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剪切機(jī)在機(jī)械制造業(yè)以及其他工業(yè)中占有重要的地位，廣泛應(yīng)用于汽車、農(nóng)業(yè)機(jī)械、軋鋼機(jī)械、國防工業(yè)等領(lǐng)域。曲軸是剪切機(jī)的重要部件之一，其受力情況復(fù)雜，強(qiáng)度和剛度對剪切機(jī)的正常運(yùn)轉(zhuǎn)至關(guān)重要。由于曲軸的幾何形狀、邊界條件和作用載荷都及其復(fù)雜，在20世紀(jì)60年代以前很長一段時間內(nèi)，研究曲軸強(qiáng)度主要用實(shí)驗手段。20世紀(jì)60年代末，Porter提出一種曲軸剛度的經(jīng)驗算法，但方法比較繁瑣，且缺少實(shí)驗和使用的驗證；楊杰等提出一種確定曲軸剛度的斜截面法，計算精度較Porter法有新的提高，但計算剛度仍比實(shí)測值大。在20世紀(jì)70年代末至今，利用有限元分析法進(jìn)行曲軸強(qiáng)度分析取得了許多有用的成果。例如，利用有限元對曲軸進(jìn)行強(qiáng)度校核。本文通過有限元法，對曲軸進(jìn)行基于SolidWorks的受力分析，與傳統(tǒng)的設(shè)計方法相比，可以準(zhǔn)確的求得曲軸的最大危險截面處，并且簡化了設(shè)計過程，為提高剪切機(jī)的可靠性提供理論依據(jù)。
曲軸設(shè)計比較復(fù)雜，需要考慮的因素比較多。例如，曲軸的幾何形狀、邊界條件以及作用載荷等。明確曲軸的受力狀態(tài)是研究曲軸的首要問題。剪切機(jī)曲軸工作示意圖如圖所示。可以看出，當(dāng)曲軸旋轉(zhuǎn)時，在每個方向上受力狀態(tài)是不同的，既受到拉壓力又受到扭矩的作用。曲軸強(qiáng)度計算需要考慮的載荷，除通過連桿傳到曲軸上的剪力外，還應(yīng)考慮在旋轉(zhuǎn)和往復(fù)運(yùn)動過程中曲軸本身質(zhì)量不平衡造成的慣性力，以及共同作用的扭矩和彎矩。這些力綜合作用結(jié)果，造成曲軸的扭轉(zhuǎn)和彎曲，使其產(chǎn)生疲勞應(yīng)力狀態(tài)。根據(jù)齒輪的轉(zhuǎn)向，以及最大的剪切力時曲柄轉(zhuǎn)過的角度，確定力P與F方向如圖所示。當(dāng)曲軸轉(zhuǎn)角時，剪切力達(dá)到最大值Pmax曲軸屬于形狀不規(guī)則的長軸類零件，具有軸線不連續(xù)和直徑變化大等特點(diǎn)。
對曲軸采取整體實(shí)體建模，曲軸的材質(zhì)設(shè)置為45鋼。網(wǎng)格劃分時，軸頸處考慮到軸頸過渡圓角處的應(yīng)力集中，對此處進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化處理，局部采用細(xì)化控制，其余部分自動生成。施加模型約束時，在連桿和軸接觸的軸頸處添加圓周約束。理論校核時，將載荷簡化為集中力。在Solidworks中加載為均布載荷，分別在X平面和Y平面對圓周施加8個力和一個扭矩。具體方式如圖所示。對運(yùn)算結(jié)果分析處理時，分別查看了通過模型計算的曲軸位移、應(yīng)變和應(yīng)力分析圖，結(jié)果如圖所示。曲軸校核只需檢驗曲柄的最大應(yīng)力值是否在其許可范圍內(nèi)。由圖可以看出，曲軸所受的最大應(yīng)力為160.5 MPa，直徑在100-300 mm理后最大的許用應(yīng)力可以達(dá)到156-180 MPa，屈服強(qiáng)度可以達(dá)到290度能滿足使用要求。因此，曲軸強(qiáng)度理論計算得到6max MPa，由曲軸所受彎矩得到危險截面在曲軸與連桿接觸面的中間；但是經(jīng)過Solidworks分析，得出實(shí)際最大應(yīng)力處于齒輪與軸結(jié)合面的軸間處，最大應(yīng)力6max=160.5 MPa。由此可知，通過理論計算得到的危險截面并非是應(yīng)力最大處，原因是在理論分析時做了很多假設(shè)。例如，在曲軸和連桿的接觸面處，假設(shè)載荷只在結(jié)合面的中間，實(shí)際受力應(yīng)當(dāng)是均勻加載在結(jié)合面處;曲軸與機(jī)架的結(jié)合面也做了同樣的假設(shè)。因此，理論計算與實(shí)際有很大差別。Solidworks分析將載荷均勻的加載在曲軸各個面上，比較客觀，分析結(jié)果更具合理性。
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