二分之二等于一
范文一：基于UG软件有限元分析的零件受力分析
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基于UG 软件有限元分析的零件受力分析 作者：李涛 姜琨久
来源：《中国高新技术企业》2013年第19期
摘要：文章运用UG8.0软件的有限元分析来完成铝合金变速箱模具的换挡拔头力学分析，来体现有限元CAE 在现代产品设计中的优势及其常见的分析功能。通过一个简单结构静力学分析实例，详细介绍了建立高级仿真环境、有限元模型、仿真模型和后处理的操作步骤和解题思路。
关键词：UG8.0；有限元；高级仿真
中图分类号：TH122 文献标识码：A 文章编号：1009-2374（2013）28-0063-02 1 对有限元法概述
有限元法是现代产品及其结构设计的重要工具，它的基本思想是将连续的物理模型离散为有限个单位元，使其只在有限个指定的节点上互相连接，然后对每个单位选择一个比较简单的函数，近似模拟该单元的物理量，如单元的位移或者应力，并基于问题描述的基本方程建立单元节点的平衡方程组，再把所有单元的方程组集合为整个结构力学特性的整体代数方程组，最后引入边界约束条件求解代数方程组而获得数值解，如结构的位移分布和应力分布。 2 工艺分析
UGNX高级仿真和其他有限元分析软件基本操作一致，分为创建有限元模型、创建仿真模型和后处理三大步骤。还可以完成结构优化、疲劳耐久预测等任务。本次工艺是利用结构静力学分析功能完成。一般流程示意图如图1所示：
图1
3 创建有限元模型
对参数、材料、物理属性的定义，但是由于篇幅的限制我们就不列举说明。
3.1 网格划分
在UG 高级分析模块包括零维网格、一维网格、二维网格、三维网格和连接网格5种类型，每种类型都适用于一定的对象。
本次工艺我们所应用的是三维网格，3D 四面体网格常用来划分三维实力模型。在NX.NASTRAN 解算器中包含四节点四面体和十节点四面单元。
范文二：有限元分析,零件受力分析2-simulationxpress study-1
.
模拟对象为 零件2
日期: 2014年4月22日
设计员: Solidworks
算例名称: SimulationXpress Study
分析类型: 静态
Table of Contents
说明 .................................................... 1 假设 ........................... 错误～未定义书签。2
模型信息 ............................................... 2 材料属性 ............................................... 3 载荷和夹具 ............................................ 4 网格信息 ............................................... 5 说明 算例结果 ............................................... 7 无数据
结论 .................................................. 10
,.
模型信息
模型名称: 零件2
当前配置: 默认
实体
文档名称和参考引用 视为 容积属性 文档路径/修改日期
2 使用 SolidWorks Simulation 进行分析 模拟对象为零件2
凸台-拉伸1
质量:0.312265 kg
体积:0.000115654 m^3 实体 密度:2700 kg/m^3 重量:3.0602 N
材料属性
模型参考 属性 零部件
SolidBody 1(凸台-拉伸1)(零名称: 1060 合金
件2) 模型类型: 线性弹性同向性
默认失败准则: 最大 von Mises 应力
3999.3 psi 屈服强度:
9998.26 psi 张力强度:
3 使用 SolidWorks Simulation 进行分析 模拟对象为零件2
载荷和夹具
夹具名称 夹具图像 夹具细节
实体: 1 面
类型: 固定几何体
固定-1
载荷名称 装入图象 载荷细节
1 面 实体:
类型: 应用法向力
1 N 值: 力-1
4 使用 SolidWorks Simulation 进行分析 模拟对象为零件2
网格信息
网格类型 实体网格 所用网格器: 标准网格 自动过渡: 关闭 光滑表面: 打开 雅可比点 4 点
4.87362 mm 单元大小
0.243681 mm 公差
网格品质 高
网格信息 - 细节
10482 节点总数
6749 单元总数
3.4083 最大高宽比例
99.9 单元 (%)，其高宽比例 < 3="">
0 单元 (%)，其高宽比例 > 10
0 扭曲单元(雅可比)的 %
00:00:02 完成网格的时间(时;分;秒):
PC-20131216OGUT 计算机名:
5 使用 SolidWorks Simulation 进行分析 模拟对象为零件2
6 使用 SolidWorks Simulation 进行分析 模拟对象为零件2
算例结果
名称 类型 最小 最大 Stress 2.5419 N/m^2 16665.2 N/m^2 VON:von Mises 应力
节: 212 节: 23
零件2-SimulationXpress Study-应力-Stress
名称 类型 最小 最大 Displacement 0 mm 6.02886e-005 mm URES:合位移
节: 1 节: 221
7 使用 SolidWorks Simulation 进行分析 模拟对象为零件2
零件2-SimulationXpress Study-位移-Displacement
名称 类型
Deformation 变形形状
8 使用 SolidWorks Simulation 进行分析 模拟对象为零件2
零件2-SimulationXpress Study-位移-Deformation
名称 类型 最小 最大 Factor of Safety 1654.6 1.08479e+007 最大 von Mises 应力
节: 23 节: 212
9 使用 SolidWorks Simulation 进行分析 模拟对象为零件2
零件2-SimulationXpress Study-安全系数-Factor of Safety
结论
10 使用 SolidWorks Simulation 进行分析 模拟对象为零件2
范文三：基于UG软件有限元分析的零件受力分析
基于UG软件有限元分析的零件受力分
析 李涛姜琨久
，哈尔滨理工大学,黑龙江 哈尔滨 150080，
摘要:文章运用UG8.0软件的有限元分析来完成铝合金变速箱模具的换挡拔头力学分析,来体现有限元CAE在
现代产品设计中的优势及其常见的分析功能。通过一个简单结构静力学分析实例,详细介绍了建立高级仿真 环境、有限元模型、仿真模型和后处理的操作步骤和解题思路。
关键词:UG8.0;有限元;高级仿真 中图分类号:TH122 文献标识码:A 文章编号:1009-2374，2013，28-0063- 02
制我们就不列举说明。 1 对有限元法概述 3.1 网格划分 有限元法是现代产品及其结构设计的重要工具,它的
在UG高级分析模块包拪零维网格、一维网格、二维基本思想是将连续的物理模型离散为有限个单位元,使其
