没有合适的资源?快使用搜索试试~ 我知道了~
工程科学与技术,国际期刊19(2016)2060完整文章伺服曲柄压力机Recep Halicioglua,Lale Canan Dulgerb,Ali Tolga BozdanabaOsmaniye Korkut Ata大学,机械工程系,80000 Osmaniye,土耳其b土耳其加济安泰普大学机械工程系,27000加济安泰普阿提奇莱因福奥文章历史记录:2016年5月11日收到2016年7月18日修订2016年8月12日接受2016年8月23日在线发布保留字:伺服曲柄压力机金属成形结构设计强度分析A B S T R A C T由于精度、灵活性、结构简单、易于控制、速度更高和能耗更低,伺服压力机最近在金属成形应用中变得流行。伺服压力机技术结合了液压压力机和传统机械压力机的优点,而没有它们的缺点。本研究提出金属成形操作伺服曲柄压力机系统的设计,建造和演示。研究内容包括伺服压力机的结构设计和动态分析。提供了设计和制造指南。本工作中使用的压力机具有500 kN的载荷能力和200 mm的行程能力。构建结构CAD模型,并在安全范围内对压力机部件进行有限元分析(FEA)在此机器上进行了实验对产出的满意度可见一斑。©2016 Karabuk University. Elsevier B.V.的出版服务。这是CCBY-NC-ND许可证(http://creativecommons.org/licenses/by-nc-nd/4.0/)。1. 介绍设计是对需求的计划或问题的解决方案的制定,其中需要一些参数,如功能性,安全性,可靠性,可制造性和营销考虑。一个设计必须有一些过程,如识别需求,定义问题,综合,分析,优化,评估和演示。设计可以涉及一个以上的机械工程学科,如动力学,流体力学,传热和制造技术[1有限元法(Finite Element Method,FEM)是一种求解微分方程边值问题的数值方法,可用于机械分析中的结构设计。FEM允许详细可视化结构弯曲或扭曲的位置,并指示应力和位移的分布[4]。在文献[5-11]中可以找到一些关于机器零件和工具有限元模拟是通过使用Ansys®软件[12,13]进行的,尽管近年来其他软件公司已经开始提供专用的分析软件包(例如SolidWorks®SolidWorks®支持3D CAD、FEA、运动分析和仿真模块。在设计和分析中还报告了一些关于使用SolidWorks®的*通讯作者。电子邮 件地址:rhalicioglu@osmaniye.edu.tr网站,recephalicioglu@gmail.com(R.Halicioglu)。由Karabuk大学负责进行同行审查[14-18]。曲柄压力机是曲柄滑块机构的组件[19]。以下研究涉及曲柄压力机或曲柄滑块的设计,制造和有限元分析。Doege[20]设计了一种带有非圆齿轮的曲柄压力机,用于深冲冲程运动。这项研究表明,机械现代化的预期运动的压力机通过改变齿轮。Spiewak等人[21]对冷挤压过程的预测监测与控制进行了研究确定了高负荷、高速度下的曲柄压力机及其机构。他们开发了一个多计算机系统来展示预测监测、诊断和控制的可行性。Chang和Joo[22]提出了一项研究,以支持工程产品的设计优化,包括高机动性多用途轮式车辆(HMMWV)。该环境采用Pro/engineer®和 SolidWorks® 进 行 产 品 模 型 表 示 , 采 用 动 态 分 析 与 设 计 系 统(DADS)进行包括地面车辆在内的机械系统的动态仿真,采用设计优化工具(DOT)进行批处理模式的设计优化。在他们的研究中,采用了整体有限差分法来支持设计灵敏度分析。对一个简单的曲柄滑块机构和HMMWV进行了优化设计,验证了该系统的可行性和有效性。应用优化后,发现连杆长度/曲柄长度比为5。Abdullah和Telegin[23]研究了热曲柄压力机的动态分析。曲柄滑块机构的定义(尺寸、质量、惯性等)并对各机构部件进行了变形分析。Zheng和Zhou[24]描述了曲柄滑块机构的柔性耦合模型,http://dx.doi.org/10.1016/j.jestch.2016.08.0082215-0986/©2016 Karabuk University.出版社:Elsevier B.V.这是一篇基于CC BY-NC-ND许可证的开放获取文章(http://creativecommons.org/licenses/by-nc-nd/4.0/)。