2000kN壓力機(jī)曲軸有限元分析

申建磊，江寶明，李 杏，劉 杰，朱從武

(揚(yáng)州鍛壓機(jī)床股份有限公司，江蘇 揚(yáng)州 225128)

2000kN壓力機(jī)曲軸有限元分析

申建磊，江寶明，李 杏，劉 杰，朱從武

(揚(yáng)州鍛壓機(jī)床股份有限公司，江蘇 揚(yáng)州 225128)

曲軸作為機(jī)械壓力機(jī)的關(guān)鍵零部件，承受周期性的沖擊載荷，其受力分析是壓力機(jī)設(shè)計(jì)中的一個(gè)重要環(huán)節(jié)。本文對(duì)某公稱力為2000kN壓力機(jī)的曲軸進(jìn)行了三維實(shí)體有限元建模，分析曲軸在公稱力沖擊下的應(yīng)力分布，并將分析結(jié)果與許用應(yīng)力進(jìn)行比較，為壓力機(jī)曲軸的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了有價(jià)值的理論依據(jù)。

壓力機(jī)；曲軸；有限元；應(yīng)力分析；模態(tài)分析

曲軸是壓力機(jī)傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的重要零件，它通過曲柄連桿機(jī)構(gòu)將電機(jī)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為滑塊和模具上模的往復(fù)運(yùn)動(dòng)。在工作狀態(tài)下，曲軸受力狀況復(fù)雜，承受周期性沖擊載荷，其強(qiáng)度和剛度對(duì)壓力機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)至關(guān)重要。

在曲軸設(shè)計(jì)過程中，往往采用理論計(jì)算方法校核曲軸強(qiáng)度，確定曲軸最危險(xiǎn)截面，校核該截面上的應(yīng)力是否超過許用應(yīng)力。使用有限元分析方法能夠獲得曲軸整體的應(yīng)力分布，校核曲軸上每個(gè)截面的應(yīng)力，得出曲軸上的最大應(yīng)力，彌補(bǔ)常規(guī)強(qiáng)度設(shè)計(jì)近似計(jì)算的不足。

本文以某公稱力為2000kN的壓力機(jī)曲軸為例，利用NX軟件建立其有限元整體分析模型，并利用NX自帶的分析功能對(duì)曲軸施加載荷和邊界條件，進(jìn)行應(yīng)力分析和后處理，得出整體應(yīng)力分布，確定應(yīng)力集中處。

1 曲軸有限元整體模型和分析

1.1 設(shè)計(jì)要求

①最大輸出扭矩：T=17500N·m；

②額定公稱壓力：F=2000kN。

1.2 曲軸材料、受力分布及邊界條件

曲軸作為機(jī)械壓力機(jī)的關(guān)鍵零部件，受力復(fù)雜，故制造要求高，一般用45號(hào)鋼鍛制而成，有些中大型壓力機(jī)的曲軸則用合金鋼鍛制，如40Cr、34CrNi-MoV。本例曲軸材料為：42CrMo。查閱《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，相關(guān)力學(xué)性能參數(shù)如表1所示。

表1 42CrMo力學(xué)性能參數(shù)表

曲軸受力狀況的理論分析計(jì)算，通常方法是將連桿對(duì)曲軸的作用力近似看作等于公稱壓力F，并分別以0.5F作用于兩側(cè)的連桿曲拐處，這樣曲拐頸上的各點(diǎn)應(yīng)力與測(cè)試值基本相符。

同時(shí)，邊界條件的處理對(duì)曲軸的有限元分析也有較大影響，曲軸支撐頸的邊界條件確定主要在于模擬支撐頸處軸承的作用。根據(jù)滾子軸承內(nèi)圈承受徑向力和軸向力有限元分析結(jié)果，本例模擬在曲軸支撐頸與軸承接觸處外圓周表面除30°～150°外的節(jié)點(diǎn)施加徑向位移約束。

壓力機(jī)在額定工況下，連桿傳來的工件變形力集中作用在曲拐頸處，曲軸除受到彎矩作用外，尚受到扭矩作用，該扭矩由電機(jī)帶動(dòng)飛輪，通過離合器的吸合傳遞給曲軸。因此分別對(duì)曲軸受彎及受扭進(jìn)行分析。

1.3 分析目的

驗(yàn)證零件在額定彎矩作用下靜強(qiáng)度是否滿足要求；

驗(yàn)證零件在額定扭矩作用下最大切應(yīng)力是否滿足要求；

分析曲軸零件的模態(tài)，在工作過程中避開共振頻率。

1.4 分析結(jié)果

由于曲軸是形狀不規(guī)則的長軸狀零件，具有中心軸線不連續(xù)、截面直徑變化大的特征。從整體上看，曲軸既不是對(duì)稱體也不是發(fā)對(duì)稱體，因此在對(duì)曲軸進(jìn)行有限元分析過程中，應(yīng)取其整體為分析對(duì)象。在對(duì)曲軸建模時(shí)，因其結(jié)構(gòu)形狀復(fù)雜，特作一些簡化處理，這些簡化以不影響曲軸動(dòng)力學(xué)特性為前提，如忽略細(xì)油孔、小螺紋等細(xì)小結(jié)構(gòu)部分，以提高求解精度和縮短求解時(shí)間。