网 格、三维网格和连接网格5种类型,每种类型都适用于只在有限个指定的节点上互相连接,然后对每个单位选择
一定 的对象。 一个比较简单的凼数,近似模拟该单元的物理量,如单元
本次工艺我们所应用的是三维网格,3D四面体网格的位移戒者应力,并基于问题描述的基本方程建立单元节点
常 用来划分三维实力模型。在NX.NASTRAN解算器中包的平衡方程组,再把所有单元的方程组集合为整个结构力学
含四 节点四面体和十节点四面单元。 特性的整体代数方程组,最后引入边界约束条件求解代数方
单击工具栏中的【3D四面体网格】,弹出【3D程组而获得数值解,如结构的位移分布和应力分布。
四 面体网格】对话框,默认【单元属性】的【类型】2 工艺分析 为 UGNX高级仿真和其他有限元分析软件基本操作一 【CTETRA，10，】,单击【单元大小】右侧【自动单元 致,分为创建有限元模型、创建仿真模型和后处理三大步 大小】,对话框现实【6.56】,手动将其修改为【3】,如 骤。还可以完成结构优化、疲劳耐久预测等任务。本次工 图2所示: 艺是利用结构静力学分析功能完成。一般流程示意图如图1
所示:
图2
3.2 有限元模型检查
单击工具栏中的【有限元模型检查】图标,弹出【模
图1 型检查】对话框,单击【应用】按钮,在弹出的【信息】
中出现【Numberfailed】,发现模型正常,没有出现划分失 3 创建有限元模型
败的网格。 对参数、材料、物理属性的定义,但是由于篇幅的限
63
4 创建仿真模型
4.1 约束类型 一般是受到其他部件外部的作用,其受到的不同类型
的约束。约束的种类很多,如圆柱形约束、滑块约束、滚
子约束、对称约束等。而本文所采用的约束类型是圆柱形
约束。
4.2 载荷类型
单击工具栏中【载荷类型】突变右侧的小三角形,单
击其中的【力】图标,弹出【力】对话框,默认【类型】
为【幅值和方向】,在窗口中单击小孔右侧的内表面,在 图4 【指定矢量】中切换为【XC轴】选项,在【力】数值框中 5.2.2 分析在模型应力路径图,先用右键单击【后处理 输入【100】,单位为【N】,单击【确定】按钮。 导航器】的【应力-单元节点】中的【VoMisesn 】如图5所示:
5 后处理分析
5.1 应力分析
单击【Solution 1】【应力-基本的】【Von-Mises】节
点,双击【Von-Mises】节点并在工具栏中单击【标记开/
关】图标,得到该模型的Von-Mises应力分布情况,其云
图 如图3所示。最大应力位于图标1位置,10243号单元,
其值
2MPa,受外载荷后最大应力没有达到模型材料屈服强度的
60%,说明模型的强度在当前边界约束和载荷条件下是足
够的。
图5
6 导出报告
单击下拉菜单“工具”“导出报告”,系统显示上述
创建的报告。在导出报告中有我们在本次UG有限元设置
的 所有内容和进度报告。至此整个分析过程结束。
7 结语
本文是通过UG8.0软件,结合实际生产铝合金变速
箱
顶盖换挡拨头,运用CAD/CAE软件不实际生产设计的图3
结 合。分析生产中对模具有可能出现的力学问题,采用5.2 选择路径分析
【标 示】和【路径】功能,记录和分析各个节点戒者单元5.2.1 分析在位移【X】轴路径图,先用单击【后处
及其 在某个方向上它们的位移、力、应变和应力的变化趋理导航器】的【云图绘图】中【posvist w1 】图标,名称
势和 规律,能有效减少生产中缺陷,提高了铸件尺寸的【Path1 】如图4所示:
精确
度,使模具达到用户的要求。 64
范文四：颚式破碎机受力分析及主要零件强度计算
第四章 受力分析及主要零件强度计算
4.1破碎力的计算
破碎机的破碎力是计算机器各个零件强度和刚度的原始数据。破碎力的大小与很多因素有关，因而确定破碎力的方法也很多，概括起来有以下几种方法:
(1)理论计算法:根据破碎矿石所需的破碎功导出破碎力的计算公式，因而计算结果与实际相差较大，故在实践中应用很少。
(2)功耗计算法:根据电动机的安装功率，结合破碎机的结构特点，导出破碎力的计算公式。
(3)实验分析法:根据实验数据导出的公式来计算破碎力。
目前，国内是采用实验分析法来确定颚式破碎机的破碎力。根据对复摆颚式破碎机的固定颚和动颚的实际受力测定，在破碎机动颚上所产生的破碎力系与矿块纵断面面积成正比。因此，作用在动颚上的最大破碎力可以按下式计算:
P,qgLH (式4—1) max
2式中:q——衬板单位面积上的平均压力，其值可取公斤/厘米; q,27
L、H——破碎腔的长度和高度。
,2PqgLHN,,，，，，,279.890038510916839()则 (式4—2) max
P当计算破碎机零件强度时，考虑冲击载荷的影响，应将增大50%，故破碎max
机的计算破碎力为:
PPKN,,，,1.51.59168391375.2585() (式4—3) jsmax
4.2 受力分析
计算颚式破碎机各个零件的强度和刚度以前，必须先求得作用在各个部件上的外力。计算破碎力是确定这些外力的原始数据。根据力利用图解法即可PPjsjs
求得各个部件上的计算载荷。
机构运动简图受力分析，如下图所示
图 4—1
由三角几何关系可得:
6 ; PN,，1.37510()js
6PN,，1.41910() ; k
6PN,，1.03110() 。 s
4.3 主要零件强度计算
颚式破碎机的主要零件有:偏心轴、动颚、推力板、动颚的拉杆弹簧、轴承、机架以及飞轮等。
4.3.1 偏心轴强度计算
鉴于皮带拉力，飞轮与皮带轮的重量相对破碎力在偏心轴的分力来说其值甚小，为了方便起见可略去不计，这样，偏心轴的受力、扭矩、弯矩
及当量弯矩就可按照图所示进行分析计算。
轴示意图
受力简图
弯 矩
扭 弯
当量弯矩
图 4—2
?求支承的反作用力
6P1.37510，js; (式4—4) RKN,,,687.63() 22
?求弯矩
MRLNm,，,，,,687.639061886.7(); (式4—5) w1
?求扭矩
P21.833TNm,，,，，,,9.55109.5510594.828() (式4—6) n350
?当量弯矩
22M'= MT，,，，w
22 61886.70.6594.828，，，，=
(式4—7(N?m); ) =61887.729
校核轴径
M' 3d =,0.1,,,b1
361887.72910，3 =0.1354，
式4—8; () =120.4mm<>
?求许用弯曲应力[,] ,1W
,,,,1b; (式4—9) [],,,1WnK,式中为弯曲疲劳极限，材质为40Gr，经高频淬火加调质处理后其,,1
=1100MPa ,,1
—安全系数 取n=1.8 n
—表面质量系数 取β=0.9×1.8=1.62 ,
,—受弯矩作用时的绝对尺寸系数，查表得=0.54 ,bb
K—受弯矩作用时的有效应力集中系数，查表得=1.69 ,,K
11001.620.54，，MPa,[]316.33(),,所以有 ; (式4—,1W1.81.69，10)
?求断面系数W
,,3333Wdmm,,，,，130215.69010() (式4—3232
11)
?危险截面的弯矩应力
3M'61887.72910，,式4— (,,,286.929()MPaw3W215.69010，
12)
即 <[]=316.33(mpa)>
13)
故由上可得偏心轴的设计符合强度要求。
4.3.2 动颚强度计算
动颚的强度计算 1).
