基于动力学仿真的高速曲柄压力机曲轴疲劳寿命分析

发布时间：2020-01-24 10:45

【摘要】：为了研究反向配置副滑块的高速曲柄压力机曲轴的疲劳寿命,对压力机的曲柄滑块机构进行了受力分析,根据达朗贝尔原理建立了机构的动力学方程,并对机构的位移闭环矢量方程进行一阶和二阶求导,分别得到了各构件的运动学方程和加速度方程。利用联立约束法联立运动学方程与动力学方程,并将所有方程组装成一个稀疏矩阵。通过MATLAB中的Simulink模块建立了机构的动态仿真模型,将求得的稀疏矩阵作为Function模块嵌入仿真模型中进行迭代求解。在考虑冲压力的情况下,快速、准确地求得了压力机曲轴的压力曲柄颈、支承颈和平衡曲柄颈处载荷随时间的变化规律。根据MATLAB/Simulink仿真得到的曲轴周期性载荷谱,利用Workbench软件对高速压力机曲轴施加载荷,并进行疲劳寿命分析。分析结果表明:曲轴的寿命满足设计要求,经历107次应力循环后没有出现明显损伤,最小疲劳安全系数为1.09。曲轴轴颈(即压力曲柄颈、支承颈和平衡曲柄颈)载荷根据运动学参数求得,可以真实地反映出速度、加速度和惯性载荷之间的关系,为压力机曲轴、曲轴支撑结构和动平衡结构设计及压力机下死点精度的研究提供重要的理论依据。疲劳寿命分析中的载荷变化规律根据数学模型迭代求解得出,分析结果更加接近实际,为压力机曲轴的实际应用提供参考。
【图文】：

法以抵消冲压时所产生的不平衡惯性力，该方法是一种较理想的不完全动平衡方法［１２－１４］。高速压力机中的曲柄滑块机构如图１（ａ）所示放置，ｘ方向为实际竖直方向，ｙ方向为实际水平方向。其中连杆３和滑块４为压力机冲压部分，连杆５和副滑块６为平衡部分。曲轴的结构和其承受的载荷分布如图１（ｂ）所示：平衡曲柄颈驱动平衡副滑块，受到连杆５和滑块６产生的不平衡惯性力；压力曲柄颈驱动冲压滑块，承受冲压力和连杆３与滑块４产生的不平衡惯性力。图１曲柄滑块机构及曲轴结构简图Ｆｉｇ．１Ｓｋｅｔｃｈｏｆｓｌｉｄｅｒｃｒａｎｋｍｅｃｈａｎｉｓｍａｎｄｃｒａｎｋｓｈａｆｔ平衡部分和冲压部分均为曲柄滑块机构，由同一曲轴驱动。平衡曲柄颈和压力曲柄颈之间存在支承颈，忽略运动副之间的间隙，，根据刚化原理，分析·６８１·第６期蔡玉强，等：基于动力学仿真的高速曲柄压力机曲轴疲劳寿命分析

曲柄颈时，将支承颈视为刚体，其平衡状态不变。因此只需对一侧曲柄滑块机构进行受力分析，然后在相同的仿真条件下，通过改变曲柄连杆的参数分别求得两侧曲柄滑块机构动力学仿真结果。图２为各连杆和滑块的受力简图。图２连杆和滑块的受力分析Ｆｉｇ．２Ｆｏｒｃｅａｎａｌｙｓｉｓｏｆｌｉｎｋａｇｅａｎｄｓｌｉｄｅｒ根据图２所示的受力图，基于达朗贝尔原理建立机构动力学方程：Ｆｊｉ，ｘ＋Ｆｋｉ，ｘ＝ｍｉａｃｉ，ｘ（１）Ｆｊｉ，ｙ＋Ｆｋｉ，ｙ＝ｍｉａｃｉ，ｙ（２）－Ｆｋｉ，ｘ（ｒｉ－ｒｃｉ）ｓｉｎθｉ＋Ｆｋｉ，ｙ（ｒｉ－ｒｃｉ）ｃｏｓθｉ＋Ｆｉｊ，ｘｒｃｉｓｉｎθｉ－Ｆｉｊ，ｙｒｃｉｃｏｓθｉ＝Ｉｉαｉ（３）Ｆ３４，ｘ＋Ｆ＝ｍ４ｒ··１（４）Ｆ４３，ｙ＋Ｆ１４，ｙ＝０（５）式中：Ｆｊｉ，ｘ，Ｆｋｉ，ｘ为ｘ方向上连杆ｊ和ｋ对连杆ｉ的作用力；Ｆｊｉ，ｙ，Ｆｋｉ，ｙ为ｙ方向上连杆ｊ和ｋ对连杆ｉ的作用力；ɑｃｉ，ｘ，ɑｃｉ，ｙ为连杆ｉ在ｘ和ｙ方向上的加速度；ｒｉ为连杆ｉ的长度；ｒｃｉ为第ｉ个连杆质心到连杆旋转中心的距离；ｒ··ｉ为第ｉ个连杆的质心加速度；ｍｉ为第ｉ个连杆的质量；αｉ为第ｉ个连杆的角加速度；Ｉｉ为第ｉ个连杆的转动惯量。为了建立连杆的力和加速度关系，对闭环矢量方程进行二阶求导并建立


本文编号：2572643