三輥卷板機關鍵零件有限元結構分析畢業(yè)設計

1、<p>　　畢 業(yè) 論 文</p><p>　　題 目： 三輥卷板機關鍵零件有限元結構分析 </p><p>　　學院： 機械工程學院 </p><p>　　專業(yè)：機械設計制造及其自動化 班級： 學號： </p>

2、;<p>　　學生姓名： </p><p>　　導師姓名： </p><p>　　完成日期： 2014年6月6日

3、 </p><p>　　誠 信 聲 明</p><p><b>　　本人聲明：</b></p><p>　　1、本人所呈交的畢業(yè)設計（論文）是在老師指導下進行的研究工作及取得的研究成果；</p><p>　　2、據(jù)查證，除了文中特別加以標注和致謝的地方外，畢業(yè)設計（論文）中不包含其他人已經(jīng)公開發(fā)

4、表過的研究成果，也不包含為獲得其他教育機構的學位而使用過的材料；</p><p>　　3、我承諾，本人提交的畢業(yè)設計（論文）中的所有內(nèi)容均真實、可信。</p><p>　　作者簽名： 日期： 年 月 日</p><p>　　畢業(yè)設計（論文）任務書</p><p>　　題目：

5、 三輥卷板機關鍵零件有限元結構分析 </p><p>　　姓名系 機械工程 專業(yè) 機械設計制造及自動化 班級 學號 </p><p><b>　　基本任務及要求：</b></p><p>　　1.查閱有關三輥卷板機結構分析文獻15篇以上，分析三輥卷板

6、機結構分析的現(xiàn)狀和常用方法，寫出文獻綜述。 </p><p>　　2.建立三輥卷板機各關鍵零部件的三維實體模型。 </p>&

7、lt;p>　　3.根據(jù)三輥卷板機的工作原理和工作過程，進行三輥卷板機的典型工況載荷分析。 </p><p>　　4.對關鍵零件機架、輥輪進行有限元強度、剛度分析，得到最大應力、最大的變形和危險位置。

8、 </p><p>　　5.撰寫畢業(yè)論文，字數(shù)15000以上。 </p><p>　　進度安排及完成時間：</p><p>　　2.23－3.10：熟悉課題、查閱文獻資料

9、 </p><p>　　3.11－3.24：撰寫文獻綜述、開題報告 </p><p>　　4.1－4.10：零、部件的三維建模 （4月份完成畢業(yè)實習）

10、 </p><p>　　4.11－4.20：典型工況載荷分析 </p><p>　　4.21－5.1：輥輪分析

11、 </p><p>　　5.2－5.15：支架分析 </p><p>　　5.16－5.26：撰寫畢業(yè)論文

12、 </p><p>　　5.27－5.31 根據(jù)指導老師評閱意見進行修改 </p><p>　　6.3－6.7：畢業(yè)答辯

13、 </p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘要I</b></p><p>　　AbstractII</p><p>　　第1章 緒 論1</p><p>　　

14、1.1 機械對稱式三輥卷板機基本概況2</p><p>　　1.1.1三輥卷板機的工作原理2</p><p>　　1.1.2三輥卷板機的工作過程2</p><p>　　1.1.3三輥卷板機的發(fā)展趨勢與結構分析的現(xiàn)狀4</p><p>　　1.2方案的確定5</p><p>　　1.3 課題的主要內(nèi)容與技術方案

15、6</p><p>　　第2章三維實體建模7</p><p>　　2.1 基本參數(shù)及各零部件載荷7</p><p>　　2.1.1基本參數(shù)內(nèi)容7</p><p>　　2.1.2設計參數(shù)7</p><p>　　2.1.3 關鍵零部件實體模型11</p><p>　　第3章 有限元法與各

16、零部件靜力學分析13</p><p>　　3.1有限元法簡介13</p><p>　　3.1.1有限元法基本原理13</p><p>　　3.1.2 solidworks有限元分析步驟13</p><p>　　3.2各零部件靜力學分析14</p><p>　　3.2.1靜力學分析的步驟14</p>

17、;<p>　　3.3上輥靜態(tài)分析14</p><p>　　3.3.1施加約束和載荷14</p><p>　　3.3.2 劃分網(wǎng)格15</p><p>　　3.3.3 靜力分析結果16</p><p>　　3.4 下輥靜力學分析19</p><p>　　3.4.1施加約束和載荷19</p&

18、gt;<p>　　3.4.2 劃分網(wǎng)格19</p><p>　　3.4.3 靜力分析結果20</p><p>　　3.5 支架靜力學分析22</p><p>　　3.5.1施加約束和載荷22</p><p>　　3.5.2劃分網(wǎng)格23</p><p>　　3.5.3靜力學結果分析23</

19、p><p>　　第4章 三輥卷板機輥輪和支架的模態(tài)分析27</p><p>　　4.1 模態(tài)分析概述27</p><p>　　4.1.1模態(tài)分析的步驟27</p><p>　　4.1.2模態(tài)分析的意義28</p><p>　　4.2上輥輪的模態(tài)分析29</p><p>　　4.2.1劃分網(wǎng)

20、格和施加約束條件29</p><p>　　4.2.2 結果分析29</p><p>　　4.3下輥輪的模態(tài)分析33</p><p>　　4.3.1劃分網(wǎng)格和施加約束條件33</p><p>　　4.3.2結果分析34</p><p>　　4.4支架的模態(tài)分析38</p><p>　　

21、4.4.1劃分網(wǎng)格和施加約束條件38</p><p>　　4.4.2結果分析39</p><p>　　第5章 三輥卷板機輥輪的疲勞分析46</p><p>　　5.1 上輥疲勞分析前處理46</p><p>　　5.1.1 疲勞分析結果46</p><p>　　5.2 下輥疲勞分析48</p>

