ANSYS對(duì)壓路機(jī)十字鉸接軸的疲勞分析

2016-10-25 by:CAE仿真在線來(lái)源:互聯(lián)網(wǎng)

概述:

疲勞是產(chǎn)品/零件失效最常見的方式之一。疲勞的種類很多,常見的有機(jī)械疲勞、腐蝕疲勞、高溫疲勞、熱疲勞和微動(dòng)疲勞等,其中機(jī)械疲勞包括應(yīng)力疲勞、應(yīng)變疲勞和接觸疲勞3種方式。引起疲勞失效的機(jī)理和因素比較復(fù)雜,因此,必須遵循客觀規(guī)律和按照嚴(yán)格的分析程序進(jìn)行失效分析和疲勞預(yù)測(cè)。

本文以某公司22噸單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)十字鉸接軸為切入點(diǎn),對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)靜力學(xué)和結(jié)構(gòu)疲勞仿真分析。十字鉸接軸是鉸接式壓路機(jī)的重要機(jī)構(gòu),是前、后車架的連接件,其結(jié)構(gòu)的可靠性直接影響到壓路機(jī)的使用。圖1為該鉸接軸的三維模型,其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)類似于“十”字,在“十”字的四個(gè)頂點(diǎn)上安裝軸承(定義點(diǎn)1為上鉸接點(diǎn),點(diǎn)2為下鉸接點(diǎn),點(diǎn)3為后鉸接點(diǎn),點(diǎn)4為前鉸接點(diǎn),)分別與前、后車架連接。點(diǎn)5為左轉(zhuǎn)向油缸作用力點(diǎn),點(diǎn)6為右轉(zhuǎn)向油缸作用力點(diǎn)。

圖1 十字鉸接軸三維模型

首先計(jì)算該結(jié)構(gòu)線性靜力學(xué)中的Von Mises應(yīng)力和應(yīng)變值,判斷結(jié)構(gòu)在各種工況下是處于彈性應(yīng)變階段還是處于塑性應(yīng)變階段,這樣下一步可以合理選取相應(yīng)的疲勞壽命準(zhǔn)則。

然后按照定義的疲勞壽命準(zhǔn)則,計(jì)算以下條件的疲勞壽命:假設(shè)該模型受到1.5倍名義應(yīng)力值載荷,作用周期10 000次循環(huán),計(jì)算結(jié)構(gòu)的疲勞壽命,分別按照強(qiáng)度安全因子、疲勞安全因子和疲勞壽命等評(píng)價(jià)指標(biāo)進(jìn)行查看。

2結(jié)構(gòu)靜力學(xué)仿真分析

2.1 創(chuàng)建有限元模型

在Solid-edge st3中建立三維模型,將其導(dǎo)入U(xiǎn)G中。該模型為焊接件,由于在有限元模型中不允許出現(xiàn)細(xì)小間隙,因此,必須把該焊接件當(dāng)做一個(gè)整體零件來(lái)建模,模型中省略了焊縫,一般認(rèn)為質(zhì)量良好的焊縫能夠減小應(yīng)力集中。

(1)材料選擇。十字鉸接軸的材料為Q345A,查閱機(jī)械手冊(cè)得到該材料的屈服強(qiáng)度為345 MPa,極限強(qiáng)度為620 MPa,在UG軟件的材料庫(kù)中選擇“STEEL”。

(2)網(wǎng)格劃分。將建立好的三維模型進(jìn)入“高級(jí)仿真”應(yīng)用模塊,選擇“3D四面體單元網(wǎng)格”,單元屬性類型選擇“CTETRA(10)”,單元大小為20 mm,在預(yù)計(jì)會(huì)出現(xiàn)應(yīng)力集中的邊線減小相應(yīng)的單元大小。圖2是整體網(wǎng)格劃分效果,劃分完成后單元總數(shù)是21 116個(gè),節(jié)點(diǎn)總數(shù)是34 689個(gè)。

圖2 模型網(wǎng)格劃分效果

2.2 創(chuàng)建仿真模型

十字鉸接軸是前、后車架的連接件,是壓路機(jī)工作時(shí)的重要傳力部件。按照壓路機(jī)行駛狀態(tài)分為直線前進(jìn)后退、行駛轉(zhuǎn)向、原地轉(zhuǎn)向等三種典型工況。經(jīng)研究,壓路機(jī)直線行駛時(shí)模型受力很小,只有十幾MPa,而轉(zhuǎn)向時(shí),模型受力較大。

