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      基于接觸非線性分析的隔膜泵下箱體結(jié)構(gòu)優(yōu)化

      2017-11-30 19:24:35張偉
      中國新技術(shù)新產(chǎn)品 2017年24期
      關(guān)鍵詞:強(qiáng)度分析隔膜泵

      張偉

      摘 要:下箱體是隔膜泵動力端重要的支撐部件,其作用是支撐整個動力端系統(tǒng),并連接隔膜泵動力端和液力端。下箱體在隔膜泵運(yùn)行過程中不斷承受隔膜泵動力端負(fù)載的周期性作用,隨著隔膜泵動力端負(fù)載不斷加大,下箱體極易發(fā)生由于強(qiáng)度不滿足要求導(dǎo)致的斷裂事故,因此,強(qiáng)度是下箱體安全與否的一項重要考核指標(biāo)。本文提出了一種更加符合實際工況的下箱體強(qiáng)度有限元分析方法,該方法對下箱體軸承座處應(yīng)力狀態(tài)能更加準(zhǔn)確模擬,利用該方法對某型號隔膜泵下箱體軸承座處應(yīng)力分布進(jìn)行模擬,找到該下箱體軸承座可能的強(qiáng)度薄弱位置及對應(yīng)的應(yīng)力值,針對該強(qiáng)度風(fēng)險點(diǎn),找到強(qiáng)度不足的原因是圓角半徑太小,發(fā)生局部應(yīng)力集中,通過增大該處圓角半徑,達(dá)到降低該處應(yīng)力,提高強(qiáng)度的目的。提出的下箱體接觸非線性分析方法可為下箱體軸承座處應(yīng)力精確分析和軸承座結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供一種實用、有效的途徑。

      關(guān)鍵詞:隔膜泵;下箱體;Adina;強(qiáng)度分析

      中圖分類號:TH323 文獻(xiàn)標(biāo)識碼:A

      0.前言

      隔膜泵動力端下箱體主要作用是支撐和安裝隔膜泵動力端關(guān)鍵件,如曲軸、連桿、十字頭、介桿等,下箱體不斷承受曲軸傳遞的作用力。隔膜泵下箱體主要由各種不同厚度的鋼板焊接加工制造而成,隨著隔膜泵規(guī)格不斷增大,隔膜泵動力端負(fù)載不斷增大,下箱體承受的曲軸活塞力不斷加大,同時下箱體結(jié)構(gòu)形式多樣化,使下箱體在隔膜泵工作過程中極易發(fā)生由于下箱體結(jié)構(gòu)不合理導(dǎo)致的局部強(qiáng)度不滿足使用要求,進(jìn)而發(fā)生下箱體斷裂事故。本文以一種新結(jié)構(gòu)下箱體為研究對象,該箱體軸承座采用了鉤板結(jié)構(gòu)形式,軸承座與軸承壓蓋通過4個螺柱連接,傳統(tǒng)的下箱體強(qiáng)度分析為了簡化計算,將軸承座和軸承壓蓋做成一體,計算無法真實反應(yīng)軸承壓蓋應(yīng)力狀態(tài)。本文為了真實計算軸承壓蓋應(yīng)力狀態(tài),將軸承壓蓋和軸承座做成兩個體,并采用螺柱進(jìn)行連接,考慮接觸和螺柱預(yù)緊對軸承壓蓋應(yīng)力分布的影響,學(xué)者對軸承座及下箱體強(qiáng)度進(jìn)行了許多研究。

      本文采用仿真模擬的手段對下箱體整體應(yīng)力分布進(jìn)行模擬,特別關(guān)注了第二軸承支撐處,軸承壓蓋的應(yīng)力分布。由于Adina軟件在結(jié)構(gòu)接觸非線性分析的計算精度和計算效率方面具有較強(qiáng)的優(yōu)勢,深得同行專家的認(rèn)可。因此本文采用Adina軟件進(jìn)行分析,建立了下箱體裝配體有限元模型,施加約束和接觸邊界條件,通過求解獲得了下箱體整體應(yīng)力分布和變形狀態(tài),單獨(dú)分析了軸承壓蓋應(yīng)力分布,找出軸承壓蓋應(yīng)力薄弱位置及最大應(yīng)力值。通過局部修改軸承壓蓋應(yīng)力集中位置圓角尺寸,降低該處的應(yīng)力水平,提高軸承壓蓋強(qiáng)度。

      1.下箱體有限元強(qiáng)度分析

      1.1 幾何模型

      下箱體采用整體模型進(jìn)行分析,簡化掉對強(qiáng)度影響不大的細(xì)節(jié)特征,由于分析重點(diǎn)研究曲軸支撐座處軸承壓蓋及軸承座強(qiáng)度,將下箱體第二支撐座處軸承壓蓋和軸承座作為單獨(dú)體,下箱體其他部分合并為一個體。下箱體三維模型如圖1所示。

