【正文】 由于外出實習(xí)，做畢業(yè)設(shè)計的時間被工作占用了，故后期設(shè)計中有點忙，但在譚老師悉心的指導(dǎo)下、同學(xué)的幫助下，使我得以不斷進(jìn)步和提高，很快趕了上來。53參考文獻(xiàn)[1]濮良貴，（第八版）[M].北京：高等教育出版社 [2] 4 版[M].高等教育出版社，[3][M].河南大學(xué)出版社，[4]（第 2 版）[M].北京：清華大學(xué)出版社，[5][M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，[6]（2022）鍛壓協(xié)會.[7][J]，2022，35（4）：910.[8] 曾攀．有限元分析及其應(yīng)用．北京：清華大學(xué)出版社，2022.[9] 張保軍．16m 三輥卷板機(jī)的開發(fā)研制．國內(nèi)外動態(tài)[J]．2022（6）[10] 張晶，張本源．大型三輥卷板機(jī)機(jī)架的強(qiáng)度和剛度分析．武漢工業(yè)大學(xué)報．2022（5）[11] 張瑞平．CAD／CAE 技術(shù)在卷板機(jī)設(shè)計中的應(yīng)用．山西焦煤科技[J]．2022（6）[12] 鄭長松．Solidworks2022 高級應(yīng)用實例．機(jī)械工業(yè)出版社．2022（5）[13] 江洪．Solidworks2022 有限元分析實例解析．機(jī)械工業(yè)出版社．2022（1）[14] 陽平華．Solidworks2022 機(jī)械設(shè)計時尚百例．機(jī)械工業(yè)出版社．2022（6）[15] 陳超祥．Solidworks simulation 高級教程．機(jī)械工業(yè)出版社．2022（1）[16] 胡衛(wèi)龍，王仲仁．各種卷板機(jī)成形工藝的輥筒受力分析[J]．鍛壓機(jī)械．1992（4）[17] 趙曉東，朱茂桃．應(yīng)用均勻設(shè)計方法提高筒形件的成形質(zhì)量[期刊論文]．鍛壓技術(shù)．2022（3）[18] 王忠清．大型數(shù)控卷板機(jī)研制成功[J]．鍛壓技術(shù)．1999,24（1）54致 謝首先，非常感謝譚加才老師在這次畢業(yè)設(shè)計過程中給予我悉心的指導(dǎo)與幫助，在設(shè)計過程中我遇到了諸多困難，但在譚老師耐心的指導(dǎo)和幫助下，問題最終被一一解決；其次，感謝同學(xué)對我的幫助，與他們的一次次交流使我得以不斷進(jìn)步和提高。同時分析得出振動對機(jī)架的危害較大。（3）對輥輪進(jìn)行模態(tài)分析，得到輥輪在工作時固有頻率及相應(yīng)的固有振型等動態(tài)特性參數(shù)，找到振動的危險位置主要在輥輪的中部，同時振動也可以造成整個輥輪的危害，在軸階與孔的結(jié)合處，振動影響也較大。且下輥有兩根，而上輥只有一根，所以在校核或設(shè)計卷板機(jī)的結(jié)構(gòu)時，上輥是重點研究對象，在上下輥材料屬性相同時，若上輥能夠正常工作，則說明下輥也一定在正常使用的范圍內(nèi)，這種情況就不在對下輥進(jìn)行單獨分析。因此，要求在此處結(jié)構(gòu)設(shè)計一定要合理，避免應(yīng)力集中現(xiàn)象。本次設(shè)計是采用機(jī)械傳動的方式，避免了采用液壓方式容易漏油的缺點。52結(jié) 論本次設(shè)計是在有限元分析軟件solidworks平臺下，對 W11機(jī)械對稱式三輥卷板機(jī)關(guān)鍵零、部件進(jìn)行了有限元結(jié)構(gòu)分析。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，預(yù)估下輥的強(qiáng)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。疲勞安全因子大于1的區(qū)域為安全區(qū)域。上輥與下輥相比，上輥＜下輥的壽命，且下輥有兩根，而上輥只有一根，所以在校核或設(shè)計卷板機(jī)的結(jié)構(gòu)時，上輥是重點研究對象，在上下輥材料屬性相同時，若上輥的壽命滿足，則說明下輥也一定滿足，這時可以不對下輥進(jìn)行單獨分析。可看到輥輪的低壽命區(qū)域主要集中在支點處。50 疲勞分析結(jié)果圖 58 疲勞破損云圖圖 59 疲勞生命云圖疲勞壽命：在循環(huán)加載下，產(chǎn)生疲勞破壞所需的應(yīng)力或應(yīng)變循環(huán)數(shù)。引起疲勞失效的機(jī)理和因素比較復(fù)雜，因此，必須遵循客觀規(guī)律和按照嚴(yán)格的分析程序進(jìn)行失效分析和疲勞預(yù)測。 下輥疲勞分析疲勞是產(chǎn)品/零件失效最常見的方式之一。但是上輥中間仍是最薄弱的部位，意味著這個部位會最先產(chǎn)生裂紋，最容易產(chǎn)生破壞。