22、<p>　　5.2.1 疲勞分析結果48</p><p><b>　　結 論51</b></p><p><b>　　參考文獻52</b></p><p><b>　　致 謝53</b></p><p>　　三輥卷板機關鍵零件有限元分析</p>

23、<p>　　摘要：本設計是基于solidworks simulation軟件來對三輥卷板機關鍵零部件進行分析。與傳統(tǒng)的計算分析相比，計算機有限元分析方法能更加快捷和精確的得到結果。設置正確的模型、劃分合適的網(wǎng)格，并合理設置求解過程，能夠準確的獲得分析模型各個部位的應力、變形等結果。對零件的設計和優(yōu)化有很大的參考作用。</p><p>　　設計前部分詳細闡述了卷板機上、下輥及支架結構設計和受力分析。在該

24、結構中上輥下壓提供壓力,兩下輥做旋轉運動,為卷制板材提供扭矩。設計后部分首先通過solid works建立三維模型，然后分析了三輥卷板機的上輥和下輥及支架的靜力，得出了它們的應力、位移、安全系數(shù)圖解；然后分析了上輥和下輥及支架的模態(tài)，得出了它們在不同頻率下的振動圖；然后分析了上輥和下輥及支架的疲勞，得出了它們的壽命、疲勞安全系數(shù)圖解等。</p><p>　　關鍵詞：卷板機；三維建模；solidworks simu

25、lation；動靜態(tài)分析</p><p>　　Three roller bending machine key component FEA</p><p>　　Abstract：The key parts of three roller bending machine is analyzed based on the Solid-works Simulation software, In

26、this design. Compared with the traditional calculations analysis, Computer finite element analysis method can be more efficient and accurate results. Setting the correct model, dividing the appropriate grid and setting a

27、 reasonable solution process, It can accurately get the analysis results of the stress、deformation , Which are the parts of model, and so on. The design and optimiz</p><p>　　During the front part of the desi

28、gn, The rolling machine`s upper roller、lower roller and bracket were described by structure design and the stress analysis in detail. In this structure the upper roller pressure to provided pressure, The lower two roller

29、 did revolution sport , for the sheet material provided moment。The last part，F(xiàn)irstly by Solid-Works to built 3D model. Then analyzed the static of three-roller bending machine,s upper roller、lower roller and bracket ,Obt

30、aining their stress level、d</p><p>　　Key words: Plate bending rolls; 3d modeling; Solid-works Simulation; Dynamic and static analysis </p><p><b>　　第1章 緒 論</b></p><p>　

31、　目前國內(nèi)三輥卷板機的設計主要采用經(jīng)驗和類比設計，在實際工程應用中，由于超載，市場上卷板機曾發(fā)生機架和滾輪的強度和剛度不夠等現(xiàn)象，也存在著機械干涉，工作輥使用壽命短、維修頻繁、工藝性差、能耗大等問題，卷板機的工作輥應有足夠的剛度，在最大載荷的工況下應能保證其工作精度要求，要保證這些大噸位、高精度卷板機的正常工作，首先應該在設計輥輪和機架時必須保證有足夠的強度和剛度，同時也要考慮工況載荷時的振動情況。</p><p&g

32、t;　　為了更好、更精確地設計出卷板機，縮短設計生產(chǎn)周期，可以運用當今運用較為廣泛的有限元分析軟件——solidworks simulation進行模擬、動態(tài)、仿真等分析，根據(jù)分析結果，可以求出輥輪及機架的靜力、模態(tài)及疲勞分析，檢驗卷板機使用壽命、短強度、剛度是否合格。</p><p>　　由于大多數(shù)實際復問題難以得到準確解決辦法，然而有限元不僅計算精度高、通用性強，還適應各種復雜形狀，因而成為一種豐富多彩、應用

33、廣泛、實用高效的數(shù)值分析法?？傊邢拊治鍪怯幂^簡單的問題代替復雜問題后再求解。</p><p>　　而在眾多類型卷板機中，機械對稱式三輥卷板機是目前應用最為廣泛的卷板機之一，它可將金屬板材卷成圓形、弧形和一定范圍內(nèi)的錐形工件，廣泛地用于造船、鍋爐、航空、水電、化工、金屬結構及機械制造行業(yè)，被各大商家認可。</p><p>　　本章就某一款典型機械式對稱三輥卷板機（如圖1-1所示）為例，闡

34、述三輥卷板機的工作原理，工作過程，及其發(fā)展的現(xiàn)狀和趨勢等。</p><p>　　圖1-1 W11系列機械對稱式三輥卷板機</p><p>　　1.1 機械對稱式三輥卷板機基本概況</p><p>　　1.1.1三輥卷板機的工作原理</p><p>　　卷板機的運動形式可以分為主運動和輔運動兩種形式。主運動是指構成卷板機的上輥和下輥對加工板材

35、的旋轉、彎折等運動，主運動完成卷板機的加工任務。輔運動是卷板機在卷板過程中的裝料、下料及上輥的升降、翹起以及倒頭架的翻轉等形式的運動。</p><p>　　機械對稱式三輥卷板機主要有左右機架、上下輥輪、床身、油缸、電氣和液壓系統(tǒng)、主傳動系統(tǒng)等組成。上輥在兩下輥中央對稱位置作垂直升降運動，兩下輥作旋轉運動，在卷取鋼板時，由于上輥的壓力，使支承在兩個下輥上的板材形成三點彎曲。因此板材的成型過程可以看成是三輥卷板機對板

