趙宏松，王月云，朱華杰

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

壓力機(jī)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)是壓力機(jī)傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的重要結(jié)構(gòu)，通過(guò)其將電機(jī)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化成滑塊上下的往復(fù)運(yùn)動(dòng)[1]。在工作狀態(tài)下，主傳動(dòng)機(jī)構(gòu)受力情況復(fù)雜，承受著慣性載荷和周期性的沖擊載荷。其強(qiáng)度很大程度上決定并影響著壓力機(jī)的可靠性和壽命，對(duì)壓力機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)至關(guān)重要[2]。

機(jī)構(gòu)低速運(yùn)行時(shí)，慣性力小，通常可以忽略不計(jì)，但對(duì)于高速機(jī)構(gòu)，慣性力較大，其將在各運(yùn)動(dòng)副中產(chǎn)生動(dòng)壓力。在曲軸設(shè)計(jì)過(guò)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)的截面，校核該截面上的最大應(yīng)力是否超過(guò)許用應(yīng)力。使用有限元方法能夠得到曲軸整體的應(yīng)力分布，校核曲軸上每一個(gè)截面的應(yīng)力，得到曲軸的最大應(yīng)力，彌補(bǔ)常規(guī)強(qiáng)度設(shè)計(jì)近似計(jì)算的不足[3-5]。

本文以某公稱壓力為7500kN、滑塊沖程次數(shù)為150～200r/min的高速重載壓力機(jī)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(duì)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)施加載荷和約束的邊界條件，進(jìn)行應(yīng)力分析和后處理，得到不同工況下的最大應(yīng)力。

1 機(jī)床慣性載荷與動(dòng)態(tài)載荷分析

1.1 曲柄式高速重載壓力機(jī)模型

曲柄式高速重載壓力機(jī)的主傳動(dòng)系統(tǒng)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(duì)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行簡(jiǎn)化，曲軸OA、連桿AB、主滑塊B和副滑塊B′構(gòu)成曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的簡(jiǎn)化模型（圖2）。

圖1 傳動(dòng)系統(tǒng)三維模型

圖2 機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化模型

1.2 原理機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)靜力學(xué)分析

根據(jù)動(dòng)態(tài)靜力學(xué)分析理論，各構(gòu)件的受力分析圖如圖3所示，可以列出高速壓力機(jī)原理機(jī)構(gòu)在正常工作狀態(tài)下各運(yùn)動(dòng)構(gòu)件的平衡方程。

根據(jù)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(gòu)件受力簡(jiǎn)圖

式中：l——曲柄長(zhǎng)度；

l1——質(zhì)心位置；

F——原點(diǎn)支反力。

根據(jù)動(dòng)態(tài)靜力學(xué)公式計(jì)算各構(gòu)件在最大工作載荷狀態(tài)下的受力情況，結(jié)果如表1所示。

2 主傳動(dòng)機(jī)構(gòu)有限元應(yīng)力分析

2.1 機(jī)構(gòu)有限元模型的建立

利用Solidworks軟件建立主傳動(dòng)系統(tǒng)的三維實(shí)體模型。為了方便計(jì)算，對(duì)實(shí)際結(jié)構(gòu)的三維模型進(jìn)行以下簡(jiǎn)化：忽略鍵槽、圓角、倒角、小孔，網(wǎng)格的劃分顯著影響接觸部位應(yīng)力計(jì)算結(jié)果，細(xì)化到一定程度才能獲得穩(wěn)定值。簡(jiǎn)化后的有限元模型和網(wǎng)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(hào)鋼或合金鋼鍛造，該壓力機(jī)選用42CrMo作為曲軸材料，查閱相關(guān)手冊(cè)得到其抗拉強(qiáng)度為1080MPa，屈服強(qiáng)度為930MPa。分別計(jì)算工況一：空載工況，轉(zhuǎn)速150rpm；工況二：空載工況，轉(zhuǎn)速200rpm；工況三：極限載荷工況，轉(zhuǎn)速150rpm；工況四：極限載荷工況，轉(zhuǎn)速200rpm四種工況下主滑塊和副滑塊的慣性力，計(jì)算工況數(shù)據(jù)如表2所示。

2.3 結(jié)果分析

工況一：空載工況，轉(zhuǎn)速150rpm

由圖5可知，主滑塊最大位移為0.014mm，曲軸最大總應(yīng)力為6.3MPa。

工況二：空載工況，轉(zhuǎn)速200rpm

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

工況三：極限載荷，轉(zhuǎn)速150rpm

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

工況四：極限載荷，轉(zhuǎn)速200rpm

表1 計(jì)算結(jié)果

表2 有限元計(jì)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(yīng)力為82MPa。

3 結(jié)論

本文采用有限元建模的方式對(duì)高速重載壓力機(jī)主傳動(dòng)進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算分析，在四種不同工況下對(duì)該機(jī)構(gòu)進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算，進(jìn)而對(duì)該設(shè)備進(jìn)行相應(yīng)的強(qiáng)度評(píng)估，從理論上確定了設(shè)計(jì)方法的安全性和可靠性。

（1）相同轉(zhuǎn)速下，空載工況主滑塊最大位移和曲軸最大總應(yīng)力最小；相同外力載荷下，轉(zhuǎn)速越大，滑塊慣性力越大，相應(yīng)的滑塊最大位移和曲軸最大總應(yīng)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(zhuǎn)速200rpm工況下曲軸的最大總應(yīng)力為82MPa，遠(yuǎn)小于材料屈服應(yīng)力930MPa，安全系數(shù)為11.34，曲軸強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)和使用要求。