受力分析 1.
根据 Pjs=1375 kN
Ps=1419 kN
Pk=1031 kN 求得:
PPKN,，,，,cos47.191031cos47.19700.636(); (式4—14) KxK
2222PPPKN,,,,,1031700.636756.353(); (式4—15) KyKKx
PkyPkPjs
D
PsPsyPkx受力分析PsxD
756.353kN.m
剪力图DAB
94.347kN.m
34.792kN.m
弯矩图
BA
PPKN,，,，,cos3.811419cos3.811415.86(); (式4—16) SxS
2222PPPKN,,,,,14191415.8694.347(); (式4—17) SySSx
所以，最大弯矩
,,33; (式4—18) MPKNm,，，,，，,,4610756.353461034.792()Kymax
最大剪力
QPKN,,756.353()。 (式4—19) maxKy
2.动颚危险截面的判定
由动颚的结构及机构受力图，D,D截面为最大破碎力作用点所在面，
故该面需要进行校核
3. 动颚截面的几何参数
图 4—4
动颚在图示D—D截面上强度最小，是危险断面，此处进行危险断面校核。
y(1) 求截面形心位置: c
2Fcm,，,488352; (式4—20) 1
ycm,2 ; (式4—21) 1
2Fcm,，，,555.8145; (式4—22) 2
13.717ycm,,6.8585 ; (式4—23) 22
2Fcm,，,488352 ; (式4—24) 3
ycm,,,13.717211.717 ; (式4—25) 3
FyFyFy，，112233y,cFFF，，123
，，，，，35221456.858535211.717, 。 (式4—26) ，，352145352
,cm6.8585
(2)求截面形心惯性矩
222 ; (式4J,J，Fd，J，Fd，J，Fd111222333—27)
分别是面积F,F,F的质心至截面形心的距离 d,d,dy123123c
d,|y,y|; (式4ici
—28)
11323J,，，，，,，，，，488352(6.85852)55.851212
1223，，,，，，，，,1456.85856.858548835211.7176.85 。 (式4，，，，12
4,17963.085()cm
—29)
(3)校核D—D截面强度 :
J17963.0853 D—D截面断面系数: ;(式4—30) Wcm,,,2619.098()xy6.8585
则动颚在D—D截面弯曲应力:
3M34.79210，max,,,6 ; (式4—31) W2619.09810，x
,,,13.28()350()[]MPaMPa,
从以上计算可以看出，D—D截面上的应力最大，此点有最大拉应力。所计算
的最大应力小于或等于许用应力 [] ，则动颚强度足够。 σ
2).动颚运动学分析
由于此次设计采用三维动态仿真设计，在动颚设计完成后，动颚的质量特
性可由模型里直接测量而来，可以节省设计时间，充分体现了此次设计的
特色。
如图4—5，由模型测得的数据如下:
输出坐标系 : -- 默认 --
密度 = 1.78 克/立方毫米
质量 = 180687643.11 克
体积 = 101509911.86 立方 毫米
表面积 = 4253212.68 平方 毫米
重心 : ( 毫米 )
X = -112.11
Y = -181.43
Z = 440.00
惯性主轴和惯性力矩 : ( 克 * 平方 毫米 )
由重心决定。
Ix = (-0.00, -0.00, 1.00) Px = 11707311648865.42
Iy = (-0.40, -0.92, -0.00) Py = 13503090810288.14
Iz = (0.92, -0.40, 0.00) Pz = 21506956374436.09 惯性张量 : ( 克 * 平方 毫米 )
由重心决定，并且对齐输出的坐标系。
Lxx = 20247962193450.81
Lxy = 2914061396559.05
Lxz = 526562.57
Lyx = 2914061396559.05
Lyy = 14762084991250.84
Lyz = -7003384.26
Lzx = 526562.57
Lzy = -7003384.26
Lzz=11707311648888.06
图4—5
4.3.3 推力板(肘板)的设计与计算
推力板是颚式破碎机中构造最简单、成本最低的零件。在标准结构中，一般都是用它作为保险零件，故计算时要降低其安全系数。推力板的材料为HT15-33，
6[]80,,MPaPN,，1.03110其许用压应力，其受力为。为了更好的起到保险作p
用，将其许用压应力提高30%，则
,，， ,80(1+30%)=104Mpa ,，p，，
设计中为了减小推力板的断面，沿其宽度方向分布有两个通孔，其外形尺寸如图4—6所示:
只要是实际的危险截面比理论的危险截面小，即可起到保险作用。 计算危险截面的面积:
6P1.03110，,32 ; (式4—Sm,,,，10.1106,10410，，，,p，，
32)
图4—6
本次设计中推力板实际的危险截面的面积为:
,,3232,。 (式4—SmmS,,，,，,，,820280209.721010.110，，
33)
4.3.4 机架强度校核
颚式破碎机的机架在工作中受很大的冲击载荷，因此，它应具有足够的强度和刚度。目前，破碎机的机架有整体机架(整体铸造、铸件焊接及钢板焊接)和组合机架。组合机架虽然解决了大型破碎机制造和运输上的困难，但在机械加工、装配和拆卸方面却增加了不少麻烦;其次，组合机架的刚性较差。因此，本设计中采用了整体铸造式机架。
机架周围所设的加强筋以增加高度方向的刚度，防止侧壁在受力时弯曲和颤动。纵向加强筋一般起附带加强作用。
颚式破碎机的机架形状比较复杂，同时受力也比较恶劣(冲击载荷)，设计时，一般是根据类似机架的结构决定断面尺寸，然后近似地校核它的强度。
对于整体机架，可以看作是一个静不定框架，在它的前壁上作用有破碎力，Pjs
′P后壁上作用有后推力板的计算力的水平分力，在两侧壁的动颚心轴轴承处PHk
和偏心轴轴承处作用有支承反力。为了简化计算，忽略支承反力对侧壁的影响，并且将作用在机架后壁上的力取为，另外，将作用在前、后壁上的破碎力PPPHjsjs视为集中力。
由此，则可根据材料力学中的卡氏定理来计算颚式破碎机的机架。如图4—7所示，在框架的前、后壁上作用有破碎力，今沿框架侧壁中心n-n切断，则Pjs