49圖 57 載荷云圖由圖 55 圖 56 和圖 57 可得，上輥的疲勞壽命為 +4 次，載荷最小值為，發(fā)生位置在軸承裝配處,是大于 1 的，經(jīng)過 +3 次循環(huán)后，最大損耗掉了總周期生命的 %，故這種材料是完全滿足要求的。 圖51靜態(tài)分析算例 圖52疲勞分析算例 疲勞分析結(jié)果圖53 破損云圖圖 55生命局部放大云圖48圖 54 破損局部放大云圖圖 56 生命云圖壽命置信度通常用計算得到的疲勞壽命和目標(biāo)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。要對孔的直徑、材質(zhì)、倒角、熱處理等方面注意，進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，延長卷板機(jī)的使用壽命，減少生產(chǎn)事故，提高生產(chǎn)效率。支架無法正常工作將很容易放生事故，所以支架要長期檢查，生產(chǎn)時也要特殊處理。圖 417下輥輪模態(tài)分析施加約束網(wǎng)格圖40 結(jié)果分析支架自由振動前十階振型云圖，如圖 418~427 所示。將上輥與下輥的分析結(jié)果相比較，下輥的平均受力和位移云圖等都小于上輥所承受的力，說明在實際生產(chǎn)中，上輥的受力比下輥更加大、更加復(fù)雜，更容易斷裂發(fā)生工程事故，所以在實際加工生產(chǎn)三輥卷板機(jī)時，在上輥與下輥屬同種材料和長度時，一般只考慮上輥的受力和工況分析，進(jìn)而可以減少工作量。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410~416可知，對于三輥卷板機(jī)的輥輪來說，當(dāng)其振動頻率達(dá)到其固定有頻率時，其振動幅度遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過其允許的位移量，這將直接導(dǎo)致結(jié)構(gòu)的破壞。六階振型 （f6＝ ）為下輥輪中部及左右1/4處彎曲扭轉(zhuǎn)振動，下輥輪整體發(fā)生彎曲扭轉(zhuǎn)振動，該振動將會增大上輥輪彎矩和扭矩。四階振型（f4=）為下輥輪左右1/4處彎曲扭轉(zhuǎn)振動，該振動將會增大下輥輪兩端軸階處彎曲應(yīng)力，同時加劇兩端的扭矩。二階振型（f2=）為下輥輪中部橫向彎曲振動。圖 49下輥輪模態(tài)分析約束網(wǎng)格圖35 結(jié)果分析下輥輪自由振動前七階振型云圖，如圖410~416 所示。所以此次分析以自由模態(tài)為主。由圖 42~46 所示可以得知，上輥輪的中部受力和變化最大，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：上輥中部受力最大，最容易發(fā)生斷裂現(xiàn)象，也是疲勞強(qiáng)度、剛度最大的地方，在實際生產(chǎn)中應(yīng)注意斷裂處的處理和檢修，以免發(fā)生工程事故。六階振型 （f6＝ ）為上輥輪中部及左右 1/4 處彎曲扭轉(zhuǎn)振動，下輥輪整體發(fā)生彎曲扭轉(zhuǎn)振動，該振動將會增大上輥輪彎矩和扭矩。四階振型（f4=）為上輥輪左右 1/4 處彎曲振動，該振動將會增大下輥輪兩端軸階處彎曲應(yīng)力。二階振型（f2=）為上輥輪中部橫向彎曲振動。30 劃分網(wǎng)格和施加約束條件 圖 41 上輥輪模態(tài)分析施加約束網(wǎng)格圖 結(jié)果分析上輥輪自由振動前七階振型云圖，如圖42~48 所示。結(jié)構(gòu)振動時，各階模態(tài)對噪聲的“貢獻(xiàn)”并不相同，通過調(diào)整或抑制對噪聲貢獻(xiàn)大的“優(yōu)秀模態(tài)” ，便可降低噪聲。（3）診斷及預(yù)報結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的故障。通過對結(jié)構(gòu)的模態(tài)分析，求得結(jié)構(gòu)的各階模態(tài)參數(shù)，從而評價結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性是否符合要求，并校驗理論計算結(jié)果的準(zhǔn)確性。4）結(jié)果處理。a) 通常采用一個載荷步。d) 對稱邊界條件只產(chǎn)生對稱的振動，所以將會丟失一些振型。b) 在沒有施加約束的方向上將計算剛體振動。然而，程序形成的載荷向量可以在隨后的模態(tài)疊加分析中使用位移約束。（3）施加邊界條件、載荷并求解。2）模態(tài)提取選項。29（2）選擇分析步類型并設(shè)置相應(yīng)選項。1）必須定義密度。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。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；。