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        基于ANSYS的壓片機機身優(yōu)化設(shè)計

        2018-05-24 07:08:49
        機械工程與自動化 2018年2期
        關(guān)鍵詞:壓片機軸孔輪軸

        楊 兵

        (淄博職業(yè)學(xué)院 機電工程學(xué)院,山東 淄博 255314)

        0 引言

        DDY型單沖壓片機是一種可以直接將粉粒狀原材料壓制成片狀,并能實現(xiàn)連續(xù)工作的設(shè)備。它主要適用于醫(yī)藥、食品、粉末冶金、日用化工、農(nóng)藥及其他行業(yè)加工各種片劑,特別是加工各種難成型片劑和大規(guī)格片劑。在傳統(tǒng)的機身設(shè)計中,過分注重設(shè)計的安全性,導(dǎo)致設(shè)計過于保守,使得機身笨重,制造成本明顯升高,造成了大量的浪費。本文以DDY型300 kN(30 t)單沖式壓片機為例,借助有限元分析軟件ANSYS,對壓片機原始機身進行靜態(tài)和動態(tài)特性分析,并基于仿真結(jié)果對其進行優(yōu)化設(shè)計。

        1 壓片機機身結(jié)構(gòu)及主要參數(shù)

        1.1 壓片機機身結(jié)構(gòu)

        該壓片機采用開式結(jié)構(gòu)機身,該機身三面敞開,主要特點為操作自由方便。機身主要由左側(cè)板、右側(cè)板、上下輪軸承孔以及工作臺組成,材料為HT150,鋼板焊接結(jié)構(gòu)。壓片機機身結(jié)構(gòu)模型如圖1所示。

        1.2 主要技術(shù)參數(shù)

        最大壓片力(kN):300;

        最大壓片直徑(mm): 120;

        最大充填深度(mm): 80;

        壓片產(chǎn)量(片/min):25~40。

        2 機身結(jié)構(gòu)模型與計算

        2.1 機身結(jié)構(gòu)模型的建立

        為便于分析,在建立有限元分析模型之前,首先要將SolidWorks建立的機身三維結(jié)構(gòu)模型(如圖1所示)轉(zhuǎn)換為力學(xué)模型或結(jié)構(gòu)分析模型。在機身模型的建立過程中可以對機身結(jié)構(gòu)進行適當(dāng)簡化,但簡化過程中要確保分析對象的主要結(jié)構(gòu)力學(xué)性能未發(fā)生改變。

        1-上輪軸承孔(右);2-右側(cè)板;3-下輪軸承孔(右);4-工作臺; 5-下輪軸承孔(左);6-左側(cè)板

        鑒于此,根據(jù)設(shè)計圖紙,并結(jié)合壓片機的工作實際狀況,對機身結(jié)構(gòu)進行了一些適當(dāng)?shù)暮喕罕A袅藶闇p輕機身重量而設(shè)計的一些開孔;對于明顯不會影響機身結(jié)構(gòu)強度、剛度的部位進行省略;簡化或省略了不是主要承受載荷部分的尺寸較小的開孔和板塊。

        2.2 設(shè)計中相關(guān)的計算

        2.2.1 機身強度和剛度的判斷標(biāo)準(zhǔn)

        根據(jù)文獻[1],脈動循環(huán)下材料的疲勞極限σ0計算公式為:

        其中:σ-1為材料在對稱循環(huán)下的疲勞極限,σ-1=70 MPa;Ψ為脈動循環(huán)下的疲勞極限率,Ψ=0.1~0.4,為保證機身強度,取Ψ=0.4。

        計算得:σ0=98 MPa。由于σ0<σb=150 MPa(抗拉強度),所以取98 MPa作為壓片機強度的判斷標(biāo)準(zhǔn)。

        以文獻[1]和文獻[2]中機身校核有關(guān)內(nèi)容為依據(jù),并結(jié)合生產(chǎn)實際,選取許用變形量δv=0.3 mm作為壓片機機身剛度的判斷標(biāo)準(zhǔn)。