36、材做連續(xù)的三點彎曲的過程. 對稱式三輥卷板機的卷板過程可分為下壓和滾彎兩個過程。在下壓過程中通過中心輥的下壓使板料產(chǎn)生彈塑性變形；在滾彎過 圖1-2 W11系列機械對稱式三輥卷板機工作原理程中兩側輥是驅動輥，通過兩側輥的驅動以及側輥和板料之間的摩擦力使板料送進。這樣板料t的各部位都將經(jīng)歷相同的三點彎曲過程，從而得到想要的曲率半徑。如圖1-2所示(a)、 (b)、(c)分別表示下壓前、下壓后和滾彎后。</p>&l

37、t;p>　　1.1.2三輥卷板機的工作過程</p><p>　　加工時將被加工板材的一端送入三輥卷板機的上、下軋輥之間，然后對上輥施加一向下的位移，使位于下方的板材部分因受壓而產(chǎn)生一定的塑性彎曲變形。當下輥被驅動作回轉運動時，由于板材與軋輥之問存在摩擦力，所以當軋輥轉動時板材也就沿其縱向運動。當板材依次通過上輥的下方即變形區(qū)時，應力超過屈服極限，則將產(chǎn)生塑性變形。板材也就獲得了沿其全長的塑性彎曲變形。適當調(diào)

38、整軋輥之間的相對位置，就可以把板材彎成半徑不小于上輥半徑的任意值。其缺點在于對稱式的機器不能彎卷板材的全部長度。板材兩端有略小于兩個下輥之問距離之半的長度仍然是直的，因此板材保持直挺的兩端在彎卷之前需要先在專門的預彎邊機上加以預彎。</p><p>　　三輥卷板機利用卷板機對板料進行連續(xù)三點彎曲的過程，如圖1-3(a）、(b)、(c)、(d) 所示，卷板工藝過程大致分為4步：</p><p&g

39、t;　　圖 1-3 W11系列機械式對稱三輥卷板機工作過程</p><p>　?。?）預彎(a)：板材兩端有略小于兩個下輥之問距離之半的長度仍然是直的，因此板材保持直挺的兩端在彎卷之前需要先在專門的預彎邊機上加以預彎。</p><p>　　卷板時平板兩端各有一段長度由于接觸不到上輥而不發(fā)生彎曲，稱為剩余直邊，工藝上將平板開始彎曲的最小力臂叫做理論剩余直邊，</p><p

40、>　　對稱式三輥卷板機剩余直邊為兩下輥中心距的一半。但為避免板料從滾筒間滑落，實際剩余直邊常比理論值大。一般對稱彎曲時為板厚6～20倍。由于剩余直邊在校圓時難以完全消除，并造成較大的焊縫應力及設備負荷、容易產(chǎn)生質量和設備事故，故需應對一般板料進行預彎，使剩余直邊接近理論值，常用的預彎方法有：凡可以進行不對稱彎曲的卷板機或帶彎邊墊板的對稱三輥卷板機都具有彎邊的能力。</p><p>　　1）采用壓力機模壓預彎

41、。a)</p><p>　　2）用托板在滾圓機內(nèi)預彎。b)</p><p>　　a）用壓力機模壓預彎 b）用托板在滾圓機內(nèi)預彎</p><p>　　圖 1-4 鋼板預彎示意圖</p><p>　　（2）對中(b)：對中的目的是使工件母線與輥軸平行，防止產(chǎn)生扭斜。</p><p>　?。?）卷筒(c

42、)：卷筒是產(chǎn)品成形的主過程，分為一次進給與多次進給。進給次數(shù)取決于工藝限制條件（如冷卷時不得超過允許的最大變形率）及設備限制條件（如不打滑條件和功率條件）。冷卷回彈量顯著時，須加一定得過卷量。</p><p>　　（4）矯圓(d)：矯圓的目的是盡可能是整圓曲率均勻一致，提高產(chǎn)品質量。</p><p>　　一般矯圓分三個步驟：</p><p>　　1）加載：根據(jù)經(jīng)驗或

43、計算將輥筒調(diào)到所需的最大矯正曲率位置。</p><p>　　2）滾圓：將輥筒在矯正曲率下滾圓1～2圈（注意滾卷焊接區(qū)）使整圓曲率一致。</p><p>　　3）卸載：逐漸卸除載荷，使工件在逐漸減小的矯正載荷下多次滾卷。</p><p>　　1.1.3三輥卷板機的發(fā)展趨勢與結構分析的現(xiàn)狀</p><p>　　國內(nèi)卷板機的發(fā)展趨勢為：</p

44、><p>　?。?）隨著我國化工、鍋爐、壓力容器等行業(yè)向大型化發(fā)展，卷板機正向加工對象為厚板、特厚板、高強度板、復合板等的大型、特大型水平三輥卷板機方向發(fā)展。同時，由于剩余直邊短節(jié)省材料、成形精度、效率高，大型四輥卷板機也得到發(fā)展；</p><p>　?。?）油罐車、儲油罐等行業(yè)的快速發(fā)展，要求小型卷板機向薄邊、特長型、多曲率和數(shù)控化的方向發(fā)展；</p><p>　?。?/p>

45、3）以卷板機為主要加工設備實現(xiàn)成套化配置，從而為客戶提供整體解決方案。如風電塔筒成形整體解決方案等值實現(xiàn)；</p><p>　?。?）專家表示先進的工程機械卷板機的產(chǎn)品大多采用微機控制技術，卷板機實現(xiàn)了各種工況下的自動判斷、控制機器發(fā)動機的功率輸出，達到機器與發(fā)動機的最佳功率匹配，減少發(fā)動機的燃油消耗，并自動診斷機器狀態(tài)，可以提醒駕駛員及時修理機器，使其始終保持良好狀態(tài)。</p><p>

