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      基于ANSYS 裝載機(jī)搖臂仿真分析與輕量化設(shè)計(jì)

      2022-01-18 03:02:04魏抗抗張寒杉吳承鑫
      機(jī)械工程與自動(dòng)化 2021年6期
      關(guān)鍵詞:側(cè)板搖臂輕量化

      魏抗抗,張寒杉,吳承鑫,畢 方

      (龍工上海機(jī)械制造有限公司,上海 201612)

      0 引言

      搖臂作為裝載機(jī)工作裝置的重要組成部分,是裝載機(jī)的核心組成部件之一。由于裝載機(jī)的工作環(huán)境大多比較惡劣,工況也比較復(fù)雜,因此結(jié)構(gòu)件特別是搖臂失效的概率相對較大[1]。為了降低裝載機(jī)搖臂的故障率,提高裝載機(jī)在土方作業(yè)時(shí)的可靠性以及工作效率,有必要對搖臂進(jìn)行極限工況下的仿真分析以及結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)。同時(shí),考慮到整機(jī)的質(zhì)量以及生產(chǎn)成本等因素,要求在保證搖臂強(qiáng)度的基礎(chǔ)上對其進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)。

      1 搖臂的受力分析

      裝載機(jī)的作業(yè)工況多達(dá)14種,且包含一些復(fù)合工況[2]。通常認(rèn)為搖臂在裝載機(jī)最大崛起力工況下的受力狀態(tài)達(dá)到極值,因此本文在裝載機(jī)最大崛起力工況下對搖臂進(jìn)行仿真分析及輕量化設(shè)計(jì)。在最大崛起力工況下,搖臂油缸的作用力達(dá)到極值,搖臂的受力情況如圖1所示。

      圖1 搖臂理論受力模型

      圖1中,TA為搖臂油缸對于搖臂上鉸接孔的作用力,其大小為:

      TA=pA×πD2/4.

      (1)

      其中:pA為搖臂油缸最大的系統(tǒng)壓力,pA=19 MPa;D為搖臂油缸的直徑,D=190 mm。

      由力矩平衡條件可知:

      TA×h2=TE×h1.

      (2)

      其中:TE為拉桿對搖臂的作用力;h1為TE到鉸點(diǎn)B的力臂;h2為TA到鉸點(diǎn)B的力臂。

      2 仿真分析

      2.1 添加材料庫

      將建立的CREO模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench中進(jìn)行材料屬性的修改。搖臂的材料為低碳優(yōu)質(zhì)合金鋼Q355B[3],其屈服強(qiáng)度為355 MPa,密度為7.85 kg/m3,彈性模量為210 GPa,泊松比為0.3。

      2.2 劃分網(wǎng)格

      選擇六面體網(wǎng)格劃分(Hex Dominant Method),精度選擇的過大會(huì)導(dǎo)致仿真計(jì)算不準(zhǔn)確,過小又會(huì)增加計(jì)算機(jī)的負(fù)荷量,導(dǎo)致計(jì)算慢、效率低[4],綜合考慮網(wǎng)格精度選擇10 mm。搖臂網(wǎng)格劃分如圖2所示。

      2.3 約束及載荷

      在最大崛起力工況下,搖臂油缸的工作壓力默認(rèn)達(dá)到極值,對搖臂產(chǎn)生沿?fù)u臂油缸運(yùn)動(dòng)方向的作用力,此時(shí)搖臂會(huì)產(chǎn)生繞中間軸承旋轉(zhuǎn)的傾向,同時(shí)搖臂下鉸點(diǎn)會(huì)受到沿拉桿方向的反作用力[5,6]。因此在仿真分析時(shí)搖臂的約束及載荷為:上、下鉸接孔受力(Bearing Load),中間軸承孔固定(Cylindrical Support),如圖3所示。

      2.4 仿真結(jié)果分析

      仿真得到的搖臂等效應(yīng)力云圖和總變形云圖如圖4、圖5所示。由圖4可知:搖臂的上半部分相對于下半部分受力更大,風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域主要集中在上半部分,且受力左右對稱,由于搖臂受力左右對稱的特點(diǎn),因此搖臂左右側(cè)板受力狀態(tài)基本是一致的,且搖臂的側(cè)板邊緣部分應(yīng)力較大、內(nèi)部應(yīng)力較小,側(cè)板的上半部分受力較大且沿側(cè)板縱向受力不均勻;搖臂內(nèi)部的上下兩塊加強(qiáng)板幾乎不受力,沒有起到加強(qiáng)作用,因此可以對兩塊加強(qiáng)板進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)以實(shí)現(xiàn)強(qiáng)度可靠性的提高和輕量化;搖臂的最大應(yīng)力出現(xiàn)在側(cè)板與上加強(qiáng)板的焊縫區(qū)域,這與實(shí)際搖臂開裂的情況相符,最大應(yīng)力值為332 MPa,已經(jīng)接近材料的屈服極限355 MPa,存在4個(gè)超過250 MPa的應(yīng)力風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域,平均風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域應(yīng)力值為290 MPa,有一定的失效風(fēng)險(xiǎn),因此有必要對其進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化來增加強(qiáng)度,保證其在正常工作時(shí)的可靠性。

