【正文】 成為今后國內(nèi)工程機械發(fā)展的主流。四輥卷板機結(jié)構(gòu)復雜造價又高。 具體的技術(shù)方案 如下： （ 1）研究 W11 系列機械對稱式三輥卷板機 相關(guān)技術(shù)參數(shù) 和模型特點， 為分析提供相應的 理論 基礎； （ 2）利用 solidworks simulation 對 上 下 輥輪 支架 進行 靜力學分析 ， 分析其結(jié)構(gòu)在力作用下的應 力 應變 變形位移分布規(guī)律 及 安全系數(shù) ， 下輥 與上輥輪的分析結(jié)果進行比較，看哪根輥輪受力較大， 并根據(jù)分析結(jié)果進行靜力強度較核 ； （ 3） 利用 solidworks simulation 對 上 下 輥輪 支架 進行模態(tài)分析， 分析 其結(jié)構(gòu) 的振動特性，找出振動中危險的位置 ， 上 下 輥輪分析結(jié)果比較 ； （ 4）利用 solidworks simulation 對 上 下 輥輪 支架 進行 疲勞 分析 ， 分析其結(jié)構(gòu)在交變應 力作用下的 生命 、 破壞 和 安全系數(shù)圖解 ，并根據(jù)分析結(jié)果進行 圖解交變應力響應曲線 分析 ，注意 SN 曲線的選擇。另外，基本參數(shù)也是用戶選購時的主要數(shù)據(jù)。 k1為形狀系數(shù)，矩形斷面取 k1=； r 為相對半徑， r=R/? ； W 為橫截面的斷面模數(shù)， W= 62?B ； l—— 兩下輥中心距； 1）板料成型 最大是 的基本參數(shù) R= 2 5 621225 0 022m in ???? ?d mm r= 12256??R =21mm W= 422 1220206 ?????B mm )2202056(2 310)2(2s i n2??????? dR l ?? 2）板料變形為 100%時的最大彎矩 M M= 7401 )212 ()2( ????????? sWrkk ?N 2 個下輥則向同一方向進行轉(zhuǎn)動，從而移動鋼板，將其加工 成一定曲率半徑的圓 (弧 )形工件。 solidworks 有限元分析步驟 創(chuàng)建模型 1 在 solidworks 中建模并簡化模型 2 定義模型顏色等 3 增加像坐標系、基準軸點這類必要元素 定義分析 1 選擇分析類型 2 選擇材料、約束、載荷模式，以及在分析中常用 元素 創(chuàng)建網(wǎng)格 1 創(chuàng)建網(wǎng)格 2 應用網(wǎng)格控制 3 預覽并修正網(wǎng)格 結(jié)構(gòu)分析 1 在靜態(tài)、模態(tài)、疲勞等狀態(tài)下進行運行分析 2 查看各圖解的結(jié)構(gòu)報告 3 若需修改，改變個圖解參數(shù)或?qū)嶓w模型 4 對圖解進行分析，做出最終報告 14 各零部件 靜力學分析 靜力分析是計算結(jié)構(gòu)在固定不變的載荷作用下的響應，它不考慮慣性和阻尼的影 響，如結(jié)構(gòu)受隨時間變化的載荷時的情況。它的結(jié)果包括位移、應力、應變和力等。 施加約束和載荷 根據(jù)卷板機的工作原理可知， 輥輪左右兩端固定，不能移動，只能轉(zhuǎn)動。第一，它用一離散的模型替代連續(xù)模型 .因此，網(wǎng)格劃分將問題簡化為一系列有限多個未知域，而這些未知域符合由近似數(shù)值技術(shù)的求解結(jié)果 .第二，它用一組單元各自定義的簡單多項式函數(shù)來描述我們渴望得到的解 (如：位移或溫度 )。該網(wǎng)格類型是曲面模型的唯一選擇，對于每一個殼體 可以定義它們各自的殼單元厚度和材料。 圖 33 上輥輪模型靜力分析總應力云圖 由圖 33可得， 最大 von mises 應力 集中在上輥兩端安裝滑動軸承的 軸頸截面處 ,為 ，材料的屈服力為 235MPa， 并且應力小于 Q235 的許用應力（表33）， 因此 , 上輥在強度和剛度方面是滿足條件的。 18 圖 35 上輥輪模型靜力分析總 應變 云圖 由圖 35可知， 應變用以描述某點處變形的程度的力學量， 應變的結(jié)果都是無量綱為一的。