(1)行駛轉(zhuǎn)向工況。

在該工況下圖1中的點(diǎn)5和點(diǎn)6受到轉(zhuǎn)向力作用,假設(shè)壓路機(jī)右轉(zhuǎn)(以下轉(zhuǎn)向方向相同),點(diǎn)5受到一個(gè)沿著轉(zhuǎn)向油缸的軸向推力,點(diǎn)6受到一個(gè)沿著轉(zhuǎn)向油缸的軸向拉力,點(diǎn)1和點(diǎn)2主要受到后車架的徑向推力,點(diǎn)4受到前車架的軸向阻力和與轉(zhuǎn)向方向相反的阻力矩。

M0——原地轉(zhuǎn)向阻力矩,N·m;

M——行駛的轉(zhuǎn)向阻力矩,N·m;

G——前輪荷重,N;

b——鋼輪寬度,mm;

a——壓路機(jī)鉸接中心到鋼輪軸線之間的水平距離,mm;

F——點(diǎn)5或點(diǎn)6受到的轉(zhuǎn)向油缸力,N;

r——轉(zhuǎn)向油缸對(duì)鉸接中心的力臂,mm。

這里G取110 kN,b取2 150 mm,a取1 505 mm,μ為0.31[5]。計(jì)算出原地轉(zhuǎn)向阻力矩M0=55 399.62 N·m,行駛轉(zhuǎn)向阻力矩M=18 466.54 N·m。

當(dāng)轉(zhuǎn)向角為0°時(shí),rmax=250.37 mm,代入公式(6)得F=73.757 kN,該型號(hào)壓路機(jī)采用雙油缸轉(zhuǎn)向,點(diǎn)5和點(diǎn)6的轉(zhuǎn)向力均為0.5F,即F5=F6=36.878 5 kN。當(dāng)轉(zhuǎn)向到35°時(shí),r5=202.38 mm,r6=210.45 mm,計(jì)算出F5=45.623 kN,F6=43.874 kN。為了便于計(jì)算,在作靜力仿真時(shí)將點(diǎn)5和點(diǎn)6受到的力分解,一是沿點(diǎn)3、點(diǎn)4軸線方向,一是垂直于該軸方向。圖3、圖4分別為模型在0°轉(zhuǎn)角和35°轉(zhuǎn)角時(shí)的約束和載荷。圖5、圖6分別為該工況下整機(jī)在0°、35°轉(zhuǎn)角時(shí)模型的應(yīng)力分析云圖。

圖3 0°轉(zhuǎn)角時(shí)約束和載荷

圖4 35°轉(zhuǎn)角時(shí)約束和載荷

圖5 0°轉(zhuǎn)角應(yīng)力分析云圖

圖6 35°轉(zhuǎn)角應(yīng)力分析云圖

從圖中可以看出最大應(yīng)力值發(fā)生在0°轉(zhuǎn)角處,即整機(jī)開始轉(zhuǎn)向時(shí),值為157.3 MPa。但從圖5和圖6的云圖分析,從0°到35°轉(zhuǎn)向過程中,其應(yīng)力值變化其實(shí)并不大,可以說在轉(zhuǎn)向過程中,模型受到的應(yīng)力基本是恒定的。

(2)原地轉(zhuǎn)向工況。

原地轉(zhuǎn)向時(shí),后車架對(duì)點(diǎn)1、點(diǎn)2無(wú)作用力,點(diǎn)4也不受鋼輪的軸向摩擦阻力,因此該十字鉸接軸上只有點(diǎn)5、點(diǎn)6受轉(zhuǎn)向油缸載荷力,點(diǎn)4受轉(zhuǎn)向阻力矩。經(jīng)解算,最大應(yīng)力值為發(fā)生在35°轉(zhuǎn)角處,即整機(jī)處于最大轉(zhuǎn)角時(shí),值為416.25 MPa。

2.3 仿真結(jié)果分析

模型的屈服強(qiáng)度σS=345 MPa,一般取安全系數(shù)nS=1.8,則許用應(yīng)力為[σ]=σS/nS,即192MPa。

分析以上兩種工況,在行駛轉(zhuǎn)向過程,壓路機(jī)受到的阻力較小,模型上的應(yīng)力值未超出材料的屈服強(qiáng)度,但已接近材料的許用應(yīng)力,此時(shí)模型處于彈性變形階段。而原地轉(zhuǎn)向需要克服更大的阻力,模型受到的載荷更大,顯然某些區(qū)域應(yīng)力值已經(jīng)超出許用應(yīng)力值,甚至一些應(yīng)力比較集中的區(qū)域,其值超出了屈服強(qiáng)度,處于塑性變形階段。

