J31-315曲柄壓力機(jī)的設(shè)計(jì)【含CAD圖紙+文檔】,含CAD圖紙+文檔,j31,曲柄,壓力機(jī),設(shè)計(jì),cad,圖紙,文檔 對(duì)六連桿機(jī)械壓力機(jī)碰撞噪聲的調(diào)查報(bào)告 摘要:傳統(tǒng)機(jī)械壓力機(jī)由曲柄和滑塊構(gòu)成，是一種最常用的沖壓機(jī)。但它不能滿足深拉操作，其中長時(shí)間停留在BDC是可取的，以避免裂紋或皺紋。這種動(dòng)機(jī)的機(jī)械壓力機(jī)是一六桿機(jī)構(gòu)。然而,工作引入新機(jī)制產(chǎn)生噪聲。本文提出一種研究機(jī)械壓力機(jī)的噪音的分類學(xué)。調(diào)查噪聲的根源采用噪聲特征分析、剛體動(dòng)力學(xué)分析和有限元法(FEM)。發(fā)現(xiàn)噪聲是由齒輪的排序造成的。最后提出一種改進(jìn)的設(shè)計(jì)，給出了一些建議,以減少噪音。 關(guān)鍵詞：六桿機(jī)械壓力機(jī)，特征分析，沖擊噪聲，有限元法（FEM） 1.介紹 常規(guī)機(jī)械壓力機(jī)包括裂紋和滑塊是一種最常用的沖壓。其軌跡是不可控的下死點(diǎn)（BDC），因此它不能滿足多種需求[1]。例如，在BDC長的停留時(shí)間是可取的，以避免裂紋或皺紋深沖操作[2]。這個(gè)機(jī)械壓力機(jī)的動(dòng)機(jī)被設(shè)計(jì)成五，六，九桿結(jié)構(gòu)[3，4]。一般而言，在機(jī)械金屬成型壓機(jī)的設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)師大多關(guān)注的是運(yùn)動(dòng)學(xué)[5]。很少有人研究了動(dòng)力學(xué)的動(dòng)態(tài)，但它是非常重要的性能[6]當(dāng)設(shè)計(jì)和建造一個(gè)商業(yè)印刷機(jī)時(shí)，那就有必要探討其性能和持續(xù)改進(jìn)。 在這項(xiàng)研究中，一個(gè)六連桿（包括四連桿和曲柄滑塊機(jī)構(gòu)）已經(jīng)建立一個(gè)通過300噸的最大負(fù)載能力的商業(yè)機(jī)械壓力機(jī)。設(shè)計(jì)工程師們仔細(xì)檢查了壓力機(jī)的運(yùn)動(dòng)學(xué)和制造裝配,均在設(shè)計(jì)規(guī)范內(nèi)完成，因此，按工作正常。不過壓力機(jī)產(chǎn)生噪音和不加載。聲音強(qiáng)度大于90分貝，這會(huì)導(dǎo)致各種問題，如機(jī)器的可靠性和操作者的安全性。 傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)構(gòu)示于圖1（a），其CAD模型示于圖1（b）。它包括七個(gè)部分：一馬達(dá)（圖中未示出），連接到飛輪通過高速軸，減速齒輪組（其中包括高速齒輪和所述低速齒輪），其控制所述接合的聯(lián)接器的齒輪組和曲柄，曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，和一個(gè)連接到滑塊上的四桿機(jī)構(gòu)。其中，四桿機(jī)構(gòu)是關(guān)鍵，因?yàn)樗鼔毫C(jī)的動(dòng)態(tài)性的理論。 L1=45mm L2= 165mm L3=208 mm L4= 260mm L5=800~10000mm e= 80mm 圖1（一）插圖的六桿聯(lián)動(dòng)機(jī)制，該機(jī)制（二）物理模型 本文旨在找出噪音的根源（次）。所提出的研究將調(diào)查噪音的各個(gè)方面，并提供完善的解決方案。本文的其余部分安排如下。在第2節(jié)中，噪聲的特征分析。在第3節(jié)中，系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)研究了剛體動(dòng)力學(xué)分析和有限元分析。在第4節(jié)，一個(gè)改進(jìn)的設(shè)計(jì)建議，以減少?zèng)_擊噪音。最后，結(jié)論在第5節(jié)給出。 2.噪聲信號(hào)的特征分析 2.1.實(shí)驗(yàn)裝置 正如前面提到的，噪聲是設(shè)計(jì)的主要問題。第一步是噪聲信號(hào)的分析。