J31-315曲柄壓力機的設計【含CAD圖紙+文檔】

J31-315曲柄壓力機的設計【含CAD圖紙+文檔】,含CAD圖紙+文檔,j31,曲柄,壓力機,設計,cad,圖紙,文檔 對六連桿機械壓力機碰撞噪聲的調(diào)查報告 摘要:傳統(tǒng)機械壓力機由曲柄和滑塊構成，是一種最常用的沖壓機。但它不能滿足深拉操作，其中長時間停留在BDC是可取的，以避免裂紋或皺紋。這種動機的機械壓力機是一六桿機構。然而,工作引入新機制產(chǎn)生噪聲。本文提出一種研究機械壓力機的噪音的分類學。調(diào)查噪聲的根源采用噪聲特征分析、剛體動力學分析和有限元法(FEM)。發(fā)現(xiàn)噪聲是由齒輪的排序造成的。最后提出一種改進的設計，給出了一些建議,以減少噪音。 關鍵詞：六桿機械壓力機，特征分析，沖擊噪聲，有限元法（FEM） 1.介紹 常規(guī)機械壓力機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（BDC），因此它不能滿足多種需求[1]。例如，在BDC長的停留時間是可取的，以避免裂紋或皺紋深沖操作[2]。這個機械壓力機的動機被設計成五，六，九桿結(jié)構[3，4]。一般而言，在機械金屬成型壓機的設計，設計師大多關注的是運動學[5]。很少有人研究了動力學的動態(tài)，但它是非常重要的性能[6]當設計和建造一個商業(yè)印刷機時，那就有必要探討其性能和持續(xù)改進。 在這項研究中，一個六連桿（包括四連桿和曲柄滑塊機構）已經(jīng)建立一個通過300噸的最大負載能力的商業(yè)機械壓力機。設計工程師們仔細檢查了壓力機的運動學和制造裝配,均在設計規(guī)范內(nèi)完成，因此，按工作正常。不過壓力機產(chǎn)生噪音和不加載。聲音強度大于90分貝，這會導致各種問題，如機器的可靠性和操作者的安全性。 傳動系統(tǒng)的機構示于圖1（a），其CAD模型示于圖1（b）。它包括七個部分：一馬達（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，曲柄滑塊機構，和一個連接到滑塊上的四桿機構。其中，四桿機構是關鍵，因為它壓力機的動態(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)動機制，該機制（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)的動力學研究了剛體動力學分析和有限元分析。在第4節(jié)，一個改進的設計建議，以減少沖擊噪音。最后，結(jié)論在第5節(jié)給出。 2.噪聲信號的特征分析 2.1.實驗裝置 正如前面提到的，噪聲是設計的主要問題。第一步是噪聲信號的分析。使用麥克風緊密放置在壓力機的聲音信號進行了測量。圖2示出的實驗裝置，該裝置主要包括一個麥克風（制造商：的Brüel＆KJR，型號：型號4191），信號放大器（百靈達，型號：XENYX802），信號采集系統(tǒng)（聲卡）和一臺PC電腦。麥克風的頻率范圍為3.15赫茲?40千赫。 圖2實驗裝置 2.2.噪聲信號和特征分析 在實驗過程中，壓力機的運行速度設定為每分鐘（SPM）（因此，其工作頻率為1.67赫茲）100行程，無負荷施加和采樣頻率為48千赫。圖3（a）示出了一個典型的噪聲信號。圖3（b）是放大在三個周期，從中可以看出，每個周期包括兩個大峰，AB。 圖3一個典型的噪聲信號 圖4噪聲信號的頻譜 圖5噪聲信號的包絡譜 圖6噪聲信號的能量的時間 - 頻率譜 圖4示出在圖的信號的FFT頻譜。 從圖3中可以看出，該噪音信號具有三個主要組成部分，分別是157赫茲，781赫茲和1255赫茲。在157赫茲的組分是對應于齒輪嚙合頻率和它的能量是相當小的。在781赫茲的分量具有最大的振幅和負責的噪音。這將是研究的重點。 圖5顯示了包絡譜。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工作循環(huán)生頻。圖6示出了信號的時間 - 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。然而，主要有兩種高峰（圖3對應的峰A和B）出現(xiàn)在每一個時期。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）有對應于A和B分別在每個周期中兩個大的影響，（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)動系統(tǒng)的動力學找到噪聲的根源。 3.動態(tài)分析 3.1.影響力分析 為了研究噪聲的來源，系統(tǒng)的動態(tài)模型是必要的進一步機械調(diào)查，這可能反映真實的工作條件，應進行準確的負荷分析構造。在本研究中，壓力機的動態(tài)分析使用商業(yè)軟件RecurDyn的系統(tǒng)進行。該鍵之間的所有關節(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，當沖頭向上移動。