從參考 手冊 中查得， Q235要求 19 的安全系數(shù)為 ～ 3。 利用好安全系數(shù)分布云圖，可以對零部件進行優(yōu)化分析，節(jié)省材料，節(jié)約經(jīng)濟成本。 圖 37 下輥輪模型約束和載荷圖 表 34 零件受力情況 劃分網(wǎng)格 下輥劃分網(wǎng)格的方式和 上輥是相同的。 下輥的最大位移為 。 圖 312 下輥輪模型靜力分析總安全系數(shù)云圖 由圖 312可知 ， 根據(jù)分析結(jié)果下輥最大應力為 143MPa，小于 Q235的屈服強度 235MPa；其對應的靜力學的安全系數(shù)為 。 考慮到模型部件是 采用不可能發(fā)生脆性斷裂的剛性材料，本次安全系數(shù)分析從應力計算結(jié)果中提取最大 Von Mises應力進行分析，從而評估其安全性能。均布載荷的集度 q ＝ F /b=F /2020＝ 105 /2020＝ N/mm＝ 105 N/m 下輥孔為 下q =q /2= 105 N/m 由于支架是 承受輥輪對其產(chǎn)生的力，即所受反作用力，并且此處與軸承配合， 23 故施加載荷時選用軸承載荷。 圖 316支架模型靜力分析位移圖 由圖 316 可知， 左側(cè)零件中顯示的顏色與右側(cè)色帶一致，越紅其位移值越大，即 25 零件在此發(fā)生的位移越大。與應力結(jié)果不同，應力默認的顯示為平均值（節(jié)點值），而應變顯示的是非平均值（單元直），檢查按單元值顯示的應變分布圖。 輥輪軸階處由于應力集中，受力較大，可以采用倒角的方式減小應力集中。 2）只能使用線性單元和線性材料，非線性性質(zhì)將忽略。 3）其他選項。 a) 施加必須得約束來模擬實際的固定情況。 3）求解。 模態(tài)分析的意義 （ 1）評價現(xiàn)有結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的動態(tài) 特性。 （ 4）控制結(jié)構(gòu)的輻射噪聲。 圖 42 上輥輪模態(tài)分析一階模態(tài)云圖 30 圖 43 上輥輪模態(tài)分析二階模態(tài)云圖 圖 44 上輥輪模態(tài)分析三階模態(tài)云圖 31 圖 45 上輥輪模態(tài)分析四階模態(tài)云圖 圖 46 上輥輪模態(tài)分析五階模態(tài)云圖 32 圖 47 上輥輪模態(tài)分析六階模態(tài)云圖 圖 48 上輥輪模態(tài)分析七階模態(tài)云圖 33 一階振型 （ f1= ） 為 上輥輪中部上下 彎曲振動，該振動將會 使活下輥輪發(fā)生凸凹變形 ，從而增加其 中部的彎曲 應力 。 五階振型 （ f5= ） 為 上輥輪中部及左右 1/4 處 彎曲振動 ， 該振動將會增大 下輥輪整體彎曲 應力 及輥輪的扭矩 。 以上是自由模態(tài)下的分析，它與約束載荷下的模態(tài)分析相差不大，因為模態(tài)是物體的本身 屬性，基本與加不加載荷無關(guān)。 圖 410下輥輪模態(tài)分析一階模態(tài)云圖 圖 411下輥輪模態(tài)分析二階模態(tài)云圖 35 圖 412下輥輪模態(tài)分析三階模態(tài)云圖 圖 413下輥輪模態(tài)分析四階模態(tài)云圖 36 圖 414下輥輪模態(tài)分析五階模態(tài)云圖 圖 415下輥輪模態(tài)分析六階模態(tài)云圖 37 圖 416下輥輪模態(tài)分析七階模態(tài)云圖 一階振型 （ f1= ） 為 下輥輪中部上下 彎曲振動，該振動將會 使活下輥輪發(fā)生凸凹變形 ，從而增加其 中部的彎曲 應力 。 五階振型 （ f5= ） 為 下輥輪中部及左右 1/4處 彎曲振動 ， 該振動將會增大 下輥輪整體彎曲 應力 及輥輪的扭矩 。節(jié)點振型圖顯示結(jié)果，可以得知，仍然輥輪的中部的受力和變化最大，與上輥的結(jié)構(gòu)靜力學分析結(jié)果吻合，從而得出結(jié)論：下輥中部受力最大，最容易發(fā)生斷裂現(xiàn)象，也是疲 38 勞強度、剛度最大的地方，在實際生產(chǎn)中應注意斷裂處的處理和檢修，以免發(fā)生工程事故。 