對(duì)于彈性變形階段,我們可以對(duì)其進(jìn)行下一步的疲勞分析。而對(duì)于塑性變形階段,其往往代表短疲勞壽命,進(jìn)行疲勞分析意義不大。

在靜力計(jì)算結(jié)果中,還包括最大切應(yīng)力、最大切應(yīng)變、最大主應(yīng)力、最大主應(yīng)變等名義值,限于篇幅原因,未能在文章中體現(xiàn),但在后續(xù)疲勞分析時(shí)根據(jù)不同的壽命準(zhǔn)則,UG軟件自動(dòng)選取相應(yīng)的值參與計(jì)算。

3 結(jié)構(gòu)疲勞仿真分析

UG疲勞計(jì)算必須有材料的疲勞屬性參數(shù)作為基礎(chǔ),因此還需添加材料的疲勞強(qiáng)度系數(shù)、疲勞強(qiáng)度指數(shù)、疲勞韌性系數(shù)和疲勞韌性指數(shù),根據(jù)參考資料,其值分別為947.1MPa、-0.094 3、0.464 4、-0.539 5[6]。

處于工況3下的模型,在UG軟件中創(chuàng)建疲勞解算方案中強(qiáng)度應(yīng)力準(zhǔn)則選取“極限應(yīng)力”,設(shè)計(jì)壽命準(zhǔn)則選取“無(wú)限壽命”,疲勞壽命準(zhǔn)則選取“Smith Watson Topper”。疲勞載荷采用1.5倍名義應(yīng)力值載荷,作用周期10 000次循環(huán),比例函數(shù)為全周期。解算后依次展開【疲勞壽命】、【疲勞安全因子】和【強(qiáng)度安全因子】3個(gè)節(jié)點(diǎn)。

(1)點(diǎn)擊【強(qiáng)度安全因子】節(jié)點(diǎn),如圖7所示強(qiáng)度安全因子云圖。該圖中所有單元上的SSF值均大于1,說明在該工況下模型的強(qiáng)度是足夠的。

圖7 強(qiáng)度安全因子云圖

(2)點(diǎn)擊【疲勞安全因子】節(jié)點(diǎn),如圖8所示疲勞安全因子云圖。圖中顯示轉(zhuǎn)向油缸連接板與軸焊接部位以下區(qū)域單元,FSF值均接近于0,說明該區(qū)域會(huì)最先產(chǎn)生裂紋和破壞,該結(jié)果與實(shí)際情況相一致。

圖8 疲勞安全因子云圖

(3)點(diǎn)擊【疲勞壽命】節(jié)點(diǎn),如圖9所示疲勞壽命云圖。圖中顯示轉(zhuǎn)向油缸連接板與軸焊接部位以下區(qū)域單元壽命值最短,也意味著該區(qū)域容易遭受破壞。

圖17 疲勞壽命圖

最薄弱的節(jié)點(diǎn)所能經(jīng)受的循環(huán)次數(shù)為31次,節(jié)點(diǎn)編號(hào)為79846。將此疲勞壽命云圖與靜力學(xué)應(yīng)力分析云圖對(duì)比,我們可以發(fā)現(xiàn)模型上疲勞壽命的分布與S-N曲線理論是符合的,疲勞壽命最低的部位就是受應(yīng)力較大的地方。

特別需要說明的是,通過有限元法來(lái)計(jì)算零件的疲勞性能,主要用來(lái)預(yù)測(cè)零件結(jié)構(gòu)中強(qiáng)度不安全的區(qū)域,或者預(yù)判零件是否存在疲勞破壞的隱患,而實(shí)際中的零件由于材料的非線性、不均勻性或者存在其它的組織缺陷,要想準(zhǔn)確判斷它的疲勞壽命,還需要進(jìn)一步通過試驗(yàn)來(lái)驗(yàn)證。

4 結(jié)論

本文在UG軟件中建立22噸單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)十字鉸接軸的有限元模型,并對(duì)其進(jìn)行靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析和疲勞耐久性分析,得到了該結(jié)構(gòu)所受的應(yīng)力應(yīng)變狀況以及疲勞性能。本文所使用的方法對(duì)于其它產(chǎn)品結(jié)構(gòu)零部件的有限元分析具有重要的借鑒意義。在設(shè)計(jì)的初步階段,預(yù)估出產(chǎn)品的性能,從而根據(jù)要求進(jìn)一步修改,并且能為以后的實(shí)際實(shí)驗(yàn)提供很多有價(jià)值的參考,從而節(jié)約大量的時(shí)間及經(jīng)費(fèi),這是非常具有工程應(yīng)用價(jià)值的。

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