【正文】 51 結(jié) 論 本次設(shè)計(jì) 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(yīng)力點(diǎn)，預(yù)估 下輥 的強(qiáng)度和疲勞壽命， 對(duì)于 薄弱的部位 意味著這個(gè)部位會(huì)最先產(chǎn)生裂紋，最容易產(chǎn)生破壞。疲勞安全因子大于 1的區(qū)域?yàn)榘踩珔^(qū)域。 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(yīng)力與結(jié)構(gòu) 計(jì)算所得應(yīng)力的比值。 由圖 59 可知，最小生命周期為 ，每周期 1000 個(gè)循環(huán)，由資料查得卷板 50 機(jī)的激 振頻率為 50（次 /分 ），振動(dòng)頻率為 50Hz，故計(jì)算出該輥輪的壽命： (50x60x10 x300)=(年 ) 使用 時(shí) 經(jīng)常注意一些后期設(shè)備的保養(yǎng)維護(hù)，設(shè)備的使用壽命還 會(huì) 很長(zhǎng) 。 壽命置信度通常用計(jì)算得到的疲勞壽命和目標(biāo)疲勞壽命的比值來(lái)表示，該值越大，就表示疲勞壽命的可信度越高。而近 年來(lái)發(fā)展的將有限元法和疲勞機(jī)理分析相結(jié)合的計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)，無(wú)疑為解決實(shí)際中的疲勞問(wèn)題捉供了經(jīng)濟(jì)、有效的分析和評(píng)判工具。疲勞種類較多 .常見的有機(jī)械疲勞、腐蝕疲勞、高溫疲勞、熱疲勞和微動(dòng)疲勞等，其中，機(jī)械疲勞包括應(yīng)力疲勞、應(yīng)變疲勞和接觸疲勞 3種方式。所以，在上輥的設(shè)計(jì)和制造工藝上要特別加強(qiáng)此處的強(qiáng)度，此外，在平時(shí)設(shè)備的保養(yǎng)和維修中，也應(yīng)該要特別注意檢查這個(gè)地方，避免造成破壞損失。 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(shè)計(jì)要求。 由 圖 56可知，最小生命周期為 ，每周期 1000個(gè)循環(huán)，由資料查得卷板機(jī)的激振頻率為 50（次 /分），振動(dòng)頻率為 50Hz，故計(jì)算出該輥輪的壽命： (50x60x10x300)=(年 ) 使用 時(shí) 經(jīng)常注意一些后期設(shè)備的保養(yǎng)維護(hù)，設(shè)備的使用壽命還 會(huì) 很長(zhǎng) 。 46 第 5 章 三輥卷板機(jī)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(jìn)行的疲勞分析， 它建立在靜力分析的基礎(chǔ)上，如圖 5 52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(xiǎn)點(diǎn)，在加工生產(chǎn)時(shí)。 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(dòng)頻率 （ Hz） 模態(tài)振型描述 1 支架前后擺動(dòng)振動(dòng) 2 支架左右扭轉(zhuǎn)振動(dòng) 3 支架 左右擺動(dòng) 振動(dòng) 4 支架 前后 擺動(dòng) 5 支架扭轉(zhuǎn)振動(dòng) 6 支架上下振動(dòng) 7 支架 前后 扭轉(zhuǎn)振動(dòng) 8 支架左右扭轉(zhuǎn)振動(dòng) 9 支架 左右 扭轉(zhuǎn)振動(dòng) 10 支架 上下擺動(dòng) 振動(dòng) 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(dòng)，而且有扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，這些振動(dòng)將影響活動(dòng) 機(jī)架 的 強(qiáng)度和剛度，影響 加工板材的 精度。 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(dòng)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。所以此次分析以自由模態(tài)為主。節(jié)點(diǎn)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(xué)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(qiáng)度、剛度最大的地方，在實(shí)際生產(chǎn)中應(yīng)注意斷裂處的處理和檢修，以免發(fā)生工程事故。 七 階振型 （ f7＝ ） 為 下輥整體擴(kuò)撒振動(dòng)， 該振動(dòng)將會(huì)增大 下輥輪彎矩和 扭矩。 