，擺剪正轉時擺剪的整體最大等效應力為198.9 MPa，大于擺剪反轉時的最大等效應力183.25 MPa。而且從圖中可以看出與正轉時相比，在反轉時曲軸與上刀架的應力不是很均勻，曲軸擺架應力較為集中。而在沒有剪切力作用的情況下，整體最大等效應力正轉只有0.799 MPa，反轉也只有0.749 MPa。說明剪切力對于擺式剪切機的應力大小影響很大，因為在有剪切力作用時擺剪應力非常大。下面主要分析在有剪切力作用的情況下，正、反轉擺剪的擺架與上刀架的應力分布情況以及變形情況。

表1　擺剪各部分的材料參數(shù)Table 1　Material parameters of swing beam shears components

表2　擺剪各部分載荷施加表Table 2　Loading on swing beam shears components

從圖7、圖8可以看出，當曲軸轉動77.77°時，正轉擺架的最大等效應力為66.572 MPa，小于反轉時的最大等效應力71.856 MPa。擺架滑道兩側的應力主要是由當擺剪在轉到77.77°剛接觸鋼材時上刀架對擺架滑道產生的巨大的慣性力和沖擊而導致的。正轉時擺架右側存在應力分布不均勻狀況，而反轉時擺架左側應力存在不均勻狀況。無論正轉、反轉，擺架滑道4個拐角部位都存在應力集中現(xiàn)象。為了減少應力集中的發(fā)生，有必要增大圓角半徑。

圖3　正轉有剪切力作用時整體等效應力分布圖

圖4　反轉有剪切力作用時整體等效應力分布圖

圖5　正轉沒有剪切力作用時整體等效應力分布圖

圖6　反轉沒有剪切力作用時整體等效應力分布圖

圖7　正轉有剪切力作用時擺架的等效應力分布圖

圖8　反轉有剪切力作用時擺架的等效應力分布圖

如圖9、圖10所示，擺剪正轉時上刀架的最大等效應力為73.857 MPa，大于反轉時上刀架的最大等效應力68.432 MPa。正轉時上刀架與擺架滑道部位相接處的下半部分應力比較集中，而反轉時上刀架與擺架相接觸的上半部分應力比較集中，說明由于轉向的不同，上刀架與擺架接觸部位的受力不同而導致應力分布不同。這就是擺剪在反轉后上刀架與擺架滑道在接觸部位(應力集中部位)會出現(xiàn)磨損的原因。

圖9　正轉有剪切力作用時上刀架的等效應力分布圖

圖10　反轉有剪切力作用時上刀架的等效應力分布圖

圖11　正轉有剪切力作用時擺架滑道變形位移圖

圖12　反轉有剪切力作用時擺架滑道變形位移圖

從圖11、圖12可以看出，在有剪切力的作用時，擺剪滑道都是滑道下部的變形比較大，但是反轉時滑道最大變形量2.075 9 mm比正轉滑道變形量1.653 9 mm大。擺剪正轉過程中變形偏滑道內側，發(fā)生反轉后變形偏滑道外側。說明擺剪在正、反轉的過程中，擺架滑道變形方向的不同可能導致因上刀架在滑道中二者相互接觸不均勻、不協(xié)調而造成后來反轉過程中的磨損變形。

4　結論

(1)通過對擺剪正、反轉上刀架擺架的應力變形結果分析，擺剪各部分強度均符合標準，沒有超過屈服極限。反轉狀態(tài)與正轉狀態(tài)相比，擺剪整體應力分布不均勻。

(2)擺剪正、反轉上刀架的作用方向相反導致擺架滑道的變形方向不同，使擺剪的上刀架與擺架接觸面出現(xiàn)應力集中。

(3)由于正反轉擺架滑道的變形偏移量方向不同，使上刀架與擺架滑道接觸不均勻而導致擺架滑道的磨損。

(4)分析結果證明了企業(yè)擺剪在使用過程中的問題，為企業(yè)維護設備提供理論依據。

參考文獻

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編輯傅冬梅

Finite Element Analysis of Upper Tool Carrier and Swing

Arm of Swing Beam Shears

Guo Zhiqiang, Zhao Xia

Abstract：By analyzing on stress deformation of upper tool carrier and swing arm of swing beam shears at four maximum working condition points, stress concentration location of upper tool carrier and swing arm as well as deformation amount of slide have been worked out, and difference of corotation varying from inversion of swing beam shears have been analzed, meanwhile issues resulted from inversion have been illustrated.

Key words：swing beam shears; swing arm; stress; upper tool carrier

收稿日期：2014—09—03

中圖分類號：TH132.4

文獻標志碼：A