使用麥克風(fēng)緊密放置在壓力機(jī)的聲音信號(hào)進(jìn)行了測量。圖2示出的實(shí)驗(yàn)裝置，該裝置主要包括一個(gè)麥克風(fēng)（制造商：的Brüel＆KJR，型號(hào)：型號(hào)4191），信號(hào)放大器（百靈達(dá)，型號(hào)：XENYX802），信號(hào)采集系統(tǒng)（聲卡）和一臺(tái)PC電腦。麥克風(fēng)的頻率范圍為3.15赫茲?40千赫。 圖2實(shí)驗(yàn)裝置 2.2.噪聲信號(hào)和特征分析 在實(shí)驗(yàn)過程中，壓力機(jī)的運(yùn)行速度設(shè)定為每分鐘（SPM）（因此，其工作頻率為1.67赫茲）100行程，無負(fù)荷施加和采樣頻率為48千赫。圖3（a）示出了一個(gè)典型的噪聲信號(hào)。圖3（b）是放大在三個(gè)周期，從中可以看出，每個(gè)周期包括兩個(gè)大峰，AB。 圖3一個(gè)典型的噪聲信號(hào) 圖4噪聲信號(hào)的頻譜 圖5噪聲信號(hào)的包絡(luò)譜 圖6噪聲信號(hào)的能量的時(shí)間 - 頻率譜 圖4示出在圖的信號(hào)的FFT頻譜。 從圖3中可以看出，該噪音信號(hào)具有三個(gè)主要組成部分，分別是157赫茲，781赫茲和1255赫茲。在157赫茲的組分是對(duì)應(yīng)于齒輪嚙合頻率和它的能量是相當(dāng)小的。在781赫茲的分量具有最大的振幅和負(fù)責(zé)的噪音。這將是研究的重點(diǎn)。 圖5顯示了包絡(luò)譜。從圖中可以看出，主要的頻率為23赫茲，這是峰值的發(fā)。這表明該噪音是由一系列的影響每個(gè)工作循環(huán)生頻。圖6示出了信號(hào)的時(shí)間 - 頻率頻譜。從圖中，可以看出，沿781赫茲一系列峰的出現(xiàn)，以及它們的幅度變化時(shí)。然而，主要有兩種高峰（圖3對(duì)應(yīng)的峰A和B）出現(xiàn)在每一個(gè)時(shí)期。此外，山頂A的振幅比B峰的大。 基于以上的研究中，可以看出是（a）有對(duì)應(yīng)于A和B分別在每個(gè)周期中兩個(gè)大的影響，（b）該噪聲的主要頻率為780赫茲和（c）的沖擊頻率為23赫茲。有必要分析驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)找到噪聲的根源。 3.動(dòng)態(tài)分析 3.1.影響力分析 為了研究噪聲的來源，系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)模型是必要的進(jìn)一步機(jī)械調(diào)查，這可能反映真實(shí)的工作條件，應(yīng)進(jìn)行準(zhǔn)確的負(fù)荷分析構(gòu)造。在本研究中，壓力機(jī)的動(dòng)態(tài)分析使用商業(yè)軟件RecurDyn的系統(tǒng)進(jìn)行。該鍵之間的所有關(guān)節(jié)力由該模擬獲得的，其中的齒輪之間的接觸力引起了我們的興趣。圖7示出了齒輪之間的接觸力（黑色），并且其分化（橙色）。檢查力量的分化，可以看出，接觸力迅速改變兩倍方向，在A和B，當(dāng)沖頭向上移動(dòng)。這很容易讓人產(chǎn)生兩個(gè)大的沖擊。因此，一個(gè)響亮的噪音就會(huì)產(chǎn)生。 圖7齒輪之間的沖擊力 為了進(jìn)一步調(diào)查噪聲信號(hào)中的頻率成分，但是，有限元分析（FEA）是必要。 3.2.機(jī)械部件的自然頻率 振動(dòng)通常是由結(jié)構(gòu)的振動(dòng)引起的這是眾所周知的，因此，有必要找到該結(jié)構(gòu)的固有頻率。該分析方法可用于發(fā)現(xiàn)固有振動(dòng)頻率。然而，這是因?yàn)榧僭O(shè)的不準(zhǔn)確。在實(shí)用中，F(xiàn)EA是一個(gè)變量的方法來找到精確解微分方程用于驗(yàn)證結(jié)構(gòu)的振動(dòng)。有用于有限元分析等的Abaqus，ANSYS，Nastran軟件，等一些商業(yè)軟件[7，8]。在這個(gè)研究中，我們使用的Abaqus找到如表1中所示的機(jī)械部件的自然頻。 此外，該高速軸的第一模式形狀是扭轉(zhuǎn)，這是在轉(zhuǎn)矩相同的方向。據(jù)認(rèn)為，這種模式是負(fù)責(zé)對(duì)23赫茲的重復(fù)頻率。