对于一些尺寸和形状趋向标准化和系列化的冲压件，通常适合用高速压力机进行生产，以降低成本、提高劳动生产率。由于压力机不断向高速化和重型化发展，对曲轴的要求也越来越高，曲轴作为压力机的重要零件之一，用来传递运动和动力，在工作过程中，既作高速运转，又要传递较大的扭矩，其刚度和强度在压力机的运转中起到重要作用。由于曲轴承受复杂的交变载荷，容易产生疲劳失效，因而设计时越来越受到重视。对某高速机床曲轴进行有限元分析，为优化设计提供可靠的理论依据。该曲轴是由两根曲轴通过联轴器连接，四个支承点支撑在机身上。
      该高速压力机是双点压力机，取其中一个曲轴，建立力学模型。通过查阅相关资料，通常作用在曲轴上的力可视为均布载荷，支点的距离可看成作用在支撑颈端部r+0.1d处，曲轴材料QT750-4，材料特性：弹性模量E=1.69×10¹¹Pa，泊松比μ=0.305，材料密度ρ=7090kg/m²。
      C-C截面的弯矩为弯扭联合作用，但由于弯矩比扭矩大得多，故忽略扭矩计算出的应力比考虑扭矩时只差 3%（曲柄转角在公称压力角的情况下）和5%（曲柄转角在90°情况下）。B-B截面为扭弯联合作用，但扭矩比弯矩大得多，故可以只计算扭矩的作用。按照上式计算，C-C截面、B-B截面所需材料的屈服极限分别为167MPa、162MPa，所以按此安全系数的材料的屈服强度至少为167MPa。
      运用三维Solidworks建立曲轴的三维模型并导入分析软件中，然后对其进行材料属性的添加和网格划分，在曲轴的支撑端添加固定约束，曲拐部分添加工作载荷，在装有大齿轮的一端施加扭矩。
      曲轴强度分析主要分析曲轴的应力，在此基础上计算曲轴的疲劳强度。由上述理论分析得出，曲轴的强度分析可以通过经验法或者二维有限元算法来校核，但结果很难看出曲轴在工作状态下，各部分应力的变化情况。因此，建立三维模型进行有限元计算，便于直观分析曲轴的应力。曲轴最大应力发生在支承颈靠近曲拐的一端，最大为159.92MPa，整体应力在18-71MPa；最大变形发生在曲柄和曲拐上，最大变形值为0.194mm。
      曲轴在工作过程中不断受到复杂的冲击载荷，随之产生横向、纵向和扭转振动，当某一激励力的频率和曲轴其中一阶固有频率相同或相近时，产生共振，会导致曲轴疲劳断裂。因此，曲轴的振动分析，特别是低阶模态对曲轴的设计和分析具有一定的参考价值。
      一阶振型曲轴前后部分弯曲摆动，联轴器部分的摆动使联轴器与曲轴接触处应力增大，给连接带来安全隐患；二阶振型与一阶类似，只是方向是上下摆动；三阶振型是沿着轴向扭曲，该振型同样给连接部分带来安全隐患，使曲轴与联轴器之间的销轴应力很大，因此，设计时要计算销轴的应力，保证设计的可靠性；四阶和五阶的振型类似，为左右曲轴的曲拐扭转变形；六阶振型为联轴器部分的扭转同时带动曲轴的弯曲变形，该振型的危害是不仅增大了连接部分的应力，还影响曲轴的刚度，从而影响机床精度，设计时应高度重视。
      通过有限元分析可以看出，曲轴最大应力为142.96MPa，应力最大出现在支承颈靠近曲拐的一端，根据理论计算，材料的屈服强度至少为167MPa，证明有限元分析与经验计算的一致性；而材料QT750-4的屈服强度为420MPa，应力值小于许用应力，曲轴强度符合要求；由于曲轴支承颈和曲柄颈容易产生疲劳，设计时需加以注意。通过模态分析，得出曲轴前六阶的固有频率和振幅，对高速机床曲轴设计具有一定的参考意义，设计者可通过改变曲轴的刚度来改善曲轴的振型变化，从而进行合理设计，避开共振，增强曲轴的可靠性和寿命。

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