基于有限元的高速重載壓力機傳動系統應力分析

趙宏松，王月云，朱華杰

（揚州鍛壓機床股份有限公司，江蘇 揚州 225128）

壓力機傳動機構是壓力機傳遞運動和動力的重要結構，通過其將電機的旋轉運動轉化成滑塊上下的往復運動[1]。在工作狀態下，主傳動機構受力情況復雜，承受著慣性載荷和周期性的沖擊載荷。其強度很大程度上決定并影響著壓力機的可靠性和壽命，對壓力機正常運轉至關重要[2]。

機構低速運行時，慣性力小，通常可以忽略不計，但對于高速機構，慣性力較大，其將在各運動副中產生動壓力。在曲軸設計過程中，往往采用理論計算方法校核曲軸強度，確定曲軸最危險的截面，校核該截面上的最大應力是否超過許用應力。使用有限元方法能夠得到曲軸整體的應力分布，校核曲軸上每一個截面的應力，得到曲軸的最大應力，彌補常規強度設計近似計算的不足[3-5]。

本文以某公稱壓力為7500kN、滑塊沖程次數為150～200r/min的高速重載壓力機為例,利用ANSYS建立其有限元整體模型，并利用ANSYS自帶的分析功能對傳動機構施加載荷和約束的邊界條件，進行應力分析和后處理，得到不同工況下的最大應力。

1 機床慣性載荷與動態載荷分析

1.1 曲柄式高速重載壓力機模型

曲柄式高速重載壓力機的主傳動系統由曲軸、連桿及主副滑塊組成，其三維模型如圖1。為方便描述，對傳動機構進行簡化，曲軸OA、連桿AB、主滑塊B和副滑塊B′構成曲柄滑塊機構的簡化模型（圖2）。

圖1 傳動系統三維模型

圖2 機構簡化模型

1.2 原理機構動態靜力學分析

根據動態靜力學分析理論，各構件的受力分析圖如圖3所示，可以列出高速壓力機原理機構在正常工作狀態下各運動構件的平衡方程。

根據受力示意圖，P為公稱力，求得主滑塊受力：

連桿受力：

曲柄受力：

圖3 構件受力簡圖

式中：l——曲柄長度；

l1——質心位置；

F——原點支反力。

根據動態靜力學公式計算各構件在最大工作載荷狀態下的受力情況，結果如表1所示。

2 主傳動機構有限元應力分析

2.1 機構有限元模型的建立

利用Solidworks軟件建立主傳動系統的三維實體模型。為了方便計算，對實際結構的三維模型進行以下簡化：忽略鍵槽、圓角、倒角、小孔，網格的劃分顯著影響接觸部位應力計算結果，細化到一定程度才能獲得穩定值。簡化后的有限元模型和網格劃分圖4所示。

圖4 有限元模型圖

2.2 邊界條件的建立

曲軸的材料一般選用45號鋼或合金鋼鍛造，該壓力機選用42CrMo作為曲軸材料，查閱相關手冊得到其抗拉強度為1080MPa，屈服強度為930MPa。分別計算工況一：空載工況，轉速150rpm；工況二：空載工況，轉速200rpm；工況三：極限載荷工況，轉速150rpm；工況四：極限載荷工況，轉速200rpm四種工況下主滑塊和副滑塊的慣性力，計算工況數據如表2所示。

2.3 結果分析

工況一：空載工況，轉速150rpm

由圖5可知，主滑塊最大位移為0.014mm，曲軸最大總應力為6.3MPa。

工況二：空載工況，轉速200rpm

由圖6可知，主滑塊最大位移為0.0264mm，曲軸最大總應力為11.2MPa。

工況三：極限載荷，轉速150rpm

由圖7可知，主滑塊最大位移為0.335mm，曲軸最大總應力為49.2MPa。

工況四：極限載荷，轉速200rpm

表1 計算結果

表2 有限元計算邊界條件

圖5 有限元模型

由圖8可知，主滑塊最大位移為0.559mm，曲軸最大總應力為82MPa。

3 結論

本文采用有限元建模的方式對高速重載壓力機主傳動進行應力計算分析，在四種不同工況下對該機構進行應力計算，進而對該設備進行相應的強度評估，從理論上確定了設計方法的安全性和可靠性。

（1）相同轉速下，空載工況主滑塊最大位移和曲軸最大總應力最小；相同外力載荷下，轉速越大，滑塊慣性力越大，相應的滑塊最大位移和曲軸最大總應力越大。

圖6 有限元模型

圖7 有限元模型

圖8 有限元模型

（2）極限載荷，轉速200rpm工況下曲軸的最大總應力為82MPa，遠小于材料屈服應力930MPa，安全系數為11.34，曲軸強度符合設計和使用要求。