和高速齒輪和低速齒輪的第二個(gè)自然第四固有頻率接近的主要頻率的噪音。此外，相應(yīng)的模式形狀是彎曲的齒輪齒。因此，齒輪的齒應(yīng)該進(jìn)一步調(diào)查。 圖8（a）示出低速齒輪的有限元分析模型。負(fù)載被施加到齒中的一個(gè)。所施加的負(fù)載量為1個(gè)單位的歸一化力，在頻率范圍為1赫茲至1500赫茲。圖8（b）示出了頻率響應(yīng)的結(jié)果。從圖中可以看出，該齒輪具有在480Hz的，740H頻率是負(fù)責(zé)巨響。有限元分析的頻率（740赫茲）和實(shí)際噪聲頻率（780赫茲）之z分別三個(gè)主要的頻率，和1350赫茲。最大頻率分量是在740赫茲。據(jù)認(rèn)為，這一間的差異可以歸因于該有限元分析模型的簡化。在結(jié)論中，我們相信，咋是由齒輪的碰撞產(chǎn)生的，而噪聲可以通過消除齒輪間隙的減小。 表1模型的主要組成部分模態(tài)頻率（HZ） 模型 1 2 3 4 5 6 高速軸 24.2 29.7 54.8 285.3 581.0 1035.4 高速齒輪 67.3 360.5 466.1 753.0 892.9 1189.0 低速齒輪 593.1 619.0 1147.8 1205.3 1278.0 1477.0 上鏈接 67.0 74.7 80.5 102.6 185.2 282.4 4.一種改進(jìn)設(shè)計(jì) 圖8（a）有限元的齒輪小齒輪的模型（二）頻率響應(yīng) 據(jù)較早提出的分析結(jié)果，聯(lián)系的長度不應(yīng)該改變，以保持設(shè)計(jì)的軌跡。另外，飛輪的慣性 和高速的剛性軸等，也可以進(jìn)行微調(diào)，以降低噪音。然而，這些解決方案是因?yàn)闄C(jī)械部件的不具有有效的小室用于改進(jìn)設(shè)計(jì)，由于強(qiáng)度的限制。這是一個(gè)選項(xiàng)，通過消除齒輪之間的間隙，提高了設(shè)計(jì)。所提出的設(shè)計(jì)示于圖9有兩個(gè)齒輪安裝在高速軸上，以消除齒輪間隙。 在這個(gè)設(shè)計(jì)中，2組齒輪對(duì)的被利用和一個(gè)螺旋彈簧將安裝在齒輪之間，以消除齒輪間隙。所述第一組齒輪對(duì)將扭矩傳遞到用于轉(zhuǎn)矩的情況下，曲柄軸在順時(shí)針方向轉(zhuǎn)動(dòng)。當(dāng)扭矩方向改變時(shí)，第二組齒輪對(duì)的工作原理。因此，它認(rèn)為，該設(shè)計(jì)將有效地降低噪音。然而，需要一種新的設(shè)計(jì)模型在未來的動(dòng)力學(xué)分析。 圖9該齒輪對(duì)的一個(gè)改進(jìn)的設(shè)計(jì)以消除齒輪間隙 結(jié)論 本文對(duì)一個(gè)六桿機(jī)械壓力機(jī)的噪聲提出研究。根據(jù)上面的討論，以下結(jié)論可以得出：壓力機(jī)的機(jī)械噪聲包含了許多對(duì)應(yīng)于壓力機(jī)的各種部件的固有頻率成分。當(dāng)沖擊發(fā)生時(shí)會(huì)產(chǎn)生噪聲。噪聲在操作過程中產(chǎn)生影響，變成變速四桿機(jī)構(gòu)。變速產(chǎn)生變力，引起對(duì)方的齒輪沖擊。它是一個(gè)選項(xiàng)，以避免對(duì)齒輪副之間的間隙，以減少噪音。簽名分析，機(jī)械動(dòng)力學(xué)分析和有限元法的組合是分析機(jī)器故障的根本原因的有效方法。除了上面給出的應(yīng)用，它可用于涉及機(jī)械運(yùn)動(dòng)的其它許多應(yīng)用。 參考文獻(xiàn) [1]Du R.Guo WZ.The Design of a new metal forming press with controllable mechanism.J Mech Design 2003;125:582-592; [2]Yan HS, chen WR.A variable input speed approach for improving the output motion characteristics of watt-type presses.Int J Mach Tool Manuf 2000；42:675-690. 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