可在ScienceDirect上获得目录列表工程科学与技术国际期刊杂志主页:www.elsevier.com/locate/jestchR. Halicioglu等人/工程科学与技术,国际期刊19(2016)20602061使用Adams®的准确性。给出了含间隙机构在空载和打桩工况下的动力学仿真结果由伺服电机驱动的伺服压力机由于其灵活性、可控性和简单性,最近在金属板成形操作中变得突出。Kutuk和Dulger[25]研究了混合伺服压力机的运动设计。该压力机有两个曲柄,由一个伺服电机和一个恒速电机驱动。Halicioglu[26]随后对伺服曲柄压力机的设计、合成、制造和控制一个设计指南,涉及系统动力学,负载类型和能力的定义。将预应力强度分析纳入规范,规范和应用。在这项研究中,伺服曲柄压力机的设计指南,并建立其结构的三维CAD模型。使用SolidWorks®研究所有部件的FEA。本文介绍了一种压制机2. 伺服压力机的描述和设计方法伺服曲柄压力机机构类似于传统的曲柄压力机机构,没有飞轮和离合器制动器。它的部件是伺服电机与控制器面板,机构(曲柄连杆滑枕),齿轮(小齿轮和主齿轮),轴承和结构体(如C架和单体)。该模型的草图如图所示。1.一、它包括本体和机构,其中曲柄长度、曲柄转角、连杆长度、连杆转角和滑块(滑枕)位置分别用r、h、l、b和y表示。TDC和BDC指的是上止点和下止点。杆-曲柄比取为7[26]。压力机的尺寸规格见表1。表2列出了Coskunoz金属模板[27]中压力机部件的材料选择。给出了一种设计方法作为设计指南,图二.需求是由印刷机用户通过指定动态期望给出的。完成动态分析后,将载荷和运动参数用于机器部件;动态和静态。机器部件是按照表1按规格。CE标准中C型曲柄压力机承载能力500 kN行程200 mm行程柱塞调节150 mm滑枕(上止点)-摇枕距离500 mm垫板尺寸800× 500 mm2表2冲压件的选材。工具部件材料产量强度(MPa)抗拉强度(MPa)RAMSt52360530连杆St52360530曲轴42CrMo47501000小齿轮轴42CrMo47501000主体St37275370垫板St37275370主齿轮GS52360530小齿轮30CrNiMo810501250具有令人满意的工程设计,这是3D CAD设计所必需的。利用有限元法对零件上的台阶进行了分析以前的研究提出了曲柄压力机机构的运动学和动力学分析[26,28,29]。这项研究包括一些动态参数,发现在以前的研究中给出的信息的基础上。在以前的研究中,压力运动和动态载荷。运动轮廓是基于ram定义的。最优选的方案被选择用于其操作。在机械结构设计中,应考虑在小于7mm行程位置处3. 轴承设计压力机机构辊Fig. 1. 压力机结构示意图。2062R. Halicioglu等人/工程科学与技术,国际期刊19(2016)2060¼¼20%ab¼环境传热系数、轴承室外表面面积。PFBDd KPVtS Hð1Þð2ÞE损失¼fFV3T TE损失ha Abð4Þ根据等式(2)和(3),径向磨损和能量损失取决于PV因子。它们的值是在材料目录上通过实验获得的。选择锡青铜是因为它们具有较高的轴承应力、较小的径向磨损和相对便宜【1,3,30此外,还可以进行B/D比的测定。 当量(5)可用于球面板轴承。K是球面直径,C是外圈宽度[35]。PFKCð5Þ图二.设计和制造指南(压力机)。轴承通常用于低负载接触。它们用于主体和小齿轮轴之间,没有径向力。套筒轴承可以在高径向力下通过润滑系统使用。机身与曲柄、曲柄与连杆、连杆与滑枕通过套筒轴承连接,滑枕与机身通过侧边连接。由于所有的关节都处于高载荷下的压力机机构与低速度。轴承最有用的材料是青铜合金,因为它们具有优越的边界润滑特性[1,3,303.1. 轴承设计注意事项轴承设计是基于材料的标称轴承应力(P)的能力,(1)[33]其中F,B和D 分别为标称力、轴承宽度和轴承直径。最大载荷和最大速度限制以及润滑磨损必须在临界值以下。径向磨损和能量损失方程通过方程给出。其中d、V、E损耗、K、ts、H、f分别为径向磨损、速度、能量损耗、磨损系数、总滑动时间、硬度和摩擦系数。当量(4)取决于能量损失对轴承温度的指示。Tb、Ta、ha、Ab分别代表轴承温度、环境温度,在这项研究中采取了一些假设。力F(N)为常数,取最大值。面积A(mm2)随B/D比变化。