        2.2.2 主要載荷的處理

        壓片機工作時,主要承受兩個方向的載荷,一個作用在下輪軸兩個軸孔上,另一個作用在工作臺面上。

        (1) 下輪軸軸孔載荷的處理。在壓片機慣性力和公稱壓力作用下,下輪軸受到豎直向上的總力F為300 kN,同時下輪軸兩個軸孔對下輪軸有豎直向下的反作用力,如圖2所示。

        圖2 下輪軸受力圖

        根據(jù)平衡原理有:

        其中:F1為作用在下輪軸軸承孔(左)的力;F2為作用在下輪軸軸承孔(右)的力。

        下輪軸軸孔載荷按照協(xié)調(diào)接觸問題處理,得到軸孔的載荷為:

        其中:φ1為下輪軸軸承孔(左)的直徑,φ1=160 mm;T1為下輪軸軸承孔(左)的軸向?qū)挾?T1=65 mm;φ2

        為下輪軸軸承孔(右)的直徑,φ2=140 mm;T2為下輪軸軸承孔(右)的軸向?qū)挾?,T2=102.5 mm。

        (2) 工作臺面載荷的處理。設(shè)S為工作臺面的受力面積,則工作臺面上的載荷為:

        其中:F′為工作臺受力,F(xiàn)′=F=300 kW。

        2.3 機身靜態(tài)分析及優(yōu)化

        為實現(xiàn)對機身結(jié)構(gòu)的優(yōu)化,利用有限元分析軟件ANSYS對其進行靜態(tài)分析,依據(jù)機身結(jié)構(gòu)的等效應(yīng)力分布狀態(tài)和結(jié)構(gòu)位移變形量來完成原始結(jié)構(gòu)的優(yōu)化。主要方法是:①減小左右側(cè)板的厚度,采用增設(shè)工作臺加強筋、側(cè)板加強筋或改進加強筋結(jié)構(gòu)等措施來增加強度,同時達到降低最大應(yīng)力的目的;②為提高機身結(jié)構(gòu)強度,可采用增大危險截面慣性距的方法;③在滿足剛度、強度要求的前提下,為最大限度地發(fā)揮各處材料的性能,可以適當(dāng)減輕機身結(jié)構(gòu)重量。

        2.3.1 ANSYS靜態(tài)分析步驟

        (1) 將機身模型保存為Parasolid文件并以“*.x_t”格式導(dǎo)入ANSYS軟件,定義單元類型和材料特性,并劃分網(wǎng)格。

        (2) 施加載荷及邊界約束條件。對壓片機底部進行邊界全約束,對下輪軸上軸孔和機座中模定位處進行載荷處理。由于機身的重量較大,因此考慮機身的自重, 施加重力加速度。

        (3) 分析求解。

        (4) 通用后處理。

        2.3.2 原始模型的靜態(tài)分析

        按照ANSYS靜態(tài)分析步驟,對DDY型(30 t)壓片機機身的原始模型進行靜態(tài)分析。借助ANSYS通用后處理模塊對求解結(jié)果進行通用后處理,得到的機身整體變形云圖、等效應(yīng)力云圖以及高應(yīng)力分布區(qū)分別如圖3、圖4和圖5所示。

        圖3機身整體變形圖4等效應(yīng)力分布圖5高應(yīng)力分布區(qū)

        從圖3可以看出,機身變形量最大的地方位于下輪軸孔處,主要承受下輪軸的作用力,最大變形量為0.066 mm,但遠小于許用變形量。此外,變形較大的地方還出現(xiàn)在安裝中模面的下面兩側(cè)板處。從圖4和圖5可以看出,機身的高應(yīng)力區(qū)為機身下輪軸孔側(cè)板部位,最大危險區(qū)為下輪軸右孔側(cè)板部位,最大應(yīng)力為37.2 MPa,同時,在工作臺與側(cè)板相接的部分產(chǎn)生一個應(yīng)力集中點。機身的最大應(yīng)力遠低于98 MPa,說明該機身結(jié)構(gòu)可以進一步優(yōu)化。