n-n断面处作用有弯矩及纵向力N(因框架原来处于平衡状态，切断后，为了M,
仍要维持框架平衡，故在其上加及N)。 M,
今将框架分为四段——前后壁和两侧壁，由于对称性，两侧壁上之力矩及力是相等的，故在校核时只取其中一侧壁进行计算:
2PhjsM,; (式4—34) ,J28(L，h)J1
式中: L——机架前后壁中心线间距离，mm;
h——机架侧壁中心线间距离，mm;
4 、——机架侧壁与前壁断面的惯性矩，; JJmm12
求得后，即可确定作用在前后壁中央的最大弯矩为: M,
Phjs ; (式4—35) ,,MMmax,4
(1) 机架侧壁断面的计算(如图4—8):
将截面分作三部分，分别计算其惯性矩和形心坐标:
11334Jbhcm,,，，,595614.583; 11212
5xcm,,2.5; 12
322322haabb，，，，，，，4143.543.544，，，，4 ; Jcm,，,，,221712.46236363.54ab，，，，，，，
hab，，，，214423.5，，，，; xcm,，,，,5511.842333.54ab，，，，，，，
322322haabb，，，，，，，41434344，，，，4; Jcm,,,794.893363634ab，，，，，，，
hab，，，，214423，，，，; xcm,，,，,556.6733343ab，，，，，，，
断面的形心坐标为:
AxAxAx，，112233x,ceAAA，，123
，345952.53.541411.84146.67，，，，，，，，，，，2, ; (式4—，345953.541414，，，，，，，，2
,cm5.139
36)
; ycm,29.5ce
则整个侧壁对其平行于y轴的形心轴的惯性矩为:
222JJAxxJAxxJAxx,，,，，,，，,cecece，，，，，，ce111222333
2614.585955.142.51712.463.5414,，，，,，，，，，，，，; (式434，2211.845.14794.89146.675.14，,，，，，,，，，，2
410006.116,cm
—37)
其截面系数为:
J10006.1163ce。 (式4—Wcm,,,721.89cex195.139,max
38)
(2)机架前壁断面的计算:
因为前壁断面的计算过程与结果均与侧壁的相同，故略
3)机架后壁断面的计算(如图4—9): 将截面分为六部分分别计算其惯性矩和形心坐标:
11334Jbhcm,,，，,48.524.559437.26; 11212
24.5xcm,,12.25; 12
11334Jbhcm,,，，,15176141.25; 21212
17xcm,，,9.518 22
11334Jbhcm,,，，,16101333.33; 31212
10xcm,，,9.514.5; 32
11334Jbhcm,,，，,813.51640.25; 41212
1xcm,，,82.67; 43
11334Jbhcm,,，，,714.8521911.048(对y轴); 51212
14.852xcm,,，,24.514.85217.074; ，，52
123JbhA,，,,24.514.852，，612
1123,，,,，，，，,,，,24.55.514.8527724.55.514.85224.514.852，，，，，，122
4,1469.956cm
1xcm,,,，,,,24.514.85224.514.8525.58.27; ，，63
断面的形心坐标为:
AxAxAxAxAxAx,,,,,112233445566x,houAAAAAA,,,,,123456
148.524.512.25151718101614.513.582.67714.8517.0714.5188.27，，,，，,，，,，，，,，，,，2,148.524.51517101613.58714.85214.518，,，,，,，，,，,2,9.33cm
(式4—39)
则整个后壁断面对其平行于y轴的形心轴的惯性矩为:
222JJAxxJAxxJAxx,，,,，,,，,[][]houhouhou，，，，，，111222333hou
2,,，,,JJAxxJ[]hou，，45556
22,，，，,,，，，,59437.2648.524.512.259.33[6141.251517189.33]，，，，
2,，，，,,[1333.33101614.59.33]1640.25，，
2,，，，,,[1911.05714.8517.079.33]1469.96，，
4,27400.826cm
其截面系数为:
J27400.8263hou 。 (式4—1806.25Wcm,,,houx24.59.33,max
41)
(4)校核各截面强度:
本设计中机架采用ZG35，其,,500MPa(参见文献[8])。 b由前面，已知:
6; PN,，1.37510()js
Lmm,1050;
hmm,898.5;
4Jcm,10006.116; 1
4Jcm,10006.116; 2
则
262Ph1.3751089.85，，js6MNcm,,,，,7.1210(); (式4—J8(110589.85)，，，28()Lh，J1
42)
由此确定作用在前、后壁中央的最大弯矩为:
6Ph1.3751089.85，，js67; (式4MMNcm,,,，,,,，,7.12102.3810()max44
—43)
则机架侧壁强度:
66PM7.12101.37510，，js,,，,，ce2721.892449，WFcece
62 ; (式4—,，113.9410(/)Nm
,,,113.94()500()MPaMPa,b44)
机架前壁强度:
7M2.3810，62max,,,,，329.2110(/)NmqianW721.89 ; (式4—qian
,,,329.21()500()MPaMPa,b45)
机架后壁强度:
7M2.3810，62max,,,,，131.7610(/)Nmhou ; (式4W1806.25hou
,,,131.76()500()MPaMPa,b
—46)
均满足强度要求。
4.3.5 皮带传动计算(本部分所用图表均来自于文献[4]，[5])
; 由前知:电动机功率: pkw,30
转速: nr,730/min; 1
偏心轴转速: ; n,350r/min2
每天工作16h。
下面参考文献[4]进行皮带参数的选择: (1)定V带型号和带轮直径:
K,1.4 工况系数: ; A