角速度W(rad/s)是恒定的,并取其最大值。轴承尺寸,即B(mm)和D(mm),以及轴承PV系数。3.2. 轴承设计程序曲柄压力机由曲柄、连杆、滑枕和机身四部分组成。所有部件都通过轴承相互组装。机构及其接触面(CF)如图3所示。圆柱轴承材料选择为锡青铜(ASTM B505),用于高负荷套筒轴承[10]。其他轴承的材料为高淬硬性减摩轴承钢(ASTM A485)。连杆上有两个轴承:径向滑动轴承和球面盘套筒轴承。曲轴上有两个径向轴颈轴承滑枕主体上有两个滑动活动轴承和套筒部件之间存在摩擦轴承材料ASTM B505;Pmax= 35 MPa,Vmax= 1.3 m/s。是期望的最大PV4 MPa*m/s[36,37]。对于球面和直线平板轴承,图三. 接触面(CF)。要求新闻用户载荷和运动组件制造利用计算机进行工程三维设计设计的最终控制有限元分析软件的应用满足零件安全性的工程设计静态部分动态部分机械零部件滑枕运动机构动力学分析如果结果不安全R. Halicioglu等人/工程科学与技术,国际期刊19(2016)20602063¼¼¼表3轴承特性(曲柄压力机)。轴承(之间)速度a(m/s)力(kN)直径(mm)B(mm)c(mm)t(mm)Crank–Connecting25002001300.05512–19连杆-0.2550095球形0.015–Crankshaft–Main2250951500.0228–11滑道0.151535(宽度)500––a在最大力下考虑速度。图五. (a)曲柄组件的实体CAD模型。(b)曲柄组件网格模型上的载荷和边界条件。曲轴4. 结构设计见图4。压力机的实体模型:(a)完整的装配,(b)传动机构。在对各部件进行三维CAD设计和装配之前,确定了压力机机构和主体的强度和尺寸由于压力机的加载在BDC附近开始,因此计算是静态进行的压力机的五个部分根据其安全条件进行设计对于连杆设计、曲轴设计、滑枕设计、齿轮设计(带键槽)和主体,规定了强度计算和关键零件尺寸的确定根据成形压力机的应用情况,采用经典的经验法则Eq.(6)作为26 SF[38]。对于整个系统,根据制造商的值选择材料特性(SF材料1:1),载荷定义为静态(SF应力1:1),尺寸根据平均制造公差进行调整(SF几何形状1/41:0),失效分析不以及开发(SF故障)1:3的可靠性,并且可靠性必须高(SF可靠性1:3)。屈服应力用于计算公式中的SF(7)[39]。 虽然主要强度是屈服强度(ry),但钢及其合金的剪切强度(sy)被认为是0.58ry,铁的剪切强度(s y)被认为是0.75ry[36]。SF<$SF材料×SF应力×SF几何形状×SF失效×SF可靠性材料为ASTM A485,静态接触压力能力为430 MPa,PV限值为2.8MPa*m/s(无油润滑)[35]。支座设计步骤见附录A1。熊-SF屈服强度许用设计应力ð7Þ2064R. Halicioglu等人/工程科学与技术,国际期刊19(2016)2060表4曲柄模拟详细信息。曲轴材料:42CrMo4主齿轮材料:GS52网格节点数:128,300元素数:81,515全局尺寸:17 mm公差:0.85 mmFEAvon Mises应力:749.5 MPa Max.变形:0.806 mm见图6。曲柄组件的结构分析结果:(a)von-Mises应力,(b)变形,(c)安全系数。伺服曲柄压力机由机身、曲柄、连杆、滑枕、小齿轮五部分组成.这些零件是根据轴承尺寸设计的。有两个齿轮和三把钥匙。其中一个在曲轴和主齿轮之间的曲轴上。其他的在小齿轮-小齿轮轴和小齿轮轴-齿轮箱之间的小齿轮轴上。曲轴的最大扭矩为20,000 Nm,小齿轮和曲轴之间的传动比为1:5。最大扭矩4000 Nm施加在小齿轮轴上。的最大功率系统为25 kW。设计了两个斜齿轮(模数:7,角度:5°)和三个连接键[2,30,40]。压力机的3D CAD模型是使用SolidWorks®构建的,其中通过软件[41]找到质量惯性。图4(a)-(b)示出了具有该机构的系统的3D实体模型5. 有限元分析伺服压力机作为重型机床,其强度非常重要。如果零件的强度低于所需值,则必须重新开始设计。使用SolidWorks® Simulation Tools[41]组装关键部件并完成其FEA。最初,每个零件的网格都是根据结构。通过有限元模拟确定每个部件的力和边界情况。5.1. 曲柄装配曲柄总成由曲轴、偏心轮组和主齿轮组成,如图5所示。