46、　　國內(nèi)三輥卷板機機型小，卷制能力低、機架的受力情況簡單，隨著對卷板機的卷制能力要求的不斷增大，卷板機機型也在不斷增多，國產(chǎn)已有投入生產(chǎn)使用的140mm x4m的三輥卷板機，卷制150mm厚和160mm厚鋼板的卷板機也正在制造中。機架和輥輪的受力情況變得復雜，卷板機安全性和可靠性更重要，而且產(chǎn)品重量也逐步上升。但是實際使用中還存在一些問題，例如：系統(tǒng)的穩(wěn)定性不高，同步精度不高及加工效率和精度不能完全滿足一些加工單位的要求等。　　還有隨

47、著國家對環(huán)境質量要求的提高，環(huán)保型工程機械產(chǎn)品將形成廣闊的市場，甚至可能成為今后國內(nèi)工程機械發(fā)展的主流。環(huán)保設計將形成一種全新的設計理念。自然，卷板機以后的發(fā)展也將朝著更節(jié)能、能環(huán)保的大方向進行發(fā)展。</p><p><b>　　1.2方案的確定</b></p><p>　　通過上節(jié)對工作原理和工作過程的分析，根據(jù)各種類型卷板機的特點，再根據(jù)三輥卷板機的不同類型所具有

48、的特點，雙輥卷板機不需要預彎、結構簡單，但彎曲板厚受限制，只適合小批量生產(chǎn)。四輥卷板機結構復雜造價又高。雖然三輥卷板機不能預彎，但是可以通過手工或其它方法進行預彎。</p><p>　　最后形成本設計方案：W12×2000對稱三輥卷板機（表1-4所示，W系列規(guī)格表）</p><p>　　表1-4 W系列規(guī)格表</p><p>　　1.3 課題的主要內(nèi)容與技

49、術方案</p><p>　　利用有限元軟件solidworks simulation的結構分析模塊對W11系列三輥卷板機關鍵零部件進行有限元分析。通過建立三輥卷板機關鍵零部件的幾何模型、有限元模型，對關鍵零部件模型進行靜態(tài)分析、模態(tài)分析、疲勞分析，學會對有限元分析結果進行分析和優(yōu)化。</p><p>　　具體的技術方案如下：</p><p>　?。?）研究W11系列

50、機械對稱式三輥卷板機相關技術參數(shù)和模型特點，為分析提供相應的理論基礎；</p><p>　　（2）利用solidworks simulation對上下輥輪支架進行靜力學分析，分析其結構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果進行比較，看哪根輥輪受力較大，并根據(jù)分析結果進行靜力強度較核；</p><p>　?。?）利用solidworks simulation對

51、上下輥輪支架進行模態(tài)分析，分析其結構的振動特性，找出振動中危險的位置，上下輥輪分析結果比較；</p><p>　　（4）利用solidworks simulation對上下輥輪支架進行疲勞分析，分析其結構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)分析結果進行圖解交變應力響應曲線分析，注意S-N曲線的選擇。</p><p><b>　　研究卷板機的相</b>&l

52、t;/p><p>　　關技術參數(shù)、模型特點</p><p>　　關鍵零部件solidworks模型</p><p>　　基于有限元分析軟件solidworks</p><p>　　simulation進行有限元結構分析</p><p><b>　　有限元結果分析</b></p><

53、p>　　圖1-5 技術方案流程圖</p><p><b>　　第2章三維實體建模</b></p><p>　　本課題旨在運用solidworks simulation有限元分析軟件對三輥卷板機的機架、輥輪進行有限元強度、剛度分析，得到最大應力、最大的變形和危險位置，解決實際生產(chǎn)中應注意的問題，所以其他無關零部件在本課題中未有顯示，運用三維實體建模軟件solidw

54、orks只對三輥卷板機機架、輥輪建模，并組裝。</p><p>　　2.1 基本參數(shù)及各零部件載荷</p><p>　　2.1.1基本參數(shù)內(nèi)容</p><p>　　根據(jù)板料工藝用途及結構類型來確定棍子的大小，從而制造卷板機?；緟?shù)是卷板機的基本技術數(shù)據(jù)，它反映了它的工作能力及特點，也基本上定下了它的輪廓尺寸及本體總重。另外，基本參數(shù)也是用戶選購時的主要數(shù)據(jù)。機械對

55、稱式三輥卷板機的基本參數(shù)包括以下內(nèi)容：</p><p>　?。?）輥輪長度及直徑：指卷板機最終組裝后的長度和直徑尺寸，它反映了卷板機的主要工作能力，如能滾彎板料的長度、寬度、厚度等方面；</p><p>　?。?）左右機架：體現(xiàn)卷板機輥輪旋轉正常工作時能承受輥輪的重量及震動的能力；</p><p>　?。?）下輥間距：指卷板機正常工作時兩下輥中心間距離，應根據(jù)工件成

56、型后的半徑來確定，它直接影響整個機架的寬度；</p><p>　?。?）工作臺尺寸：指工作臺面上可以利用的有效尺寸，它取決于模具的平面尺寸工藝過程及輥輪直徑的尺寸；</p><p>　?。?）線性力載荷：卷板機壓彎板材時的力載荷；</p><p>　?。?）材料屬性：指密度、彈性模量、泊松比等；</p><p>　?。?）許用應力：指輥輪材料

57、的最大受力載荷；</p><p><b>　　2.1.2設計參數(shù)</b></p><p><b>　?。?）已知設計參數(shù)</b></p><p>　　此卷板機用于卷制屈服極限為130MPa～160MPa低碳鋼。</p><p>　　表2-1主要技術參數(shù)</p><p>　　表

58、2-2板材強化系數(shù)表</p><p>　　注：對其它鋼材可按K0=2.1計算，其中為伸長率</p><p>　?。?）. 所求設計參數(shù)</p><p>　　上輥軸直徑：=140mm 下輥軸直徑：=120mm </p><p>　　最小卷圓直徑：=500mm</p><p>　　（3）. 確定卷板機壓力參數(shù)</p