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 。26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，單元劃分靈活運用，材料屬性也是選用 Q235.25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 313131318 所示。均布載荷的集度＝ /b= /2022＝10 /2022＝ N/mm＝10 5 N/mqF5下輥孔為 = /2=10 N/m下 q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，故施加載荷時選用軸承載荷。 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。24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)力計算結(jié)果中提取最大Von Mises應(yīng)力進(jìn)行分析，從而評估其安全性能。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)果下輥最大應(yīng)力為143MPa，小于Q235的屈服強(qiáng)度235MPa；。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。F5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，可以對零部件進(jìn)行優(yōu)化分析，節(jié)省材料，節(jié)約經(jīng)濟(jì)成本。輥輪軸階處由于應(yīng)力集中，受力較大，可以采用倒角、延長過渡面、加厚的方式減小應(yīng)力集中。從參考手冊中查得，Q235要20～3。所有對應(yīng)力圖解所做的后處理特征同樣適用于應(yīng)變圖解。19圖 35 上輥輪模型靜力分析總應(yīng)變云圖由圖 35 可知，應(yīng)變用以描述某點處變形的程度的力學(xué)量，應(yīng)變的結(jié)果都是無量綱為一的。表 33 Q235A 許用應(yīng)力 （單位：MPa（ ） ）2mNQ235A 許用應(yīng)力厚度t（mm）屈服極限Ⅰ類載荷（安全系數(shù) ）Ⅱ類載荷（安全系數(shù) ）Ⅲ類載荷（安全系數(shù) ）18σ s σ a a?σ a a?σ a a?t≤16 235 157 90 177 102 196 11316＜t≤ 40 225 150 87 169 98 188 10840＜t≤ 60 215 143 83 162 93 179 103圖 34 上輥輪模型靜力分析總位移云圖由圖 34 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，即零件在此發(fā)生的位移越大。反力矩 (Nm) 0 0 0 0夾具名稱 固定幾何體 夾具細(xì)節(jié) 3 個面17圖 33 上輥輪模型靜力分析總應(yīng)力云圖由圖 33 可得，最大 von mises 應(yīng)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(yīng)力小于 Q235 的許用應(yīng)力（表33） ， 因此, 上輥在強(qiáng)度和剛度方面是滿足條件的。注：單元格的大小可以控制在一定的范圍內(nèi)，一般可以用此公式控制：（節(jié)點值單元直）/節(jié)點值5％,對應(yīng)力集中的地方可以用網(wǎng)格控制來局部劃分。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。Simulation提供了4種網(wǎng)格類型：① 實體網(wǎng)格：實體網(wǎng)格為四面體單元，適合于大體積和復(fù)雜的三維模型；② 使用中性面的外殼網(wǎng)格：對于相對比較簡單額薄壁零件（如鈑金零件） ，程序自動提取零件的中性面并自動地安排中性面殼網(wǎng)格的厚度。第一，它用一離散的，網(wǎng)格劃分將問題簡化為一系列有限多個未知域，而這些，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)。輥的中部施加線性載荷約束，當(dāng)板料置于輥子中間部時，上輥受到的均布載荷為 ＝10 N，如圖 31所示。 施加約束和載荷根據(jù)卷板機(jī)的工作原理可知，輥輪左右兩端固定，不能移動，只能轉(zhuǎn)動。 靜力學(xué)分析的步驟靜力學(xué)分析的基本步驟為：（1）建立幾何模型；（2）定義材料屬性；（3）定義分析步；（4）施加邊界條件和載荷；（5）選擇單元類型和劃分網(wǎng)格；（6）運行求解；（7）結(jié)果評定。它的結(jié)果包括位移、應(yīng)力、應(yīng)變和力等。靜力分析不考慮慣性和阻尼的影響。 solidworks 有限元 分析步驟