        2.3.3 優(yōu)化后模型的靜態(tài)分析

        根據(jù)原始模型的靜態(tài)分析結(jié)果,按照機身優(yōu)化的主要方法,在滿足強度和剛度要求的前提下,以達到減輕機身結(jié)構(gòu)重量并最大限度地發(fā)揮各處材料的性能為目的。將側(cè)板厚度減少 8 mm,則機身側(cè)壁厚度減為32 mm(因設(shè)備整體結(jié)構(gòu)的影響,側(cè)壁厚度最小為32 mm),在機身下軸孔處加加強筋,之后對優(yōu)化后的模型進行靜態(tài)分析,如圖6~圖8所示。

        從圖6可以看出,機身變形量最大的地方位于下輪軸孔處,主要承受下輪軸的作用力,最大變形為0.074 mm,變形量遠小于許用變形量。從圖7和圖8可以看出,機身的高應(yīng)力區(qū)為機身下輪軸孔側(cè)板部位,最大危險區(qū)為下輪軸右孔側(cè)板部位,最大應(yīng)力36.5 MPa,同時,在工作臺與側(cè)板相接的部分產(chǎn)生一個應(yīng)力集中點。最大應(yīng)力低于98 MPa說明優(yōu)化后機身滿足強度和剛度檢驗標(biāo)準(zhǔn)。

        同時,由于側(cè)板的高度為 1 185 mm,寬度為1 081 mm,密度為7 800 kg/m3,所以優(yōu)化后機身的重量減少10%。

        圖6優(yōu)化后機身整體變形圖7優(yōu)化后等效應(yīng)力分布圖8優(yōu)化后高應(yīng)力分布區(qū)

        3 優(yōu)化后機身的模態(tài)分析

        結(jié)構(gòu)的振型和固有頻率是其他動力學(xué)分析問題的起點,也是承載動態(tài)載荷結(jié)構(gòu)設(shè)計中的重要參數(shù)。為確定壓片機機身的設(shè)計結(jié)構(gòu)或機器部件的固有頻率和振型(振動特性),借助ANSYS的模態(tài)分析模塊,對有預(yù)應(yīng)力的結(jié)構(gòu)進行模態(tài)分析和循環(huán)對稱機構(gòu)模態(tài)分析。

        絕大多數(shù)的振動是伴隨著實際生產(chǎn)過程產(chǎn)生的,機械設(shè)計過程中要堅決避免振動頻率與機械結(jié)構(gòu)固有頻率重合的情況,因為重合嚴(yán)重時機器本身會劇烈抖動,并伴隨很大的噪聲,危害極大。因此,為避免共振,機身的固有頻率應(yīng)遠遠大于設(shè)備的工作頻率,根據(jù)沖頭沖壓次數(shù)(25片/min~40片/min),得到壓片機的工作頻率為0.416 7 Hz~0.666 7 Hz。分析得到優(yōu)化后機身的前5階頻率為:74.966 Hz、145.01 Hz、181.32 Hz、267.42 Hz、286.59 Hz。由結(jié)果可知,機身的固有頻率遠大于設(shè)備工作頻率,故滿足設(shè)計要求。

        4 結(jié)論

        本文借助有限元分析軟件ANSYS,通過對壓片機原始機身的靜態(tài)分析,進行壓片機機身強度和剛度的校驗;以分析校驗結(jié)果為依據(jù)對原始機身的結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化改進。在滿足機身強度和剛度要求的前提下,對機身結(jié)構(gòu)進行進一步設(shè)計優(yōu)化,使改進后的機身結(jié)構(gòu)滿足設(shè)計要求,大大提高了設(shè)計效率,減少了耗材,降低了成本。

        參考文獻:

        [1] 何德譽.曲柄壓力機[M].北京:機械工業(yè)出版社,1987.

        [2] 林道盛.鍛壓機械及其有限元計算[M].北京:北京工業(yè)大學(xué)出版社,2003.

        [3] 張建偉,白海波,李昕.ANSYS 14.0超級學(xué)習(xí)手冊[M].北京:人民郵電出版社,2016.

        [4] 劉鴻文.材料力學(xué)[M].北京:高等教育出版社,2001.

        [5] 張洪信.有限元基礎(chǔ)理論與ANSYS應(yīng)用[M].北京:機械工業(yè)出版社,2006.

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