59、><p>　　因在卷制板材時，板材不同成形量所需的壓力、功率也不相同，所以要確定所受壓力及彎矩，而最大壓力、最大彎矩產(chǎn)生于板材彎成最小卷圓時：</p><p>　　板材的彎曲力矩與作用在下輥上的力的力矩平衡，由此可求得上、下輥的受力：（見圖2-1）</p><p><b>　?。?）</b></p><p><b>

60、;　?。?）</b></p><p><b>　?。?）</b></p><p>　　圖2-1軸輥受力分析</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　R——彎曲最小半徑，產(chǎn)生于卷圓最小時。R=</p><p>　　M——彎曲力矩，M=。

61、k1為形狀系數(shù)，矩形斷面取k1=1.5；</p><p>　　r為相對半徑，r=R/；W為橫截面的斷面模數(shù)，W=；</p><p>　　l——兩下輥中心距；</p><p>　　1）板料成型最大是的基本參數(shù)</p><p>　　R=mm r==21mm </p><p><b>　　W=

62、mm</b></p><p>　　2）板料變形為100%時的最大彎矩M</p><p><b>　　M=N·mm</b></p><p>　　3）上下輥所受壓力F</p><p><b>　　下輥的力：</b></p><p><b>　　N&

63、lt;/b></p><p><b>　　上輥的力：</b></p><p><b>　　N</b></p><p>　　因此；可知輥筒在卷成最小時受力最大： 上輥受力N</p><p><b>　　下輥受力N</b></p><p>　　（3）.

64、 確定卷板機支架受力參數(shù)</p><p>　　從結構特點上來看(圖2-2)，三輥卷板機主要由1個上輥及2個下輥呈寶塔形狀組成。用該設備加工圓(弧)形工件時，由上輥垂直向下移動的同時進行轉動，對工件(即鋼板)產(chǎn)生向下的壓力P力。P力必須克服鋼板的屈服強度，使其產(chǎn)生彎曲變形。2個下輥則向同一方向進行轉動，從而移動鋼板，將其加工成一定曲率半徑的圓(弧)形工件。因此為了確定P力，我們完全可以將被加工鋼板看作為一簡支梁，從

65、而有：</p><p><b>　　圖2-2結構分析圖</b></p><p>　　取上輥做為分析對象，當板料置于輥子中間部受到均布載荷集度。均布載荷的集度：</p><p>　?。?b=/2000＝2.197×10/2000＝109.85 N/mm＝1.0985×105 N/m</p><p>　

66、　下輥孔為=/2=0.54925×10 N/m</p><p>　　2.1.3 關鍵零部件實體模型</p><p>　　圖2-3 W11系列機械式對稱三輥卷板機上輥實體建模圖</p><p>　　圖2-4 W11系列機械式對稱三輥卷板機下輥實體建模圖</p><p>　　圖2-5W11系列機械式對稱三輥卷板機床身實體建模圖</

67、p><p>　　圖2-6 W11系列機械式對稱三輥卷板機實體建模組裝圖</p><p>　　第3章 有限元法與各零部件靜力學分析</p><p><b>　　3.1有限元法簡介</b></p><p>　　3.1.1有限元法基本原理</p><p>　　它的的基本原理是：將連續(xù)的結構離散成有限個單元，

68、并在每一個單元中設定有限個節(jié)點，將連續(xù)體看作是只在節(jié)點處相連續(xù)的一組單元的集合體，同時選定場函數(shù)的節(jié)點值作為基本未知量，并在第一單元中假設一插值函數(shù)以求表示單元中中場函數(shù)的分布規(guī)律，進而將一個連續(xù)域中的無限自由度問題轉化為離散域中的有限自由度問題。由于大多數(shù)實際問題難以得到準確解，而有限元不僅計算精度高，而且能適應各種復雜形狀，因而成為行之有效的工程分析手段。</p><p>　　3.1.2 solidworks

69、有限元分析步驟</p><p>　　3.2各零部件靜力學分析</p><p>　　靜力分析是計算結構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，如結構受隨時間變化的載荷時的情況。但是靜力分析可以計算那些固定不變的慣 性載荷對結構的影響（如重力和離心力），以及那些可以近似為等價靜力的隨時間變化 載荷（如通常在許多結構規(guī)范中所定義的等價靜力風載荷和地震載荷）。靜力分析不考慮慣性和阻

70、尼的影響。它的載荷可以是不變的慣性載荷，以及可近似等價于經(jīng)理作用的隨時間變化的載荷的作用。它的結果包括位移、應力、應變和力等。靜力分析所施加的載荷包括外部施加的作用力和壓力、穩(wěn)態(tài)的慣性力、強制位移等。</p><p>　　3.2.1靜力學分析的步驟</p><p>　　靜力學分析的基本步驟為：</p><p>　?。?）建立幾何模型；</p><

71、p>　?。?）定義材料屬性；</p><p><b>　?。?）定義分析步；</b></p><p>　　（4）施加邊界條件和載荷；</p><p>　?。?）選擇單元類型和劃分網(wǎng)格；</p><p><b>　?。?）運行求解；</b></p><p><b&g

72、t;　　（7）結果評定。</b></p><p><b>　　3.3上輥靜態(tài)分析</b></p><p>　　三輥卷板機正常工作時，上輥下壓至板材，使其產(chǎn)生變形，此過程中板材將給上輥反作用力直接作用在其上產(chǎn)生很大的壓力，有使上下輥變彎的趨勢，若力超過上下輥的許用應力，上下輥就有可能變彎或折斷。</p><p>　　3.3.1施加約束