五階振型 （ f5= ） 為 下輥輪中部及左右 1/4處 彎曲振動(dòng) ， 該振動(dòng)將會(huì)增大 下輥輪整體彎曲 應(yīng)力 及輥輪的扭矩 。 三階振型 （ f3＝ ） 為 下輥輪左右 1/4處 彎曲振動(dòng) ， 該振動(dòng)將會(huì) 兩端端及中部 的 彎曲 應(yīng)力。 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(dòng)，該振動(dòng)將會(huì) 使活下輥輪發(fā)生凸凹變形 ，從而增加其 中部的彎曲 應(yīng)力 。 劃分網(wǎng)格和施加約束條件 與上輥輪模態(tài)分析同理， 定義 活動(dòng)橫梁 材料為 Q235，施加約束條件，劃分網(wǎng)格。 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?yàn)槟B(tài)是物體的本身 屬性，基本與加不加載荷無(wú)關(guān)。 七 階振型 （ f7＝ ） 為 上輥整體擴(kuò)撒振動(dòng)， 該振動(dòng)將會(huì)增大 下輥輪彎矩和 扭矩。 五階振型 （ f5= ） 為 上輥輪中部及左右 1/4 處 彎曲振動(dòng) ， 該振動(dòng)將會(huì)增大 下輥輪整體彎曲 應(yīng)力 及輥輪的扭矩 。 三階振型 （ f3＝ ） 為 上輥輪左右 1/4 處 彎曲振動(dòng) ， 該振動(dòng)將會(huì) 兩端端及中部 的 彎曲 應(yīng)力。 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(dòng)，該振動(dòng)將會(huì) 使活下輥輪發(fā)生凸凹變形 ，從而增加其 中部的彎曲 應(yīng)力 。 （ 5）識(shí)別結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的載荷。 （ 4）控制結(jié)構(gòu)的輻射噪聲。 （ 2）新產(chǎn)品設(shè)計(jì)中進(jìn)行結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性的預(yù)估及優(yōu)化設(shè)計(jì)。 模態(tài)分析的意義 （ 1）評(píng)價(jià)現(xiàn)有結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài) 特性。 b) 為了研究不同位移約束的效果，可以采用對(duì)載荷步（例如，對(duì)稱邊界條件采用一個(gè)載荷步，反對(duì)稱邊界條件采用另一個(gè)載荷步）。 3）求解。 c) 不允許有非零位移約束。 a) 施加必須得約束來(lái)模擬實(shí)際的固定情況。 1）施 加邊界條件 2）外部載荷：因?yàn)檎駝?dòng)被假定為自由振動(dòng)，所以忽略外部載荷。 3）其他選項(xiàng)。 1）定義一個(gè)線性攝動(dòng)步（ Linear Perturbation）的頻率提取分析步（ Frequency 28 Extraction）。 2）只能使用線性單元和線性材料，非線性性質(zhì)將忽略。 27 第 4 章 三輥卷板機(jī)輥輪和支架的模態(tài)分析 模態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)動(dòng)力特性一種近代方法，是系統(tǒng)辨別方法在工程振動(dòng)領(lǐng)域中的應(yīng)用 .模態(tài)是機(jī)械結(jié)構(gòu)的固有振動(dòng)特性，每一 個(gè)模態(tài)具有特定的固有頻率、阻尼比和模態(tài)振型 .這些模態(tài)參數(shù)可以由計(jì)算或試驗(yàn)分析取得，這樣一個(gè)計(jì)算或試驗(yàn)分析過(guò)程稱為模態(tài)分析 .這個(gè)分析過(guò)程如果是由有限元計(jì)算的方法取得的，則稱為計(jì)算模態(tài)分析，如果通過(guò)試驗(yàn)將采集的系統(tǒng)輸入與輸出信號(hào)經(jīng)過(guò)參數(shù)識(shí)別獲得模態(tài)參數(shù)，稱為試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析 .通常，模態(tài)分析都是指試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析 . 模態(tài)分析概述 振動(dòng)模態(tài)是彈性結(jié)構(gòu)固有的、整體的特性 .通過(guò)模態(tài)分析方法搞清楚了結(jié)構(gòu)物在某一易受影響的頻率范圍內(nèi)的各階主要模態(tài)的特性，就可以預(yù)言結(jié)構(gòu)在此頻段內(nèi)在外部或內(nèi)部各種振源作用下產(chǎn)生的實(shí)際振動(dòng)響應(yīng) .因此，模態(tài)分析是結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)及設(shè)備故障診斷的重要方法 . 