劃分網(wǎng)格和施加約束條件 與支架模態(tài)分析同理， 定義 活動橫梁 材料為 Q235，施加約束條件是固定底面全部自由度；如圖 417所示。 如振型圖顯示結(jié)果，可以得知，支架與上輥軸孔處受力變形最大，是危險點，在加工生產(chǎn)時。 由 圖 56可知，最小生命周期為 ，每周期 1000個循環(huán)，由資料查得卷板機的激振頻率為 50（次 /分），振動頻率為 50Hz，故計算出該輥輪的壽命： (50x60x10x300)=(年 ) 使用 時 經(jīng)常注意一些后期設備的保養(yǎng)維護，設備的使用壽命還 會 很長 。所以，在上輥的設計和制造工藝上要特別加強此處的強度，此外，在平時設備的保養(yǎng)和維修中，也應該要特別注意檢查這個地方，避免造成破壞損失。而近 年來發(fā)展的將有限元法和疲勞機理分析相結(jié)合的計算機仿真技術(shù)，無疑為解決實際中的疲勞問題捉供了經(jīng)濟、有效的分析和評判工具。 由圖 59 可知，最小生命周期為 ，每周期 1000 個循環(huán)，由資料查得卷板 50 機的激 振頻率為 50（次 /分 ），振動頻率為 50Hz，故計算出該輥輪的壽命： (50x60x10 x300)=(年 ) 使用 時 經(jīng)常注意一些后期設備的保養(yǎng)維護，設備的使用壽命還 會 很長 。疲勞安全因子大于 1的區(qū)域為安全區(qū)域。 51 結(jié) 論 本次設計 是在有限元分析軟。 利用 此 軟件得到 下輥 的疲勞壽命參數(shù)可方便地知道最大應力點，預估 下輥 的強度和疲勞壽命， 對于 薄弱的部位 意味著這個部位會最先產(chǎn)生裂紋，最容易產(chǎn)生破壞。 圖 510 疲勞載荷云圖 由圖 510可知， 安全 載荷 因子是指結(jié)構(gòu)所能承受的疲勞極限應力與結(jié)構(gòu) 計算所得應力的比值。 壽命置信度通常用計算得到的疲勞壽命和目標疲勞壽命的比值來表示，該值越大，就表示疲勞壽命的可信度越高。疲勞種類較多 .常見的有機械疲勞、腐蝕疲勞、高溫疲勞、熱疲勞和微動疲勞等，其中，機械疲勞包括應力疲勞、應變疲勞和接觸疲勞 3種方式。 在該 工況下上輥的整體疲勞壽命、疲勞破壞、安全系數(shù)、疲勞壽命置信度均符合 設計要求。 46 第 5 章 三輥卷板機輥輪的疲勞分析 上輥疲勞分析前處理 疲勞分析前提條件是在做完靜力分析狀態(tài)下才進行的疲勞分析， 它建立在靜力分析的基礎上，如圖 5 52所示 。 圖 418支架模態(tài)分析一階模態(tài)云圖 圖 419支架 模態(tài)分析二階模態(tài)云圖 40 圖 420支架模態(tài)分析三階模態(tài)云圖 圖 421支架模態(tài)分析四階模態(tài)云圖 41 圖 422支架模態(tài)分析五階模態(tài)云圖 圖 423支架模態(tài)分析六階模態(tài)云圖 42 圖 424支架模態(tài)分析七階模態(tài)云圖 圖 425支架模態(tài)分析八階模態(tài)云圖 43 圖 426支架模態(tài)分析九階模態(tài)云圖 圖 427支架模態(tài)分析十階模態(tài)云圖 44 表 41模式清單 頻率數(shù) 弧度 /秒 赫茲 秒 1 2 10037 3 14658 4 15260 5 20463 6 20723 7 22724 8 24631 9 27103 10 27662 表 42支架模態(tài)分析結(jié)果總結(jié) 模態(tài) 階數(shù) 自由 振動頻率 （ Hz） 模態(tài)振型描述 1 支架前后擺動振動 2 支架左右扭轉(zhuǎn)振動 3 支架 左右擺動 振動 4 支架 前后 擺動 5 支架扭轉(zhuǎn)振動 6 支架上下振動 7 支架 前后 扭轉(zhuǎn)振動 8 支架左右扭轉(zhuǎn)振動 9 支架 左右 扭轉(zhuǎn)振動 10 支架 上下擺動 振動 45 從以上的振型分析可以看到 ： 支架也 不僅有 垂直、 彎曲振動，而且有扭轉(zhuǎn)振動，這些振動將影響活動 機架 的 強度和剛度，影響 加工板材的 精度。所以此次分析以自由模態(tài)為主。 七 階振型