      1.2 有限元模型

      將下箱體三維模型導(dǎo)入Adina中,采用四節(jié)點(diǎn)四面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分,接觸面的網(wǎng)格應(yīng)當(dāng)劃分的相對規(guī)則,保證接觸非線性計算收斂性,對重點(diǎn)研究的零件軸承座網(wǎng)格應(yīng)當(dāng)細(xì)化,保證計算結(jié)果準(zhǔn)確性。下箱體板筋件材料是低合金結(jié)構(gòu)鋼Q345B,材料的彈性模量為206GPa,泊松比為0.3,材料屈服極限為275MPa。建立的有限元模型如圖2所示。

      下箱體有限元分析的約束和載荷如下:下箱體與地面連接地角螺栓施加豎直和橫向約束;下箱體前板與腔體連接面施加前后方向約束;第二軸承座與軸承壓蓋之間建立接觸,設(shè)置接觸摩擦系數(shù)為0.1;軸承座與軸承壓蓋之間螺柱連接通過beam單元模擬,并施加螺柱預(yù)緊力;軸承座內(nèi)圈施加工況活塞力,下箱體有限元模型如圖2所示。

      1.3 計算結(jié)果

      將下箱體有限元模型在Adina軟件中進(jìn)行靜力學(xué)計算,得到下箱體整體應(yīng)力及變形結(jié)果,如圖3所示。最大應(yīng)力發(fā)生在第二軸承座軸承壓蓋R5圓角處,該處也是強(qiáng)度風(fēng)險點(diǎn)位置,該處局部放大的應(yīng)力云圖如圖4所示。圖5中左圖為第二軸承壓蓋只承受螺栓預(yù)緊作用的應(yīng)力,右圖為承受螺栓預(yù)緊力和工作活塞力作用的應(yīng)力。

      1.4 小節(jié)結(jié)論

      計算下箱體靜強(qiáng)度安全系數(shù)為

      n=σs/σ=275/ 223.05=1.23﹤1.7,

      說明該處應(yīng)力過大,靜強(qiáng)度不滿足使用要求。

      從圖5可以看出,下箱體在安裝狀態(tài)(只有螺栓預(yù)緊力)時,危險圓角處應(yīng)力為164.957MPa,說明安裝狀態(tài)該處應(yīng)力已經(jīng)較大。

      2.下箱體結(jié)構(gòu)改進(jìn)后應(yīng)力分析

      2.1 幾何模型修改

      第1節(jié)計算得到第二軸承壓蓋R5圓角應(yīng)力過大,考慮通過加大圓角尺寸降低該處應(yīng)力,將第二軸承座壓蓋應(yīng)力最大位置處圓角由R5改為R30,保持模型其他尺寸不變,下箱體有限元分析載荷和約束條件與第1節(jié)保持一致。軸承壓蓋修改前后結(jié)構(gòu)如圖6所示。

      2.2 模型修改后應(yīng)力計算結(jié)果

      分析得到下箱體應(yīng)力和變形結(jié)果,如圖7所示,最大應(yīng)力為207.351MPa,該應(yīng)力發(fā)生在軸承座和軸承壓蓋接觸面上,不是真實應(yīng)力,單獨(dú)顯示第二軸承壓蓋應(yīng)力,如圖8所示,最大應(yīng)力發(fā)生在R30圓角處,最大應(yīng)力值為135.027MPa。

      結(jié)論

      為了方便比較結(jié)果,將修改模型前后下箱體軸承壓蓋應(yīng)力計算結(jié)果列入表1中。

      通過將軸承壓蓋圓角尺寸由R5增大為R30,圓角處應(yīng)力由223.05MPa下降為135.027MPa,應(yīng)力顯著降低。計算修改圓角后軸承壓蓋靜強(qiáng)度安全系數(shù):n=σs/σ=275/135.027=2.04﹥1.7,下箱體靜強(qiáng)度滿足使用要求。

      通過對某型號動力端下箱體應(yīng)力分析,發(fā)現(xiàn)下箱體第二軸承壓蓋R5圓角應(yīng)力為223.050MPa,應(yīng)力大,并且該處應(yīng)力集中,初步判斷軸承壓蓋強(qiáng)度不滿足使用要求。計算結(jié)果看出,增大圓角尺寸是改善該處強(qiáng)度的一條有效途徑。

      參考文獻(xiàn)

      [1]尹忠杰,詹軍,楊恒基,等.基于ANSYS接觸單元的軸承座強(qiáng)度分析[J].機(jī)械工程師,2016(10):65-67.

      [2]王化川,王愛玲.2300軋機(jī)上支承輥軸承座強(qiáng)度分析[J].中國工程科學(xué),2001,3(1):83-84.

      [3]王國富,陳元華.柴油機(jī)鑄造機(jī)體主軸承座結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析及優(yōu)化[J].制造業(yè)自動化,2015(12):123-125.

      [4] 成大先.機(jī)械設(shè)計手冊[M].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2006.

      [5]馬野,袁志丹,曹金鳳.ADINA有限元經(jīng)典實例分析[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2011.endprint

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