假设曲柄连杆机构为单块体,一个齿轮接触面(1720mm2)为固定的。主齿轮通过键和过盈配合安装在曲轴上。图5示出了曲柄组的网格模型。执行离散化(网格生成)。该组件被分成若干小部分。表4显示了补片手术期间的详细信息。网格是高质量的,因为力对组件每个部分的影响是不一样的。曲轴与轴颈轴承有一个约束:从轴承的两侧,这些轴承压配合到曲轴上,表面积为60,580 mm2。只有面向载荷方向的180°轴承表面是曲轴运动的约束。该约束被定义为与轴颈轴承宽度一样宽的固定半圆形表面。连杆轴承上的载荷分布导致沿157°接触区域的均匀压力。由于曲轴与连杆相互作用,相同的载荷分布被传递到曲轴。总的力为500 kN,被认为是施加在柱塞的BDC位置附近的曲柄偏心接触区域(41,250mm2)上的18.8 MPa的压力。图6显示了基于具有边界条件的载荷条件的分析结果。海军蓝箭头表示轴承(表面积:59,360 mm2),绿色箭头表示固定表面,红色箭头表示曲柄组件上施加的压力。总变形和von-Misses图7.第一次会议。连杆组件:(a)实体CAD模型,(b)带有载荷和夹具的网格模型R. Halicioglu等人/工程科学与技术,国际期刊19(2016)20602065表5连杆模拟详细信息。连杆材料:St 52网格节点数:45,820元素数:27,843全局尺寸:17 mm公差:0.85 mmFEA最大von Mises应力:244.4 MPa Max.变形:0.559 mm发现作用在曲轴上的应力。当力被施加时,在曲柄组件中发生具有低应力的轻微变形。作用在曲轴上的应力如图6(a)所示。作用在曲柄组件上的最大应力用红色表示。曲轴的变形如图6(b)所示,图6(c)显示了安全系数的值(SF在模拟中表示为FOS)。表4还显示了FEA的详细信息。轴的最小安全度约为1。此值不是实际值。轴上有角,这是非常小的部分。事实上,对于整个曲柄组件系统,SF超过35.2. 连杆总成连杆组件由图7(a)中的底部、顶部、轴承和螺钉(带旋钮)组成。有一定的假设,即连杆组件被视为单体,旋钮的接触面(23,300mm2)是固定的。连接-杆长度取为700 mm。网格详情见表5。图7(b)显示了连杆组的网格模型。连杆与曲轴相互作用,因此相同的载荷分布被传递到曲轴。在这项研究中,这是500千牛的总被认为是一个18.8 MPa的压力施加在曲柄偏心附近的BDC位置的滑枕。在旋钮上考虑固定的反作用表面。图7(b)显示了载荷和边界条件(接触表面积:41,250 mm2)。绿色箭头表示固定表面,而红色箭头表示连杆组件上施加的压力。在施加边界条件和力之后,执行连杆组件的结构分析。主要关注的是作用在连杆组件上的总变形和von-Mises应力。应力如图8(a)所示,其中最大应力用红色表示。总变形如图8(b)所示。红色和蓝色的部分分别示出了这些区域处的变形是最大的和最小的。图8(c)显示了SF的值。表5还显示了FEA的结果。虽然轴在轴承上的最小安全性约为1.5,但对于整个组件,该值实际上超过35.3. 撞锤组件闸板总成由安全块、球面轴承和主体组成,如图所示。 9(a)。表6所示为冲压补片见图8。 连杆组件的结构分析结果:(a)von-Mises应力,(b)变形,(c)安全系数。2066R. Halicioglu等人/工程科学与技术,国际期刊19(2016)2060×××见图9。 柱塞组件:(a)3D CAD模型,(b)带有负载和固定装置的网格模型。续费进行了某些假设,例如将推杆组件视为单块,旋钮接触面固定。 图9(b)显示了闸板组的网格模型。网格质量高,所以力对组件的每个部分的影响是不一样的。执行离散化是为了分别分析每个小分区。由于滑枕和连杆相互作用,相同的载荷分布传递到连杆上。在本研究中,将500 kN的外力(视为压力)施加在77,600 mm2的滑枕表面接触面积的底侧。一个固定的反应面在球形旋钮轴承上考虑。图图9(b)显示了载荷和边界条件。绿色箭头表示固定表面,黄色箭头表示滑动表面,红色箭头表示作用在柱塞组件上的压力。主要关注的是作用在柱塞组件上的总变形和von-Mises应力 图图10(a)示出了作用在撞锤组件上的应力,其中最大应力由红色指示。闸板组件的总变形如图10(b)所示。滑枕上的变形并不是处处相同。图图10(c)显示了安全系数值。表6还显示了FEA的结果。轴的最小安全性约为2,在作为可更换部件的滑枕安全块上。