PKPKW,,，,1.43042 计算功率: ; (式4—cA
47)
选带型号: 由图11.15 C型;
小带轮直径:由表10-6 ， D,200mmmin
Dmm,315取 ; 1
大带轮直径:
315730，Dn11，,643.86mm D,(1,?)(1,0.02); (式4—48) ,2350n2
选D,670mm; 2
大带轮实际转速:
315730，，,336.3/minrn,(1,0.02); (式4—2670
49)
(2)计算带长:
DD，，31567012Dmm,,,492.5 求; m22
DD,,67031521,,,,177.5mm 求,:; 22
对中心距，要求:
; (式4—2(D，D),a,0.55(D，D)，h121250)
1970541.7514555.75,,，,a 即，;
amm,1000初取中心距: ; 0
2()DD,,21带长:; LaDD,，，，2()01224a0
2,(670315), ,，，，，21000(670315)24000
,3578.74mm
(式4—
51)
Lmm,3605基准长度:由表10-24 ; c
Lmm,3550 i(3)求中心距和包角:
中心距:
LL,36053578.74,c0aa,，,，10000; (式4—22
,1013.13mm
52)
小轮包角:
DD,,67031521,,,，,,，,,1806018060158.976120; (式4—1a1013.13
53)
(4)求带根数:
,Dn3.14315730，，11Vms,,,12.04/带速:; (式46001000601000，，
—54)
n7301传动比:; (式4i,,,2.17n336.32
—55)
带根数:
由表11.8，单根胶带所能传递的功率 PKW,8.34;
,,PKW0.48 由表11.10，单根胶带传递功率的增量 ;
k,0.94 由表11.7，小带轮包角系数 ; ,
k,0.98 由表11.12，长度系数 ; L
P42c; (式4—56) ,,,Z5.4，,，，，PPkk7.80.480.940.98，，，，,L
Z,6取 根;
(5)求轴上载荷:
张紧力:
Pk2.5,2c,Fqv,，500()vzk, (式4—57)
422.50.94,2,，，，，,500()0.3012.04525.92N12.0460.94，
(由表11.4，) q,0.30kg/m
轴上载荷:
,158.981 FZFN,,，，，,; (式4—2sin26525.92sin6205.87Q22
58)
FFN,,，,1.51.56205.879308.80; (式4—maxQ
59)
(6)V带截面尺寸和带轮轮缘尺寸:
带轮材质:
因V=12.04m/s<20m ，用ht200;="">
带轮结构型式: 槽数Z=6;
小带轮采用六孔辐板式结构:
孔径:d=60mm;
辐板厚度:S=25mm;
大带轮采用轮辐式结构:
轮辐数目:Z,6; a
参见文献[4]13-7，对应C型V带其带轮轮缘剖面图如下:
其具体尺寸计算如下:
dmm,670基准直径:; d
dmm,680外 径:; a
dmm,85孔 径:;
ddmm,,2170 1
ddhhmm,,，，,,，，，,2670251510610,; ，，，，2aaf
圆角:r,0.2~0.5，取r,0.5; 11
r,1.0~1.6，取r,1.5; 22
轮宽:; BZefmm,,，,，，，,(1)2525.5217161.5
P3033hmmmm,,，,,29029071.3173; 1nm,，336.36
式中:
P——设计功率，KW;
n——带轮转速，r/min;
m——轮辐数。
hhmm,,，,0.80.87358.4; 21
ahmm,,，,0.40.47329.2; 11
aamm,,，,0.80.829.223.36; 21
fhmm,,，,0.20.27314.6; 11
fhmm,,，,0.20.258.411.68。 22
4.3.6 飞轮重量及配重计算
(1)飞轮重量的计算:
颚式破碎机是间断工作的机器，因而必然会引起阻力的变化，使其电动机的
负荷不均，形成机械速率的波动。为了降低电动机的额定功率，且使机械的速率
不致波动太大，故在偏心轴上装有飞轮。飞轮在空行程时储存能量，在工作行程
时则放出能量，这样就可以使电动机的负荷均匀。
现在来研究颚式破碎机飞轮的计算方法。
设动颚在空行程和部分无载荷的工作行程时间秒内的功率消耗为千瓦，tN11动颚在工作行程的破碎时间t秒内的功率消耗为N千瓦，电动机的额定功率为N22
NNN,,千瓦，并且。 12
NN,动颚在t秒时间内，的情况下，多余的功率就使飞轮的能量增加。如果在11
空运转阶段开始时，飞轮的角速度等于ω，在空转阶段终了时，飞轮的角速度 min
ωNN,增为。在有载运转的情况下，飞轮就输出能量，飞轮的角速度就由max2
ωω降至。 maxmin
由此，可以列出空转时功的平衡方程式:
J22，，102102Nt,Nt，,,,; (式4111maxmin2
—60)
2或 (式4—102Nt,102Nt，J,,111
61)
则飞轮储存的能量为:
2 (式4—，，J,,,102tN,N11
62)
设空转时的功率消耗，p称损失系数。故 N,pN1
; (式4，，N,N,N,pN,N1,p,N,1
—63)
η式中是考虑磨檫损失的机械效率，。简摆颚式破碎机取低值，,,0.75~0.85
复摆颚式破碎机可取高值。
由此，公式4—62可改写为:
2 ; (式4J,,,102tN,1
—64)
则飞轮的转动惯量为:
,102tN1; (式4J,2,,
—65)
根据理论力学知识飞轮的飞轮矩为:
22 GD,4gJ公斤,米; (式4
—66)
将公式4—65代入公式4—66中，则得飞轮重量G的计算公式:
,102tN4gJ1 公斤; (式4,,，G4g222,,DD—67)
2式中 g——重力加速度，米/秒; g,9.81
D——飞轮的直径，米;
,，,maxmin,,——飞轮的平均角速度，即偏心轴的角速度，; ,2
,,,maxmin,,——速度不均匀系数，，对于大型颚式破碎机，可取,,
,,0.01~0.03,,0.03~0.05 对于中小型颚式破碎机可取。
对于复摆颚式破碎机，空转的时间和有载运转的时间可以近似地认为是tt12
3060tt,,t,相等的。偏心轴回转一周的时间秒，则秒。将上述各值代入公式12nn
4—67中，简化并整理后得:
,N6G,11，10公斤。 (式4—32,nD
68)
已知: N=30 kw;