73、和載荷</p><p>　　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，只能轉動。所以把左右兩端約束全部自由度。輥的中部施加線性載荷約束，當板料置于輥子中間部時，上輥受到的均布載荷為＝2.197×10N，如圖3-1所示。</p><p>　　圖3-1 上輥輪模型約束和載荷圖</p><p>　　表3-1零件受力情況</p><

74、p>　　3.3.2 劃分網(wǎng)格</p><p>　　網(wǎng)格劃分，更精確地說應該稱為離散化，就是將一數(shù)學模型轉化為有限元模型以準備求解.作為一種有限元方法，網(wǎng)格劃分完成兩項任務。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)值技術的求解結果.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)。對于使用者來說，網(wǎng)格劃分是求

75、解問題必不可少的一步，如圖3-2所示。</p><p>　　Simulation提供了4種網(wǎng)格類型：</p><p>　　實體網(wǎng)格：實體網(wǎng)格為四面體單元，適合于大體積和復雜的三維模型；</p><p>　　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。</p><p>

76、　　使用曲面的外殼網(wǎng)格：可以應用在零件和組件中。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。</p><p>　　混合網(wǎng)格：使用此選項可在同一個研究中加入實體要素和外殼要素。</p><p>　　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％,對應力集中的地方可以用網(wǎng)格控制來局部劃分。</p&

77、gt;<p>　　圖3-2 上輥輪模型網(wǎng)格圖</p><p><b>　　表3-2網(wǎng)格信息表</b></p><p>　　3.3.3 靜力分析結果</p><p>　?。?）應力、應變、位移與安全系數(shù)，如圖3-3、3-4、3-5、3-6所示。</p><p>　　圖3-3 上輥輪模型靜力分析總應力云圖<

78、;/p><p>　　由圖3-3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147.998416MPa，材料的屈服力為235MPa，并且應力小于Q235的許用應力（表3-3）， 因此, 上輥在強度和剛度方面是滿足條件的。從而可以推斷出該裝置在當前施加的壓力下其結構是可靠的。</p><p>　　表3-3 Q235-A許用應力</p><p>

79、　?。▎挝唬篗Pa（））</p><p>　　圖3-4上輥輪模型靜力分析總位移云圖</p><p>　　由圖3-4可知，左側零件中顯示的顏色與右側色帶一致，越紅其位移值越大，即零件在此發(fā)生的位移越大。</p><p>　　位移說明結構的剛度是不是足夠，最大總位移集中在上輥中央位置,為0.34mm。</p><p>　　圖3-5 上輥輪模型靜力

80、分析總應變云圖</p><p>　　由圖3-5可知，應變用以描述某點處變形的程度的力學量，應變的結果都是無量綱為一的。</p><p>　　與應力結果不同，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。</p><p>　　所有對應力圖解所做的后處理特征同樣適用于應變圖解。</p><p>

81、　　圖3-6 上輥輪模型靜力分析總安全系數(shù)云圖</p><p>　　由圖3-6可知，其對應的靜力學安全系數(shù)為1.59。從參考手冊中查得，Q235要求的安全系數(shù)為1.5～3。所以能滿足上輥輪的靜力學強度設計的要求。輥輪軸階處由于應力集中，受力較大，可以采用倒角、延長過渡面、加厚的方式減小應力集中。</p><p>　　考慮到模型部件是不可能發(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

82、果中提取最大Von Mises應力進行分析，從而評估其安全性能。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。</p><p>　　3.4 下輥靜力學分析</p><p>　　3.4.1施加約束和載荷</p><p>　　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，只能轉動。所以把左右兩端約束全部自由度。輥的中部施加線性載荷約束

83、，當板料置于輥子中間部時，下輥受到的均布載荷為＝1.22×10N，如圖3-7所示。</p><p>　　圖3-7 下輥輪模型約束和載荷圖</p><p>　　表3-4 零件受力情況</p><p>　　3.4.2 劃分網(wǎng)格</p><p>　　下輥劃分網(wǎng)格的方式和上輥是相同的。</p><p>　　圖3-8

84、下輥輪模型網(wǎng)格圖</p><p>　　表3-5 網(wǎng)格信息表</p><p>　　3.4.3 靜力分析結果</p><p>　　應力、應變、位移與安全系數(shù)分析結果如圖3-9、3-10、3-11、3-12所示。</p><p>　　圖3-9 下輥輪模型靜力分析總應力云圖</p><p>　　由圖3-9可知，最大von mi

85、ses應力為142.742096MPa，材料的屈服力為235MPa，并且應力小于Q235的許用應力157，從而可以推斷出該裝置在當前施加的壓力下其結構是可靠的。</p><p>　　圖3-10 下輥輪模型靜力分析總位移云圖</p><p>　　由圖3-10可知，下輥分析與上輥相同，位移說明結構的剛度是不是足夠。下輥的最大位移為0.457mm。</p><p>　　圖

86、3-11 下輥輪模型靜力分析總應變云圖</p><p>　　由圖3-11可知，應變用以描述某點處變形的程度的力學量，應變的結果都是無量綱為一的。</p><p>　　與應力結果不同，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。</p><p>　　所有對應力圖解所做的后處理特征同樣適用于應變圖解。</p&g

87、t;<p>　　圖3-12 下輥輪模型靜力分析總安全系數(shù)云圖</p><p>　　由圖3-12可知，根據(jù)分析結果下輥最大應力為143MPa，小于Q235的屈服強度235MPa；其對應的靜力學的安全系數(shù)為1.65。從參考手冊中查得，Q235要求的安全系數(shù)為1.5～3。所以能滿足上輥輪的靜力學強度設計的要求。輥輪軸階處由于應力集中，受力較大，可以采用倒角、延長過渡面、加厚的方式減小應力集中。</p

88、><p>　　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)分析從應力計算結果中提取最大Von Mises應力進行分析，從而評估其安全性能。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。</p><p>　　3.5 支架靜力學分析</p><p>　　3.5.1施加約束和載荷</p><p>　　根據(jù)卷