另一方面,在实际情况下,对于整个柱塞组件,该值超过3。5.4. 主压体主体的组件由几个部分组成,例如图11(a)中的左右侧、底侧、顶侧、后侧和承梁(工作台)。表7显示了主体补片的详细信息。主体由左右两侧的翅片支撑。主体组件被认为是单体,底部侧固定作为一个假设。图11(b)中显示了车身组件的网格模型以及载荷和边界条件。在这项研究中,考虑了三种外力。它们是如棕色箭头所示的摇枕反力(由于500 kN,6.4 MPa),如紫色箭头所示的30 kN的闸板轴承反力(表面积:296,000 mm2),和曲柄轴承反应(13500 kN时的MPa),如红色箭头所示(接触面积:2 29 680毫米2)。固定的反作用表面(280,000 mm2)被认为是在底侧,由绿色箭头表示。可以看到作用在主体组件上的最大应力表6RAM模拟详细信息。柱塞材料:St 52网格节点数:306,564元素数:205,263全局尺寸:14 mm公差:0.71FEAvon Mises应力:205.3 MPa Max. 变形:0.077 mm在图12(a)中,如由红色指示的。图12(b)中给出了主体组件的总变形,其中变形在各处并不相同。图12(c)显示了安全系数的值。表7还显示了FEA的结果虽然总体FS值在一般分析中大于3,但主体的最小5.5. 小齿轮-轴组件小齿轮-轴组件包括小齿轮和轴,如图13(a)所示。轴由伺服电机和齿轮箱驱动,因此只有扭矩作用在组件上。假设小齿轮-轴组件为单块,一个齿轮接触面固定。图13(b)示出了组件的网格化模型。图13(b)示出了载荷和边界条件。在本研究中,外力被视为4000 Nm的扭矩,如紫色箭头所示(表面积:55,100 mm2)。如绿色箭头所示,在具有1960 mm2表面的齿轮上考虑固定的反作用表面。海军蓝箭头表示轴承2 46,500 mm2。表8显示了小齿轮轴啮合细节。图14(a)显示了作用在小齿轮-轴组件上的应力。最大应力用红色表示 总变形也显示在图中。 14(b)和图。 14(c)给出了FS的值。轴的最小安全性在装配上约为1.5,但总体分析中FS值超过3。6. 实验实施在完成结构设计和分析后,研制出了伺服曲柄压力机。 十六岁 图15R. Halicioglu等人/工程科学与技术,国际期刊19(2016)20602067见图10。 闸板组件的结构分析结果:(a)von-Mises应力,(b)变形,(c)安全系数。见图11。 主体装配:(a)3D CAD模型,(b)带有负载和夹具的网格模型。2068R. Halicioglu等人/工程科学与技术,国际期刊19(2016)2060表7主体模拟细节。主体材料:St 37网格节点数:186,401元素数:103,230全局尺寸:30.8 mm公差:1.5 mmFEAvon Mises应力:142 MPa Max.变形:0.423 mm图15(a)示出了组装前的机械部件,图15(b)示出了通过以下设备组装伺服曲柄压力机:伺服电机、伺服齿轮箱、传感器和控制自动化硬件。压力机的制造性能实现了0-500 kN的载荷。在伺服曲柄压力机上应用不同的运动方案:曲柄运动、停顿运动、连杆运动和无反作用力的软运动它们都是以20 spm的行程进行图12. 主体组件的结构分析结果:(a)von-Mises应力,(b)变形,(c)安全系数。图十三. 小齿轮轴组件:(a)3D CAD模型,(b)带有载荷和夹具的网格模型。R. Halicioglu等人/工程科学与技术,国际期刊19(2016)20602069表8小齿轮轴模拟细节。主体轴材料:42CrMo4主体小齿轮材料:30CrNiMo8网格节点数:56,727单元数:36,886全局尺寸:12.13 mm公差:0.6mmFEAvon Mises应力:772.7 MPa Max.变形:0.428 mm速度[26]。 图图16(a)显示了命令(蓝色直线)以及“来自电机”(红色虚线,其中数据通过使用运动学方程从电机的实验响应转换而来)和“线性编码器”(绿色虚线所示,其中数据来自撞锤上的线性编码器)的撞锤运动响应。在命令和响应之间实现延迟时间(16ms)。实验和模拟扭矩,图14. 小齿轮-轴组件的结构分析结果:(a)von-Mises应力,(b)变形,(c)安全系数。图15.制造伺服压力机。2070R. Halicioglu等人/工程科学与技术,国际期刊19(2016)206021000ð ÞCfA 8附录AA.1.