這很容易讓人產(chǎn)生兩個大的沖擊。因此，一個響亮的噪音就會產(chǎn)生。 圖7齒輪之間的沖擊力 為了進一步調(diào)查噪聲信號中的頻率成分，但是，有限元分析（FEA）是必要。 3.2.機械部件的自然頻率 振動通常是由結(jié)構的振動引起的這是眾所周知的，因此，有必要找到該結(jié)構的固有頻率。該分析方法可用于發(fā)現(xiàn)固有振動頻率。然而，這是因為假設的不準確。在實用中，F(xiàn)EA是一個變量的方法來找到精確解微分方程用于驗證結(jié)構的振動。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]。在這個研究中，我們使用的Abaqus找到如表1中所示的機械部件的自然頻。 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)認為，這種模式是負責對23赫茲的重復頻率。和高速齒輪和低速齒輪的第二個自然第四固有頻率接近的主要頻率的噪音。此外，相應的模式形狀是彎曲的齒輪齒。因此，齒輪的齒應該進一步調(diào)查。 圖8（a）示出低速齒輪的有限元分析模型。負載被施加到齒中的一個。所施加的負載量為1個單位的歸一化力，在頻率范圍為1赫茲至1500赫茲。圖8（b）示出了頻率響應的結(jié)果。從圖中可以看出，該齒輪具有在480Hz的，740H頻率是負責巨響。有限元分析的頻率（740赫茲）和實際噪聲頻率（780赫茲）之z分別三個主要的頻率，和1350赫茲。最大頻率分量是在740赫茲。據(jù)認為，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 4.一種改進設計 圖8（a）有限元的齒輪小齒輪的模型（二）頻率響應 據(jù)較早提出的分析結(jié)果，聯(lián)系的長度不應該改變，以保持設計的軌跡。另外，飛輪的慣性 和高速的剛性軸等，也可以進行微調(diào)，以降低噪音。然而，這些解決方案是因為機械部件的不具有有效的小室用于改進設計，由于強度的限制。這是一個選項，通過消除齒輪之間的間隙，提高了設計。所提出的設計示于圖9有兩個齒輪安裝在高速軸上，以消除齒輪間隙。 在這個設計中，2組齒輪對的被利用和一個螺旋彈簧將安裝在齒輪之間，以消除齒輪間隙。所述第一組齒輪對將扭矩傳遞到用于轉(zhuǎn)矩的情況下，曲柄軸在順時針方向轉(zhuǎn)動。當扭矩方向改變時，第二組齒輪對的工作原理。因此，它認為，該設計將有效地降低噪音。然而，需要一種新的設計模型在未來的動力學分析。 圖9該齒輪對的一個改進的設計以消除齒輪間隙 結(jié)論 本文對一個六桿機械壓力機的噪聲提出研究。根據(jù)上面的討論，以下結(jié)論可以得出：壓力機的機械噪聲包含了許多對應于壓力機的各種部件的固有頻率成分。當沖擊發(fā)生時會產(chǎn)生噪聲。噪聲在操作過程中產(chǎn)生影響，變成變速四桿機構。變速產(chǎn)生變力，引起對方的齒輪沖擊。它是一個選項，以避免對齒輪副之間的間隙，以減少噪音。簽名分析，機械動力學分析和有限元法的組合是分析機器故障的根本原因的有效方法。除了上面給出的應用，它可用于涉及機械運動的其它許多應用。 參考文獻 [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. [3]Tso PL,liang KC.A nine-bar linkage for mechanical forming presses.J Mach Tool Manuf 2002;42:139-145. [4]Meng CF,Zhang C,Lu YH,Shen ZG.Optimal design and control of a novel press with an extra motor. Mech Mach Theory 2004;39:11-818. [5]He K,Li WM,Du R.Dynamic modelling with kineto-static method and experiment validation of a novel controllable mechanical metal forming press.Int J Manuf Research 2006;1:354-378. [6]Su.S,Du R.Signature analysis of mechanical watch movements.Mech System Signal Process 2007;21:3189-3200. [7]Khelladi S,Kouidri S,Bakir F,Rey R.Predicting tonal noise from a high rotational speed centrifugal fan J Sound Vibration 2008;313:113-133. [8]Junhong Z,Jun H.CAE process to simulate and optimise engine noise and vibration.Signal Process 2006;20:1400-1409 7