近十多年來(lái)，由于計(jì)算機(jī)技術(shù)、 FFT 分析儀、高速數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)以及振動(dòng)傳感器、激勵(lì)器等技術(shù)的發(fā)展，試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析得到了很快的發(fā)展，受到了機(jī)械、電力、建筑、水利、航空、航天等許多產(chǎn)業(yè)部門的高度重視 .已有多種檔次、各種原理的模態(tài)分析硬件與軟件 問(wèn) 世 . 模態(tài)分析的經(jīng)典定義 :將線性定常系統(tǒng)振動(dòng)微分方程組中的物理坐標(biāo)變換為模態(tài)坐標(biāo)，使方程組解藕，成為一組以模態(tài)坐標(biāo)及模態(tài)參數(shù)描述的獨(dú)立方程，以便求出系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù) .坐標(biāo)變換的變換矩陣為模態(tài)矩陣，其每列為模態(tài)振型 . 用處： 模 態(tài)分析的最終目標(biāo)在是識(shí)別出系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，為結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的振動(dòng)特性分析、振動(dòng)故障診斷和預(yù)報(bào)以及結(jié)構(gòu)動(dòng)力特性的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供依據(jù) . 模態(tài)分析的步驟 模態(tài)分析中的主要有四個(gè)步驟如下： （ 1）建模。 輥輪軸階處由于應(yīng)力集中，受力較大，可以采用倒角的方式減小應(yīng)力集中。 26 圖 418支架模型靜力分析總安全系數(shù)圖 由圖 318可知 ， 根據(jù)分析結(jié)果 支架 最大應(yīng)力為 41MPa，小于 Q235的屈服強(qiáng)度 235MPa；其對(duì)應(yīng)的靜力學(xué)的安全系數(shù)為 。與應(yīng)力結(jié)果不同，應(yīng)力默認(rèn)的顯示為平均值（節(jié)點(diǎn)值），而應(yīng)變顯示的是非平均值（單元直），檢查按單元值顯示的應(yīng)變分布圖。 支架的最大位移為 。 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。 圖 313 支架載 荷和約束圖 劃分網(wǎng)格 支架的劃分 網(wǎng)格和輥輪 的一樣， 單元?jiǎng)澐朱`活運(yùn)用，材料屬性也是選用 Q235. 圖 314支架網(wǎng)格圖 靜力學(xué)結(jié)果分析 應(yīng)力、應(yīng)變、位移與安全系數(shù)分析結(jié)果如圖 31 31 31 318 所示。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(duì)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(shí)選用軸承載荷。 支架 靜力學(xué)分析 施加約束和載荷 根據(jù)卷板機(jī)的工作原理可知，支架底端固定 不能動(dòng)。 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(yīng)力計(jì)算結(jié)果中提取最大 Von Mises應(yīng)力進(jìn)行分析，從而評(píng)估其安全性能。 所以能滿足 上輥輪的靜力學(xué)強(qiáng)度 設(shè)計(jì)的要求。 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?zhàn)畲髴?yīng)力為 143MPa，小于 Q235的屈服強(qiáng)度 235MPa；其對(duì)應(yīng)的靜力學(xué)的安全系數(shù)為 。 22 與應(yīng)力結(jié)果不同，應(yīng)力默認(rèn)的顯示為平均值（節(jié)點(diǎn)值）， 而應(yīng)變顯示的是非平均值（單元直），檢查按單元值顯示的應(yīng)變分布圖。 下輥的最大位移為 。 圖 39 下輥輪模型靜力分析總應(yīng)力云圖 由圖 39可知， 最大 von mises 應(yīng)力為 ，材料的屈服力為 235MPa，并且應(yīng)力小于 Q235 的許用應(yīng)力 157，從而可以推斷出該裝置在當(dāng)前施加的壓力下其結(jié)構(gòu)是可靠的。 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。所以把左右兩端約束全部自由度。 利用好安全系數(shù)分布云圖，可以對(duì)零部件進(jìn)行優(yōu)化分析，節(jié)省材