轴承设计步骤1根据机构动力学原理,求出了运动过程中载荷和角速度的最大值,并据此确定了不同类型轴承的轴径。使用图表(图A.1)。该图表基于摩擦、滚动和多孔金属轴承的10,000小时寿命[42]。步骤2在设计衬套时,建议长度/直径(L/D)比在0.56B/D62的范围使用不同的值,B和D尺寸由方程确定。(A.1)[1]。步骤3Vs是轴承的周围速度,由方程定义。其中,W是角速度。Vs和PVs必须低于承载材料Vs¼WD价格:100图16. (a)滑枕位置指令和响应以及(b)电机转矩模拟和实验结果。步骤4无间隙的相对轴承间隙(W)在方程式中给出。(A.2)对于青铜,也可以通过方程获得。(A.3)。在确定W之后,轴和轴承之间的间隙(c)可以从Eq。其中r和R分别是轴和轴承的半径[30]。而不是r(未知),R(与r近似相同)可以用于等式中。(A.2)。这是确定间隙所必需的。推荐的间隙值范围为轴颈直径的0.2%至0.5%[33]。然后可以确定RWDr R-r2c图16(b)中示出了停顿运动结果显示出良好¼ r¼R/D/A:200协定7. 结论Wu0:8p4步骤5A:3伺服曲柄压力机系统由动、静两部分组成在本研究中,动态零件为曲柄及斜齿轮、小齿轮轴及斜齿轮、连杆及滑枕。静止部分为C型单体阀体及其焊接件。由于套筒轴承是压力机系统中最薄弱的部件,因此设计从选择套筒轴承开始设计采用机械元件法,安全系数取二。本文介绍了伺服曲柄压力机零件的三维CAD建模和有限元分析采用专用设计方法。所有零件的CAD设计都是在考虑动态极限的情况下完成的在有限元分析中,伺服压力机的所有部件都作为结构静力学分析结果表明,压力机已在规定的安全范围内运行成功测试了不同的负载和运动场景。在这里,停留运动,以显示系统的实现。还测量了系统确认本研究由土耳其科学、工业和技术部根据SANTEZ计划(项目编号:01422.STZ.2012-I)批准,并与Coskunoz Metal Form(土耳其)合作进行。作者要感谢Aksut Makina的支持。薄膜厚度通过等式定义。(A.4)和(A.5)作为最小值(h0)和最大值(hmax)。在h0被选择之后,基于如在Eq. (A.4),方程(A.5)以偏心率(e)[1]给出。该值用于Eq. (A.6)规定最大膜厚(hmax)。无偏移的相对偏心率e是通过使用方程(A.7),通常希望大于0.5[1,30]。h0P0: 005080: 00004DA:4h0¼c-eA:5hmax¼ceA:6ee A:7步骤6摩擦系数(f)是计算床热所必需的。当量(A.8)用于摩擦[30]。在下一步骤中使用f=W的比率12e21/3eWR. Halicioglu等人/工程科学与技术,国际期刊19(2016)20602071图A.1.轴承容量选择图表[30,42]。图A.2. (a)轴承的厚度和凸缘表示,(b)厚度和凸缘的最大值和最小值[33]。2072R. Halicioglu等人/工程科学与技术,国际期刊19(2016)2060表A.1根据偏心率(e)确定流速系数(bQ)[30]。e0.90.80.70.60.5bQ(B/D= 1)812182533bQ(B/D= 0.5时)6142545–步骤7Somerfield数(S),轴承的特征数,通过方程找到。(A.9)。广义Somerfield数在等式中给出。式中,N为角速度(rev/s),l为油膜粘度(Pa*s),P为轴承压力(MPa)。Somerfield数在设计者指定的润滑分析中非常重要[1,30]。[11] H. Haddad,M. Al Kobaisi,用于制造精密工具机底座的聚合物混凝土的优化,Compos。部分B:Eng.43(2012)3061-3068。[12] R.帕特尔,S。Dubey,K.张文,梁的初始函数法分析,工程学报,2001。技术人员:17(2014)158- 164。[13] M. Mohammed Asif,K.A. Shrikrishana,P. Sathiya,UNS S31803双相不锈钢接头摩擦焊接的有限元建模和表征,工程。Sci. 技术人员:Int. J. 18(2015)704-712。[14] A.C. K Choi,D.S.K. Chan,A.M.F.袁,应用虚拟装配工具改善产品设计,国际。 J.Adv. 制造商Technol. 19(2002)377-383。[15] W.L. Xu,L.刘易斯,J.E.