双点机械压力机曲轴力学及振动研究

2020-05-12魏凤凯刘学顺

锻压装备与制造技术 2020年2期

魏凤凯，黄慧，颜宾，刘学顺，孙琪

（1.山东高密高锻机械有限公司，山东高密 261500；2.科乐收农业机械（山东）有限责任公司，山东高密 261500）

机械压力机工作时，曲轴承受旋转方向的扭矩以及连杆对其施加的弯矩，是机械压力机上至关重要的零件，相比于其他零件，曲轴的受力更加复杂，对其材料、制造工艺、尺寸等要求也更为严格。本文中的曲轴的材料选择机械性能优良的42CrMo钢，经调制处理，支撑颈处精车并磨光，整个零件进行调制处理，使其更耐磨，强度更高，使用寿命延长。设计时，先根据其经验公式确定各部位尺寸，曲轴计算公式如表1所示。

根据计算经验公式得出，本台压力机的曲轴设计图如图1所示。根据此基准尺寸计算出的所有尺寸中，曲轴支撑颈和轴颈尺寸明显偏小，使得压力机的整体结构更紧凑经济，故需校验其强度刚度是否满足要求。同时要求支撑此曲轴的滑动轴承有更好的润滑性及刚度，故采用铜合金轴瓦充当滑动轴承，制作材料选取ZCuSn10P1。

表1 曲轴计算经验公式[1]

1 曲轴的有限元分析

采用三维绘图软件建立能够真实反映实际受力情况的三维模型。将此模型直进行静态和模态分析，为其结构的优化提供依据。本文曲轴三维模型建立如图2所示。

1.1 建立有限元模型

在三维软件中建立曲轴的有限元模型时，不宜将其过渡圆角简化，且此处应力集中明显，应主动关注。定义42CrMo钢作为有限元模型的材料类型，其密度为ρ=7.9×103kg/m3，泊松比μ=0.28，弹性模量E=2.12×105MPa。在曲轴轴柄处添加夹具。其有限元模型如图3所示。

1.2 曲轴的载荷分析

由于曲柄滑块机构的滑块在下死点时各部件受力最大，此时曲轴所受力可认为与公称压力相等[2]，故可得出下死点处单个曲轴的受力为F=1732.5kN。

本台压力机的轴和其对应的轴孔表面在无变形时就贴合在一起时，此时的接触可视为协调接触[3]。根据接触弧α随载荷P的变化曲线和对α不同值的压力分布，当轴和孔为间隙接触时，接触弧近似为90°，则其压力分布近似为余弦分布[4]，由此可知轴与孔接触弧处的压力分布为：

其中Fm为曲轴轴颈下部分的载荷。

将曲轴轴颈下半部分均分，如图4所示，则有：

图1 曲轴尺寸图

图2 曲轴三维模型图

图3 曲轴有限元模型

其中，F——轴颈下半部分所受的力；

φ——曲轴轴颈直径；

图4 曲轴轴颈受力分解示意图

b——轴颈与孔接触处的轴向宽度。

由此可得：

故轴颈与孔接触处等效均布载荷p为37.4MPa。

1.3 曲轴静态分析结果

将载荷加载到曲轴轴颈上，在三维软件中运行计算，得到等效应力分布云图如图5所示。

由于曲轴材料为 42CrMo，屈服强度 σs≥930MPa，由此可以得出许用应力[σ0]为：

图5 曲轴等效应力分布云图

其中曲轴是在动载荷条件下工作，故s值取3。由等效应力图中可以看出，曲轴过渡圆角处的应力集中明显，最大为σmax=148.5MPa，仍然比许用应力小，并且在生产过程中曲轴还要经过调质处理，故曲轴尺寸设计完全满足强度要求。

2 变形场分析

曲轴位移图如图6所示。

图6 曲轴变形图

曲轴轴颈受力产生的变形需要与许用挠度[δ]相比较[1]：

由图可知曲轴的最大变形发生在曲轴轴颈中间，δmax=0.01mm，δmax＜[δ]，经过调制处理后期机械性能还可提高，故其刚度较好，可保证压力机在冲压时的设备刚度。

3 曲轴模态分析

机械结构的动力特性主要取决于它的固有频率、主振型等模态参数，这些系统的固有特性对系统的动态响应，动载荷的产生于传递，以及系统的振动形式等都具有重要意义[5]。曲轴的工作环境包含交变的动载荷载荷，故其固有频率是否避开工作频率，决定了它是否发生共振，模态分析也就变得尤为重要。通过有限元方法对曲轴进行模态分析，得到曲轴的各阶频率下的模态形式，可以分析曲轴的动力特性。在三维软件中建立有限元模型后，运行频率分析，可得到曲轴的前五阶振型图如图7～11所示。

图7 曲轴一阶振型图

图8 曲轴二阶振型图

图9 曲轴三阶振型图

曲轴的前五阶固有频率如表2所示。

本压力机选用的电机为YVF2-225S-4变频调速电机，额定转速1475r/min，故其电机的额定工作频率低于25Hz；压力机工作时的每分钟行程次数为25～35次/min，故工作频率低于0.58Hz。从表中看出，压力机曲轴的固有频率远大于电机和压力机的工作频率，共振发生的可能性很小，故曲轴设计满足设计要求。