η=0.8;
n=336.3 r/min;
,,0.04;
D=670 mm;
300.8，6G,，，,1110386.56则 (kg); (式4—32336.30.040.67，，
69)
计算飞轮的尺寸时，一般是先给定飞轮的直径(取皮带轮的直径)，然后求飞轮的重量，飞轮的实际重量，约为理论重量G的1.2~1.3倍。故飞轮的实际重量为:
GGkg,,，,1.21.2386.56463.87() 01
GGkg,,，,1.31.3386.56502.52，，02
即 =463.87~502.52(kg) G,
(2) 飞轮的平衡:
nrr,,336.3/min1000/min因飞轮转速。故只需对飞轮进行静平衡: 外径D与轮缘宽度之比: 1
DB/670/161.54.14,, 1
根据文献[4]P ，满足平衡要求。 352
(3) 飞轮配重的计算:
颚式破碎机的连杆和动颚，在机器运转时会产生很大的惯性力，这种惯性力将在机器各运动副中引起一种动压力，因而会增加运动副中的磨损，影响构件的强度，降低机器的效率。此外，由于惯性力的大小和方向的周期性变化，将使机器及基础发生振动和偏心轴回转的不均匀性。为了消除惯性力的这些有害影响，通常采用回转对重的平衡方法达到部分平衡，即在飞轮和皮带轮上安放对重，对重的位置在偏心轴偏心部分的相反位置上。对重的量按下式选取: G,
rba (公斤); (式4G,[G，(，K)G],12rLL,
—70)
式中:
4——偏心轴的偏心重量，; GG,2.07，10(Kg)11
5——连杆构件的重量，; GG,2.40，10(Kg)22
r——曲柄半径，即偏心轴的偏心距，r=10(mm);
——对重重心到偏心轴轴承中心线的距离，; rr,d,h，10(mm),,
L——连杆的长度，; L,672.48(mm)
a——连杆重心到曲柄销的距离，; a,492.30(mm)
b——连杆重心到调整座的距离，; b,592.74(mm)
12K,~K——平衡系数，通常，此处取K=0.5。 33
又G,4,AB， (式4—,
71)
其中:
3ρ,,1.78(Kg/cm)——飞轮材料的密度，;
d,h22A,(arccos),d,(d,h)2dh,hA——飞轮配重截面面积，; d
B——单侧配重厚度，; B,100(mm)
h——配重高度，mm。
—75中得: 将上述各式各值代入式4
ba4ABr,r[G，(，K)G],,12LL
592.74，0.5，492.3045,9，[2.07，10，()，2.40，10] ; (式4672.48
6,2.88，10(Kg,mm)
—72)
62.88，1073Ar,,1.62，10(mm)即 ; (式4,4，1.78，100
—73)
从中求出h=37(mm)。
4.3.7 轴承的选择与计算
1924年首次采用滚动轴承作为传动轴的轴承。那时，大多数人从感性上觉得，这种轴承不能承受颚式破碎机的高冲击载荷。起初它只在那些不能应用滑动轴承的地方才使用，这是由于对出现在破碎机内力的大小和滑动轴承参数选取的认识不足，但也促进了滚动轴承的发展。
滚动轴承的优点有:单位承载能力高，起动力矩小，运转精度高，结构紧凑，结构简单，标准化程度高，成批生产，成本较低，消耗润滑剂少，便于密封，易于维护，计算简单、精确等。帕尔姆格伦(Palmgren)研制成的摆动滚柱轴承(Pendelrollenlager),
为轴承行业提供一种实用的滚动轴承:其轴套内孔的角度偏差，一定范围内的加工偏差和主轴的挠度都不影响轴承的使用寿命，这在当时的加工技术情况下具有决定性的意义。滚动轴承的磨擦阻力小，特别是起动摩擦阻力小，也具有一定的作用。当前，无需维护、使用寿命长以及结构简单等这样一些优点就更显得有意义了。到1939年，西德几乎所有的破碎机都安装了摆动滚柱轴承。
近20年，有利用大型简摆颚式破碎机预碎硬岩的趋势。虽然单位的转速与轴承规格之比都在提高，但由于轴承质量和润滑脂质量大大地改善，即使在轴承孔径达750mm的大型破碎机中仍能采用油脂润滑的摆动滚柱轴承。
综上所述，在本设计中偏心轴轴承和机架轴承均采用双列向心球面滚子轴承。
下面进行轴承载荷的校核计算:
颚式破碎机用双列向心球面滚子轴承当量载荷的计算式为:
N,gP,1850 ; (式4n,e
—74)
它已部分地通过测定的方法进行了验证。
式中:
N——有效传动功率，33.75/0.735马力;
n——偏心轴转速，336.3rad/min;
e——偏心距，10mm。
则
33.75/0.7359.81，PKN,，,1850247.80() (式4—336.310，
75)
理论上，公式(4—74)只包括破碎力，至于由惯性力、重量和传动而引起的轴承载荷因不会引起什么大的问题，故可忽略不计。机架轴承与偏心轴轴承间的各种阻尼起的作用也很小，而飞轮的重力有很大作用，因此机架轴承规格不应小于偏心轴轴承。
L,10000~25000额定使用寿命，根据使用情况，推荐其值小时，本设计中该值h
L,15000取小时。 h
经验表明，对颚式破碎机所采用的双列向心球面滚子轴承来说，上述运转时间是很充余的，其所需轴承工作能力系数(计算额定动载荷)按下式计算:
Ln,,6015000336.360，，3/103/10,hCP,,,，()247.80()r66 ; (式41010
,1375.28()KN
—76)
查手册(文献[4]4-184)，选用型号为GB286-64/3526的双列向心球面滚子轴承，其基本额定动载荷:
, CKNKNC,,,1610()1375.28() ; (式4—rr
77)
满足轴承寿命要求。
其安装尺寸为:
; (式4—dmm,148，，amin
78)
()213Dmm, ; amax
。 rmm,1.5，，amax
4.3.8 拉紧弹簧的计算
拉紧弹簧是用来保证颚式破碎机整个机构的紧密结合，并部分地平衡在动颚与推力板工作时所产生的惯性力。设计弹簧时，必须合理地选择弹簧的刚度，若弹簧的刚度不足，则不能达到上述要求，如刚度过大，又会过多地引起非生产性能量的消耗。
计算弹簧时，首先必须确定在动颚的摆动周期内弹簧的最大压缩力P，为此，0应该先确定动颚对悬挂心轴的力矩和，即动颚对悬挂心轴的惯性力矩及重力矩。
动颚对悬挂心轴的惯性力矩可由下式确定;
MJ,,, (式4—1
79)
式中:
2J—动颚对于悬挂心轴的转动惯量，; 牛米秒,,
2—动颚摆动时的角加速度，1/秒; ,
2Tmgl60T,J按公式J进行计算，(秒)， ,2n4,
223,Tmgl(60/336.3)801.939.81213.2710，，，， (式4—80) J,,22,443.14，