陈志荣,食品加工机械之研究,国立成功大学机械工程研究所硕士论文。Theory 43(2008)376-389.[16] L.M. Gómez-López,V. Miguel,A. Martínez,J. Coello,A.张文,单点渐进成形过程的模拟与建模,北京:机械工程出版社。 63(2013)632-641。[17] R.M.d.S. Araugio , J. Landre Jr. , D.D.L.A. Silva , W. Pacheco , M.M. 皮 松Oliveira,膨胀螺钉高度对牙科效果的影响,f2hyrax扩张器:有限元研究,美国。 J. 骨科牙面Orthop.W¼2pSA:9143(2013)221-227。[18] M. Nakauma,S. Ishihara,T. Funami,T. Yamamoto,M. Higashimori,仪器过程中软基质上琼脂凝胶的变形行为S.r=2lN一个10压缩及其计算机模拟,Food Hydrocolloids 36(2014)301¼ c P-1:Þ步骤8图 A.2(a)分别表示t形壁和h形凸缘的轴承厚度和凸缘尺寸。总厚度/直径比并不重要,但根据ISO-4379[33],图A.2(b)中给出了推荐法兰尺寸的最小和最大壁厚。壁厚由方程计算(A.11)[43]。灯光:t墙¼0: 08D墙 0: 8mm宽307.[19] R. Halicioglu,L.C. Dulger,A.T. Bozdana,伺服压力机的机制,分类和应用:比较评论,在:机械工程师学会会议录,B部分:工程制造杂志,2015年。doi:0954405415600013。[20] E. Doege,M.林志荣,非圆齿轮冲床之运动学分析,国立成功大学机械工程研究所硕士论文,2000。[21] S.斯皮瓦克河Duggirala,K.冷挤压过程的预测监测和控制,CIRP Ann.Technol.49(2000)383-386。[22] K.- H. Chang,S.-H. 朱,基于CAD的机构优化设计参数化与工具集成,高级工程软件。37(2006)779-796。[23] M.N. Abdullah,V. V. Telegin,热曲柄压力机主执行机构的动态过程建模,Al-Rafadain Eng. J. 19(2011)110个。介质:t壁¼0: 08D厚 1: 6mm厚重型:t壁厚<$0: 08D厚 3: 2mm厚步骤9中国:11岁[24] E. Zheng,X.周,含间隙曲柄滑块机构在闭式高速压力机系统中的建模与仿真,机械工程。理论74(2014)10-30。[25] 法医Kütük,L.C. Dülger,混合压力机系统:运动设计和逆运动学问题,Eng. Sci.技术人员:Int. J. 19(2016)846-856。[26] R. 机械伺服压力机的设计、综合与控制:对于流体动力学油膜,润滑剂流速(Q)通过使用方程定义。(A.12)。这里,bQ是取决于e值的流速系数,如表A.1[30]所示。60fD2BN工业应用(博士)论文),机械工程,加济安泰普大学,2015年。[27] Coskunoz,Coskunoz金属形式,2014年1月1日,可在www.macos.com.tr/中获得。[28] R. 哈利奇奥卢湖Dulger,A.Bozdana,建模和仿真基于Q¼320 b½lt=min]A:12mmmatlab/simulink:a press mechanism,in:Journal of Physics:ConferenceSeries,IOP Publishing,2014. pp. 012053[29] R.哈利奇奥卢湖Dulger,A. Bozdana,Servo pres tasarımve dinamik modeli:uygulomi bir örnek,in:TRISTOMM-UMTS 2015,I_ zmir,2015,pp.963-970。引用[1] 尼斯贝特河Budynas,Shigley的机械工程设计,McGraw-Hill,纽约,2008年。[2] E. Koc,Makina ElemanlarvetCilt-1,NobelYayın Evi,Adana,2004.[3] J.E. Shigley,C.R.Mischke,R.G.Budynas,X.Liu,Z.高,机械工程设计,麦格劳-希尔,纽约,1989年。[4] B.A. 