1.4.1 曲軸受扭矩時(shí)

在模型上直接固定約束(Fixed Support)曲拐頸中部與連桿接觸面區(qū)域，考慮到極限情況，僅將遠(yuǎn)離飛輪一端的曲拐頸中部固定約束，在曲軸與離合器接觸面區(qū)域施加扭矩(Moment)，扭矩大小T=17500N·M。曲軸受扭情況及應(yīng)力云圖如圖1、2所示。

由曲軸剪切應(yīng)力云圖可知，極限狀態(tài)下，曲軸最大剪切應(yīng)力為153.58MPa。按照剪切屈服應(yīng)力τs=0.6σs計(jì)算，曲軸剪切屈服應(yīng)力為558MPa。該數(shù)值遠(yuǎn)大于曲軸工況剪切應(yīng)力值，零件安全系數(shù)約為3.63，剪切強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求。

圖1 曲軸受扭矩作用

圖2 曲軸剪切應(yīng)力云圖

1.4.2 曲軸受彎矩時(shí)

在模型上約束曲拐兩邊支撐頸處，將其中三處設(shè)置為位移約束(Displacement)，限制曲軸圓周向自由度，不允許其轉(zhuǎn)動(dòng)，僅允許軸向位移；將剩下一處設(shè)置為固定約束(Fixed Support)?？紤]到曲拐頸和連桿是面面接觸，作用力垂直于曲面，對(duì)曲軸的受力可以等效為公稱壓力值沿軸向均勻分布，沿軸頸圓周方向30°～150°施加于曲拐頸與連桿接觸部位，大小F=2000kN。曲軸受彎情況及應(yīng)力云圖如圖3、4所示。

由曲軸等效應(yīng)力云圖可知，工況下曲軸最大等效應(yīng)力為109.69MPa，該數(shù)值遠(yuǎn)小于材料屈服應(yīng)力930MPa，零件安全系數(shù)為8.47，強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求。

圖3 曲軸受彎矩作用

圖4 曲軸等效應(yīng)力云圖

1.4.3 模態(tài)分析

曲軸在周期性變化的載荷作用下可能在電機(jī)高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)發(fā)生強(qiáng)烈共振，致使曲軸過早出現(xiàn)疲勞破壞。模態(tài)分析是最基本的動(dòng)態(tài)分析方法，用于確定結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型，可以預(yù)估在工作狀態(tài)下的振動(dòng)情況，避免發(fā)生共振，有效減少振動(dòng)幅值。

根據(jù)壓力機(jī)結(jié)構(gòu)模態(tài)分析指標(biāo)：主要零部件的低階固有頻率應(yīng)避開壓力機(jī)的工作頻率。本例壓力機(jī)在實(shí)際工作中的行程次數(shù)為100～400次/分鐘，則工作頻率為1.67～6.67Hz。

圖5 曲軸模態(tài)分析

如圖5所示列表數(shù)據(jù)對(duì)話框中列出了曲軸零件在工況下的固有頻率，其前六階固有頻率遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于壓力機(jī)的工作頻率，因此在工作過程中，該曲軸發(fā)生共振的可能性很小，滿足動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)要求。

2 結(jié)語

本文采用有限元模型技術(shù)對(duì)壓力機(jī)曲軸進(jìn)行應(yīng)力分析，可彌補(bǔ)常規(guī)強(qiáng)度設(shè)計(jì)近似計(jì)算的不足，大大減小曲軸研究與設(shè)計(jì)工作量，對(duì)壓力機(jī)曲軸的強(qiáng)度分析和設(shè)計(jì)方法研究具有實(shí)際意義。

[1] 中國機(jī)械工程學(xué)會(huì).中國機(jī)械設(shè)計(jì)大典[M].南昌：江西科學(xué)技術(shù)出版社，2002.

[2] 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].第五版.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2010.

[3] 何德譽(yù).曲柄壓力機(jī)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1981.

[4] 劉鴻文.材料力學(xué)[M].北京：高等教育出版社，1993.

[5] 周志鴻，李 曉，孫常勝.基于ANSYS的曲柄壓力機(jī)曲軸剛度分析[J].鍛壓技術(shù)，2007，32(5)：114-117.

Finite element analysis of crankshaft for 2000KN press

SHEN Jianlei,JIANG Baoming,LI Xing,LIU Jie,ZHU Congwu
(Yangzhou Metalforming Machine Tool Co.,Ltd.,Yangzhou 225128，Jiangsu China)

The three-dimensional solid finite element model has been established to the crankshaftof presswith 2000KNnominal force in the text.The stress distribution of the crankshaft under the impact of nominal force has been analyzed.The analyzing result has been compared with the allowable stress,which provides valuable theoretical reference for optimized design of crankshaft forpress.

Press design;Crankshaft;Finite element;Stress analysis;Modal analysis

TG315.5

A

10.16316/j.issn.1672-0121.2017.05.001

1672-0121(2017)05-0007-02

2017-05-26；

2017-06-20

申建磊(1984-)，男，工程師，從事壓力機(jī)設(shè)計(jì)制造。E-mail：beijing2008chenc@163.com