2 ,,,1.353Nms
动颚摆动时，其角加速度是一个变量。为了使计算简化，近似的把动颚的摆动运动视为
简谐运动。因此，动颚摆动时的角加速度可近似地按下式计算:
,22,,,, (式4—,,,,l
81)
式中:
,n,—主轴的角速度，，n为 偏心轴转速; ,,30
s,,,—动颚最下点的振幅，，s为动颚最下点的行程(米)，2cos,
为动颚在右死点时与垂直线间的夹角; ,
l—动颚悬挂中心到动颚下端的距离，米。
将值代入公式中， ,,,
222nssn,得: (式4—,,，,,,9002cos182cosll,,
82)
211.91336.3，2 ,,,16.41/rads182480cos20，，
则:
MJNm,,,，,,,1.35316.4122.10 1
动颚摆动到左死点时，由动颚自重G而产生的重力矩为:
MGr,, (式4—2
83)
式中:
r—动颚重心的垂线与悬挂心轴的垂线之间的距离，米;
,3MGrNm,,,，，，,,801.939.81112.1110881.96 2
式中负号表示重力矩的方向与动颚的惯性力矩方向相反。所以，当动颚摆到
左死点时，动颚对悬挂心轴的力矩和为:
MMMNm,，,，,,881.9622.20904.16 (式4—84) 12
由此，则可求得弹簧的最大压缩力为:
nM (式4—85) P,0L0
式中:
—安全系数，n=1.5~2; n
L—P到悬挂中心的力臂，米。 00
nM1.8904.16， PN,,,3049.960,3L533.6110，0
校核强度和刚度:
,,，0.750min (式4—86) SS,,[],,max
式中:
D802c,,,8旋绕比 (式4—87) d10
410.615c,k,，,1.184曲度系数; (式4—88) 144cc,
8FD2,,,kMP735最大切应力; (式4—89) amax13d,
则:
,,，0.750.40.75,,，0minBmin SS,,,,,1.3[]1.2,,,maxmax
经校核弹簧符合工作要求。
范文五：平口虎钳装夹下零件受力分析和变形控制
工艺 / 工装 / 模具 / 诊断 / 检测 / 维修 / 改造 SOLUTION
平口虎钳装夹下零件受力分析和变形控制
郑友强
,中国电子科技集团第四十一研究所,山东 青岛 266555,
摘 要,平口虎钳装夹是机械铣削加工中最常用的一种装夹方式。 这种装夹方式简便、通用性强,但是在夹紧过程中容 易导致零件弯曲变形,特别是厚度薄、宽度大的零件。 文中主要分析平口虎钳装夹下钳口和铣刀对零件的作用力 ,以及 这两种力的相互关系,探讨了在平口虎钳装夹下影响零件变形的因素和控制零件变形的措施。
关键词,装夹, 夹紧力, 铣削力, 零件变形, 变形控制
中图分类号,TG75 文献标识码,A 文章编号,1002,2333,2012,03,0131,02
是 一 个 与 导 轨 平 面 1 平口虎钳装夹 F F A1 B1 FB FA O 平口虎钳是机械铣削加工中常用的夹具, 根据用途 成一定夹角的 空 间 不同其组成和结构也有所不同, 一般包括一条平滑的导 力 , 而 非 平 行 于 导 FFA NA NB B 轨、一对与导轨垂直的平行平面,钳口平面,及锁紧装置。 轨平面的平面力 。 FFA BA2 B2 通常,其中一个平面固定不动,这个面在装夹中一般作为 由 于 分 析 零 件 空 间 fA fB 定位基准面使用,另一个面则可以沿着导轨滑动,导轨主 力 非 常 复 杂 , 而 且 G/2 G/2 要用来控制两钳口的相对运动方向以及单独或与垫铁搭 钳 口 作 用 在 零 件 上 LLB A 配作为定位元件使用。 当使用平口虎钳装夹时,一般将零 的力沿平行于 钳 口 L 件较平整的面贴紧虎钳固定钳口, 零件底面紧靠在垫铁 方向的分力与由这 图 1 虎钳夹紧力分解图 上,然后给活动钳口施加一个力来夹紧零件,并通过锁紧
装置锁紧活动钳口。 个分力引起的静摩擦力相抵销,对零件影响很小,为方便
起见我们将钳口作用在零件上的力简化为平面。力 现设 夹紧力分析 定虎钳水平放置, 2 且钳口作用在零件上的力F 、F分别 AB 平口虎钳装夹,一般靠虎钳钳口夹紧力固定零件。 在 作用于零件上A 、B 两点,而这两个力在垂直于钳口平面 理想状态下, 钳口作用在零件表面的力是垂直于钳口平 且垂直于导轨平面的面上。 沿垂直导轨方向的分力为 FA 面、且平行于导轨平面、大小相等、方向相反的一对平衡 ,沿平行导轨方向上的分力为 ,同样可将 分解为 FFFA1A2B 和 ,钳口作用在零件上的摩擦力为 、,零件受到 FFff力。 但在实际装夹中,由于钳口平面和导轨平面的垂直度 B1 B2AB弹力为 、,零件在 、两点受到的重力都用 表 FFAB G/2 NANB存在一定的误差, 这就导致虎钳两钳口平面并非完全平 示,设 、交点为 ,钳口之间的距离为 ,、两点到 FFOLAB AB 行,而是存在一定的夹角。 由于这个夹角的存在,虎钳通 点在水平方向上的距离为 、,其力的结构图如图 。 O LL1AB过钳口作用在零件表面的力也就并非是一个平行于导轨 由于在虎钳上零件处于静止状态, 所以在垂直于导 平面的力,而是一个与导轨平面成一定夹角的空间力。 轨方向上 、两点合力均为零,即AB 对零件而言,由于与钳口贴紧的面并非理想平面,这 F+F+f+G/2,0 F+F+f+G/2,0 A1NAABNBB也容易使作用在零件上力的方向和导轨平面产生一定夹 在平行于导轨方向上A 点受到向右的分力,FcosA, A角。 当然将零件装夹到虎钳上时,为了避免在铣削加工中 在 B 点零件受到一个向左的分力,FcosB,这两个力大小 B刀具和钳口的干涉,一般只将零件部分装入钳口,这会导
致零件上力的平衡点发生偏移, 同样在铣削过程中由于
材料不断去除,零件上力的平衡点也会变化。 随着力的平
相等方向相反。 我们设定 O 点为力 F和 F力矩中心, 衡点的改变,钳口作用在零件上力的方向也发生变化。 A2 B2
M和 M分别为 F和 F对力矩中心 O 的力矩,则有,由于以上这些原因, 导致钳口作用在零件表面的力 A B A2 B2
M,L×FcosA M,L×FcosB AAABBB
若零件为理想的刚性物体,这两个力矩将互相抵消,