89、板機的工作原理可知，支架底端固定不能動。</p><p>　　當板料置于輥子中間部受到均布載荷集度。均布載荷的集度</p><p>　?。?b=/2000＝2.197×10/2000＝109.85 N/mm＝1.0985×105 N/m</p><p>　　下輥孔為=/2=0.54925×10 N/m</p><p&

90、gt;　　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。如圖3-13所示。</p><p>　　圖3-13 支架載荷和約束圖</p><p><b>　　3.5.2劃分網(wǎng)格</b></p><p>　　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.</p>

91、<p>　　圖3-14支架網(wǎng)格圖</p><p>　　3.5.3靜力學結果分析</p><p>　　應力、應變、位移與安全系數(shù)分析結果如圖3-15、3-16、3-17、3-18所示。</p><p>　　圖3-15 支架模型靜力分析總應力云圖</p><p>　　由圖3-15可知，最大von mises應力為41.365256MPa

92、，材料的屈服力為235MPa，并且應力小于Q235的許用應力157（表3-1），從而可以推斷出該裝置在當前施加的壓力下其結構是可靠的。</p><p>　　圖3-16支架模型靜力分析位移圖</p><p>　　由圖3-16可知，左側零件中顯示的顏色與右側色帶一致，越紅其位移值越大，即零件在此發(fā)生的位移越大。</p><p>　　位移說明結構的剛度是不是足夠。支架的最

93、大位移為0.03mm。</p><p>　　圖4-17支架模型靜力分析總應變圖</p><p>　　由圖3-17可知，應變用以描述某點處變形的程度的力學量，應變的結果都是無量綱為一的。與應力結果不同，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。</p><p>　　所有對應力圖解所做的后處理特征同樣適用于應變圖解

94、。</p><p>　　圖4-18支架模型靜力分析總安全系數(shù)圖</p><p>　　由圖3-18可知，根據(jù)分析結果支架最大應力為41MPa，小于Q235的屈服強度235MPa；其對應的靜力學的安全系數(shù)為5.68。從參考手冊中查得，所以能滿足上輥輪的靜力學強度設計的要求。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。其中最大位移為0.03mm。</p>&l

95、t;p>　　第4章 三輥卷板機輥輪和支架的模態(tài)分析</p><p>　　模態(tài)分析是研究結構動力特性一種近代方法，是系統(tǒng)辨別方法在工程振動領域中的應用.模態(tài)是機械結構的固有振動特性，每一個模態(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)可以由計算或試驗分析取得，這樣一個計算或試驗分析過程稱為模態(tài)分析.這個分析過程如果是由有限元計算的方法取得的，則稱為計算模態(tài)分析，如果通過試驗將采集的系統(tǒng)輸入與輸出信號經(jīng)

96、過參數(shù)識別獲得模態(tài)參數(shù)，稱為試驗模態(tài)分析.通常，模態(tài)分析都是指試驗模態(tài)分析.</p><p>　　4.1 模態(tài)分析概述</p><p>　　振動模態(tài)是彈性結構固有的、整體的特性.通過模態(tài)分析方法搞清楚了結構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，就可以預言結構在此頻段內(nèi)在外部或內(nèi)部各種振源作用下產(chǎn)生的實際振動響應.因此，模態(tài)分析是結構動態(tài)設計及設備故障診斷的重要方法.</p

97、><p>　　近十多年來，由于計算機技術、FFT分析儀、高速數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)以及振動傳感器、激勵器等技術的發(fā)展，試驗模態(tài)分析得到了很快的發(fā)展，受到了機械、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)分析硬件與軟件問世.</p><p>　　模態(tài)分析的經(jīng)典定義:將線性定常系統(tǒng)振動微分方程組中的物理坐標變換為模態(tài)坐標，使方程組解藕，成為一組以模態(tài)坐標及模態(tài)參數(shù)描述

98、的獨立方程，以便求出系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù).坐標變換的變換矩陣為模態(tài)矩陣，其每列為模態(tài)振型.</p><p>　　用處：模態(tài)分析的最終目標在是識別出系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，為結構系統(tǒng)的振動特性分析、振動故障診斷和預報以及結構動力特性的優(yōu)化設計提供依據(jù).</p><p>　　4.1.1模態(tài)分析的步驟</p><p>　　模態(tài)分析中的主要有四個步驟如下：</p><

99、p><b>　?。?）建模。</b></p><p><b>　　1）必須定義密度。</b></p><p>　　2）只能使用線性單元和線性材料，非線性性質將忽略。</p><p>　?。?）選擇分析步類型并設置相應選項。</p><p>　　1）定義一個線性攝動步（Linear Pertur

100、bation）的頻率提取分析步（Frequency Extraction）。</p><p><b>　　2）模態(tài)提取選項。</b></p><p><b>　　3）其他選項。</b></p><p>　?。?）施加邊界條件、載荷并求解。</p><p><b>　　1）施加邊界條件<

101、;/b></p><p>　　2）外部載荷：因為振動被假定為自由振動，所以忽略外部載荷。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。</p><p>　　施加必須得約束來模擬實際的固定情況。</p><p>　　在沒有施加約束的方向上將計算剛體振動。</p><p>　　不允許有非零位移約束。</p>

102、<p>　　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。</p><p><b>　　3）求解。</b></p><p>　　通常采用一個載荷步。</p><p>　　為了研究不同位移約束的效果，可以采用對載荷步（例如，對稱邊界條件采用一個載荷步，反對稱邊界條件采用另一個載荷步）。</p><p>&l