      圖2 搖臂網(wǎng)格劃分 圖3 搖臂的約束及載荷 圖4 搖臂等效應(yīng)力云圖

      由圖5可知:搖臂中間變形微小,上、下鉸接孔處變形較大,最大變形點(diǎn)出現(xiàn)在搖臂最下端,為2.33 mm。

      3 搖臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化及輕量化設(shè)計(jì)

      3.1 主要改進(jìn)點(diǎn)

      在對原搖臂仿真分析的基礎(chǔ)上,結(jié)合實(shí)際情況進(jìn)行如下結(jié)構(gòu)優(yōu)化以及輕量化設(shè)計(jì):

      (1) 取消內(nèi)部加強(qiáng)板,改用封板形式對側(cè)板邊緣受力較大部分進(jìn)行加強(qiáng)。

      (2) 側(cè)板減薄的同時(shí)對其上半部分的過渡圓弧進(jìn)行修整,以調(diào)整其受力狀態(tài)。

      (3) 增加外貼板來提高搖臂上、下端的剛度,減小搖臂失穩(wěn)的風(fēng)險(xiǎn),也進(jìn)一步優(yōu)化搖臂的應(yīng)力狀態(tài)。

      (4) 減小軸套外徑,降低軸套與側(cè)板連接處焊縫的應(yīng)力,同時(shí)也實(shí)現(xiàn)輕量化的設(shè)計(jì)理念。

      (5) 通過修正內(nèi)封板的長度、厚度及輪廓等參數(shù)實(shí)現(xiàn)搖臂整體應(yīng)力狀態(tài)和輕量化設(shè)計(jì)的最優(yōu)解。

      3.2 改進(jìn)后的仿真分析

      對改進(jìn)后的搖臂進(jìn)行同樣的網(wǎng)格劃分、約束及載荷施加,仿真分析得到的等效應(yīng)力云圖和總變形云圖如圖6、圖7所示。

      圖5 搖臂總變形云圖 圖6 改進(jìn)后搖臂的等效應(yīng)力云圖 圖7 改進(jìn)后搖臂的總變形云圖

      由圖6可知:改進(jìn)后的搖臂整體受力狀態(tài)得到有效的改善,沿側(cè)板縱向整體等效應(yīng)力狀態(tài)較為均勻,最大應(yīng)力值為277 MPa,應(yīng)力值超過250 MPa的風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域只有一個(gè),且整體風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域的平均應(yīng)力值為229 MPa。

      改進(jìn)后的搖臂相對于改進(jìn)前搖臂的風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域平均應(yīng)力值降低21%,最大應(yīng)力值降低了16.6%。改進(jìn)后搖臂的質(zhì)量只有249 kg,相對于改進(jìn)前搖臂的質(zhì)量減重輕了41 kg,輕量化率達(dá)到14.1%。改進(jìn)前、后搖臂的主要性能參數(shù)如表1所示。

      表1 改進(jìn)前、后搖臂的主要性能參數(shù)

      改進(jìn)后搖臂在實(shí)現(xiàn)輕量化率14.1%的同時(shí)可靠度提高16.6%,風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域平均應(yīng)力值下降21%,風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域個(gè)數(shù)減少75%,最大變形量只增加5.5%,主要是由于側(cè)板減薄導(dǎo)致剛度降低造成的。

      4 結(jié)論

      通過合理的結(jié)構(gòu)優(yōu)化可以實(shí)現(xiàn)在輕量化的同時(shí)降低搖臂的最大應(yīng)力值,提高搖臂的可靠度。改進(jìn)前的搖臂最大應(yīng)力發(fā)生在上加強(qiáng)板與側(cè)板焊縫處,改進(jìn)后的最大應(yīng)力發(fā)生在中間軸套與側(cè)板的焊縫處。優(yōu)化后的搖臂最大應(yīng)力下降16.6%,風(fēng)險(xiǎn)點(diǎn)平均應(yīng)力下降21%,整體質(zhì)量減輕14.1%,符合預(yù)期效果。

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