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,参考文献, 围,风压 3.8-5kg/mm,油压 3.8-5kg/mm,总流量 1.5-2.2m/h, ,1, 牛 万 斌. 喷 丸 工 艺 规 范 的 优 化 , 一 , ,J,. 国 外 金 属 热 处 理 ,1992 总弧高度值 。 0.25:0.35mm,编辑 昊 天, ,4,,11-15. 结 语 4 !!!!!!!!!!经过数年的经验积累,证明液体喷丸强化技术可靠, 作者简介,穆河奎,1982-,,男,助理工程师,主要从事汽轮机产品加 稳定性好,能同时满足产品的设计要求,而且噪音小、无 工工作。 污染,产品合格率可达到 。99% 收稿日期,2011-11-17
机械工程师 2012 年第 3 期 131
解决方案
SOLUTION 工艺 / 工装 / 模具 / 诊断 / 检测 / 维修 / 改造
零件不会产生变化 。 具对零件铣削力的分析可知,钳口对零件夹紧力的大小又 F2 但 实 际 上 零 件 在 外 受到铣削力的限制。 随着铣削力的增大,钳口对零件夹紧力 F 1 力 作 用 下 容 易 产 生 必须相应地增大,所以铣削力也是影响零件弹性变形的因素。
弹性变形。 故在这两 控制零件弹性变形的措施F 5
要控制零件在机械加工中的变形, 就必须对这些影 个 力 矩 作 用 下 零 件 F3 响零件变形的因素加以控制。 对加工中因应力释放引起 要 发 生 一 定 的 弯 曲 的变形, 我们通常采用选择应力变形小的材料或对零件 变 形 直 至 达 到 新 的 进行低温热处理的方式控制零件变形。 而材料刚性和结 平 衡 , 而 且 变 形 程 度 图 2 铣削力分解图 构方面引起的变形,一般要在装夹中做适当的控制。 为控
制零件变形, 在装夹零件时一般要遵循下面几个原则 , 要随力矩的变化而变化。
,,贴紧定位钳口的面要尽量选择平整的面 , ,, 零件要 12铣削力分析 3 尽量多地夹在钳口内,,,零件夹在钳口间的宽度要尽量 3铣削加工是机械加工常用的一种加工方式。 当铣刀 小,,,要尽量使零件刚性好的方向垂直于钳口平面。4 对零件进行加工时刀具要对零件产生一定的作用 ,力 而 选择平整的平面贴紧钳口并要将尽量多的零件夹在 且铣刀每齿作用力随着铣削面积的变化而周期性变 化, 钳口内, 是为了减小作用在零件上力的方向与导轨平面 这对测量和研究都不方便。 所以一般将铣刀看作一个整 间的夹角, 而选用较小的夹紧宽度是为了减小引起零件 体,把同时参与切削刀齿的切削力集中一点,并根据需要 变形力矩的力臂, 选择刚性好的方向垂直于钳口平面则 将铣削力分解为几个分铣削力。 在用平口虎钳装夹时为 是为了提高零件抗变形的能力。 在装夹中应优先考虑哪 了分析方便, 我们将合铣削力 分解为沿虎钳钳口方向 F 一方面,要根据具体情况来定,但总的原则是选择零件弹 的分力 ,垂直于导轨平面的分力 和垂直于钳口平面 FF12 性变形最小的方式。 的分力 。 合力和三个分力之间的关系如图 。F2 3要控制零件弹性变形,就必须减小钳口的夹紧力,而 由图 2 可知,在分铣削力 F作用下零件将产生沿钳 1 要减小钳口的夹紧力就必须减小零件的铣削力。 所以要 口方向滑动的趋势,在分铣削力 作用下零件将产生沿 F2 从力的方面控制零件的变形, 主要还是要控制刀具的铣 垂直导轨平面方向滑动的趋势,则有使零件沿垂直于F 削力。 在铣削加工中,影响铣削力的主要因素有材料的硬 3
度、吃刀深度、铣削宽度、刀具半径、刀具齿数以及刀具锋 钳口平面运动的趋势。 要保持零件不动,则钳口必须给零
件一个夹紧力, 以便在零件表面上产生静摩擦力来阻碍 利程度。 为了减小在加工中零件变形,我们一般采用较小 零件发生滑动。 并且这个夹紧力必须满足在沿力 反方 F的吃刀深度和宽度,用较小半径的刀具。 但这些措施必然 1
向产生的最大静摩擦力大于 ,沿 反方向产生的最大 FF12 增加加工时间,降低生产效率。 为了解决这一矛盾,通常 静摩擦力大于 。 由于最大静摩擦力等于作用在零件表 F2要将粗加工和精加工分开加工, 如果需要还可以增加一 面上的正压力和静摩擦系数的积,而静摩擦系数是定值, 次或多次半精加工。 在粗加工中可选用半径较大的刀具, 所以要增加最大静摩擦力, 只能增加作用在零件表面的 采用较大的铣削深度和宽度, 当然也需对零件作用较大 正压力,也就是增加虎钳对零件的夹紧力。 的夹紧力。 在精加工中,一般选用半径较小的刀具,并采 引起零件变形的相关因素4 用较小的铣削深度和宽度,并使用尽可能小的夹紧力。 这
种粗精加工分开的方法,不但可以控制零件的弹性变形,
而且可以部分消除零件由应力引起的变形。
结 语6 零件在机械加工中一般都要产生一定的变形。 这会 本文通过对平口虎钳装夹下零件受力分析,以及在铣 导致加工后零件尺寸会出现较大的误差。 如果误差过大 削加工中刀具对零件作用力的分析,阐述了零件在机械加 就容易出现次品甚至是废品。 所以在机械加工中有必要 工中发生变形的原因及相关因素,并从中找出了一些控制 控制零件变形,以提高产品合格率。 零件变形的方法。 这有助于扩大平口虎钳的适用范围,缩短
影响零件变形的因素很多, 但在机械加工中影响零 加工过程中零件装夹时间,提高劳动生产率和产品合格率。 件变形的因素主要可以分为两类, 一种是由材料内应力 ,参考文献,
释放引起的变形, 这种变形主要由材料内部应力分布情
况决定,并且这种变形在零件加工完后不可恢复,另一种
就是由于材料受到外力作用产生的弹性变形, 这种变形
在外力撤除后可以恢复。 在外力作用下零件发生的弹性
变形,主要和零件上作用力的大小、方向及力的作用点有
关,当然也和材料的刚性以及零件的结构特征有关。 对于
材料的特性我们在加工零件时一般不能改变, 所以在此 唐云岐.钳工工艺与技能训练,M,.北京,中国劳动社会出版社,2001. 1, ,不作分析。 现在我们以平口虎钳装夹为例来分析外力对 振明,等.金属切削原理与刀具,M,.北京,国防工业出版社,1985. 谢,2, 国明,等.UGCAM 实用教程,M,.北京,清华大学出版社,2004. 李零件变形的影响。 ,3, 庆寿.机床夹具设计,M,.北京,机械工业出版社,1984. 由前面对平口虎钳装夹受力分析可知,对零件弹性变 ,4, ,编辑 树 丰, 形影响较大的因素为,钳口对零件夹紧力的大小,夹紧力
与导轨平面间的夹角,零件夹在虎钳钳口间的宽度。 由刀 !!!!!!!!!! 作者简介,郑友强,1979,,男,助理工程师,从事数控编程及加工工作。 -
收稿日期,2011-11-05
机械工程师 2012 年第 3 期 132
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