萨博岛Ba b u š ka ,有限元分析,John Wiley &Sons,1991年。[5] 丹吉Lee,J. Do Suh,H.金成,金俊民,复合材料高速机床结构设计与制造,复合材料工业出版社。Sci. 64(2004)1523-1530。[6] J. Suh,D.李,高速数控铣床混合聚合物混凝土床身的设计与制造,国际。 J. 机甲Mater. Des. 4(2008)113-121。[7] X. Min,J. Shuyun,C. Ying,一种改进的机床轴承热模型,Int. J. 马赫 工具手册47(2007)53-62。[8] R.诺伊格鲍尔角Scheffler,M. Wabner,M.陈文,非比例阻尼机床动力学的状态空间建模,北京:机械工业出版社。Sci. 3(2010)8-13。[9] R.诺伊格鲍尔角Scheffler,M.王文,机床有限元计算中控制单元的实现,中国机械工业出版社,2001。4(2011)71-79。[10] S.胡角扬湾,澳-地Peng,H. Wang,直驱双回转铣头变载荷热特性分析,AASRIProcedia 3(2012)270-276。[30] E. Koc,Makina ElemanlarvetCilt-2,Nobel YaynEvi,Adana,2004.[31] W. Glaeser,手册:边界润滑铸青铜轴承的设计,铸青铜轴承研究所, 一九七八年[32] W. Glaeser,摩擦学材料,Elsevier,1992年。[33] 铜开发协会,铸铜合金套筒轴承选择指南,带约束和液压计算机辅助套筒轴承设计,麦迪逊大道260号,纽约,1997年。[34] F.宋,Y。Ni,Z.谭,复合材料风力发电机叶片的优化设计、建模与动力分析,Procedia Eng. 16(2011)369-375。[35] RBC , 球 面 平 面 轴 承 : RBC 目 录 , 2015 年 1 月 1 日 , 可 在http://rbcbearings.com/literature/pdfs/SPB052010.pdf上获得。[36] K. 伊姆,R.L.Shaw,J.-H. Lee,K.-K. 金,K.-O. 南,S.-H. 荣格,H.-S. Hwang,H.-K. Park,ITER托卡马克装置装配工具的设计,聚变工程设计。86(2011)659-662。[37] 劳力士金属经销商。机械性能,印度孟买。[38] 丹吉Ullman,机械设计过程,McGraw-Hill,2002年。[39] 联合Jindal,机械设计,Pearson Education,印度,2010年。[40] H. Filiz,机床设计:讲义,加济安泰普大学,加济安泰普,2011年。[41] SolidWorks,2012年1月1日,可在www.solidworks.com上获得。[42] 李文忠,摩擦学原理与应用,北京,1995。[43] S.J. Hudak,轴承设计指南,阿特拉斯青铜,1995年。
下载后可阅读完整内容,剩余1页未读,立即下载
cpongm
- 粉丝: 5
- 资源: 2万+
上传资源 快速赚钱
- 我的内容管理 展开
- 我的资源 快来上传第一个资源
- 我的收益 登录查看自己的收益
- 我的积分 登录查看自己的积分
- 我的C币 登录后查看C币余额
- 我的收藏
- 我的下载
- 下载帮助
最新资源
- C++多态实现机制详解:虚函数与早期绑定
- Java多线程与异常处理详解
- 校园导游系统:无向图实现最短路径探索
- SQL2005彻底删除指南:避免重装失败
- GTD时间管理法:提升效率与组织生活的关键
- Python进制转换全攻略:从10进制到16进制
- 商丘物流业区位优势探究:发展战略与机遇
- C语言实训:简单计算器程序设计
- Oracle SQL命令大全:用户管理、权限操作与查询
- Struts2配置详解与示例
- C#编程规范与最佳实践
- C语言面试常见问题解析
- 超声波测距技术详解:电路与程序设计
- 反激开关电源设计:UC3844与TL431优化稳压
- Cisco路由器配置全攻略
- SQLServer 2005 CTE递归教程:创建员工层级结构
资源上传下载、课程学习等过程中有任何疑问或建议,欢迎提出宝贵意见哦~我们会及时处理!
点击此处反馈
安全验证
文档复制为VIP权益,开通VIP直接复制
信息提交成功