103、t;b>　　4）結果處理。</b></p><p>　　4.1.2模態(tài)分析的意義</p><p>　?。?）評價現(xiàn)有結構系統(tǒng)的動態(tài)特性。通過對結構的模態(tài)分析，求得結構的各階模態(tài)參數(shù)，從而評價結構的動態(tài)特性是否符合要求，并校驗理論計算結果的準確性。</p><p>　?。?）新產(chǎn)品設計中進行結構動態(tài)特性的預估及優(yōu)化設計。</p><

104、;p>　?。?）診斷及預報結構系統(tǒng)的故障。</p><p>　　（4）控制結構的輻射噪聲。結構振動時，各階模態(tài)對噪聲的“貢獻”并不相同，通過調(diào)整或抑制對噪聲貢獻大的“優(yōu)秀模態(tài)”，便可降低噪聲。</p><p>　?。?）識別結構系統(tǒng)的載荷。</p><p>　　4.2上輥輪的模態(tài)分析</p><p>　　4.2.1劃分網(wǎng)格和施加約束條件

105、</p><p>　　圖4-1 上輥輪模態(tài)分析施加約束網(wǎng)格圖</p><p>　　4.2.2 結果分析</p><p>　　上輥輪自由振動前七階振型云圖，如圖4-2~4-8所示。</p><p>　　圖4-2 上輥輪模態(tài)分析一階模態(tài)云圖</p><p>　　圖4-3 上輥輪模態(tài)分析二階模態(tài)云圖</p>&

106、lt;p>　　圖4-4 上輥輪模態(tài)分析三階模態(tài)云圖</p><p>　　圖4-5 上輥輪模態(tài)分析四階模態(tài)云圖</p><p>　　圖4-6 上輥輪模態(tài)分析五階模態(tài)云圖</p><p>　　圖4-7 上輥輪模態(tài)分析六階模態(tài)云圖</p><p>　　圖4-8 上輥輪模態(tài)分析七階模態(tài)云圖</p><p>　　一階振型（

107、f1= 170.5Hz）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。</p><p>　　二階振型（f2=170.72Hz）為上輥輪中部橫向彎曲振動。</p><p>　　三階振型（f3＝466.43Hz ）為上輥輪左右1/4處彎曲振動，該振動將會兩端端及中部的彎曲應力。</p><p>　　四階振型（f4=466.8Hz）

108、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力。</p><p>　　五階振型 （f5=621.25Hz ）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。</p><p>　　六階振型 （f6＝882.61Hz ）為上輥輪中部及左右1/4處彎曲扭轉振動，下輥輪整體發(fā)生彎曲扭轉振動，該振動將會增大上輥輪彎矩和扭矩。</p>

109、<p>　　七階振型 （f7＝883.07Hz ）為上輥整體擴撒振動，該振動將會增大下輥輪彎矩和扭矩。</p><p>　　由圖4-2~4-6所示可以得知，上輥輪的中部受力和變化最大，與上輥的結構靜力學分析結果吻合，從而得出結論：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。</p><p>　　以

110、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。所以此次分析以自由模態(tài)為主。</p><p>　　4.3下輥輪的模態(tài)分析</p><p>　　4.3.1劃分網(wǎng)格和施加約束條件</p><p>　　與上輥輪模態(tài)分析同理，定義活動橫梁材料為Q235，施加約束條件，劃分網(wǎng)格。</p><p>

111、　　圖4-9下輥輪模態(tài)分析約束網(wǎng)格圖</p><p><b>　　4.3.2結果分析</b></p><p>　　下輥輪自由振動前七階振型云圖，如圖4-10~4-16所示。</p><p>　　圖4-10下輥輪模態(tài)分析一階模態(tài)云圖</p><p>　　圖4-11下輥輪模態(tài)分析二階模態(tài)云圖</p><p

112、>　　圖4-12下輥輪模態(tài)分析三階模態(tài)云圖</p><p>　　圖4-13下輥輪模態(tài)分析四階模態(tài)云圖</p><p>　　圖4-14下輥輪模態(tài)分析五階模態(tài)云圖</p><p>　　圖4-15下輥輪模態(tài)分析六階模態(tài)云圖</p><p>　　圖4-16下輥輪模態(tài)分析七階模態(tài)云圖</p><p>　　一階振型（f1=

113、131.85Hz）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。</p><p>　　二階振型（f2=131.97Hz）為下輥輪中部橫向彎曲振動。</p><p>　　三階振型（f3＝374.79Hz ）為下輥輪左右1/4處彎曲振動，該振動將會兩端端及中部的彎曲應力。</p><p>　　四階振型（f4=374.98Hz）為下

114、輥輪左右1/4處彎曲扭轉振動，該振動將會增大下輥輪兩端軸階處彎曲應力，同時加劇兩端的扭矩。</p><p>　　五階振型 （f5=583.95Hz ）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。</p><p>　　六階振型 （f6＝732.52Hz ）為下輥輪中部及左右1/4處彎曲扭轉振動，下輥輪整體發(fā)生彎曲扭轉振動，該振動將會增大上輥輪彎矩和扭矩。

115、</p><p>　　七階振型 （f7＝732.74Hz ）為下輥整體擴撒振動，該振動將會增大下輥輪彎矩和扭矩。</p><p>　　圖4-10~4-16可知，對于三輥卷板機的輥輪來說，當其振動頻率達到其固定有頻率時，其振動幅度遠遠超過其允許的位移量，這將直接導致結構的破壞。節(jié)點振型圖顯示結果，可以得知，仍然輥輪的中部的受力和變化最大，與上輥的結構靜力學分析結果吻合，從而得出結論：下輥中部

116、受力最大，最容易發(fā)生斷裂現(xiàn)象，也是疲勞強度、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。</p><p>　　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。所以此次分析以自由模態(tài)為主。</p><p>　　將上輥與下輥的分析結果相比較，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