ANSYS對壓路機十字鉸接軸的疲勞分析

2016-10-25 by:CAE仿真在線來源:互聯(lián)網

概述:

疲勞是產品/零件失效最常見的方式之一。疲勞的種類很多,常見的有機械疲勞、腐蝕疲勞、高溫疲勞、熱疲勞和微動疲勞等,其中機械疲勞包括應力疲勞、應變疲勞和接觸疲勞3種方式。引起疲勞失效的機理和因素比較復雜,因此,必須遵循客觀規(guī)律和按照嚴格的分析程序進行失效分析和疲勞預測。

本文以某公司22噸單鋼輪振動壓路機十字鉸接軸為切入點,對其進行結構靜力學和結構疲勞仿真分析。十字鉸接軸是鉸接式壓路機的重要機構,是前、后車架的連接件,其結構的可靠性直接影響到壓路機的使用。圖1為該鉸接軸的三維模型,其特點是結構類似于“十”字,在“十”字的四個頂點上安裝軸承(定義點1為上鉸接點,點2為下鉸接點,點3為后鉸接點,點4為前鉸接點,)分別與前、后車架連接。點5為左轉向油缸作用力點,點6為右轉向油缸作用力點。

圖1 十字鉸接軸三維模型

首先計算該結構線性靜力學中的Von Mises應力和應變值,判斷結構在各種工況下是處于彈性應變階段還是處于塑性應變階段,這樣下一步可以合理選取相應的疲勞壽命準則。

然后按照定義的疲勞壽命準則,計算以下條件的疲勞壽命:假設該模型受到1.5倍名義應力值載荷,作用周期10 000次循環(huán),計算結構的疲勞壽命,分別按照強度安全因子、疲勞安全因子和疲勞壽命等評價指標進行查看。

2結構靜力學仿真分析

2.1 創(chuàng)建有限元模型

在Solid-edge st3中建立三維模型,將其導入UG中。該模型為焊接件,由于在有限元模型中不允許出現(xiàn)細小間隙,因此,必須把該焊接件當做一個整體零件來建模,模型中省略了焊縫,一般認為質量良好的焊縫能夠減小應力集中。

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

(2)網格劃分。將建立好的三維模型進入“高級仿真”應用模塊,選擇“3D四面體單元網格”,單元屬性類型選擇“CTETRA(10)”,單元大小為20 mm,在預計會出現(xiàn)應力集中的邊線減小相應的單元大小。圖2是整體網格劃分效果,劃分完成后單元總數是21 116個,節(jié)點總數是34 689個。

圖2 模型網格劃分效果

2.2 創(chuàng)建仿真模型

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

(1)行駛轉向工況。

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

M0——原地轉向阻力矩,N·m;

M——行駛的轉向阻力矩,N·m;

G——前輪荷重,N;

b——鋼輪寬度,mm;

a——壓路機鉸接中心到鋼輪軸線之間的水平距離,mm;

F——點5或點6受到的轉向油缸力,N;

r——轉向油缸對鉸接中心的力臂,mm。

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

當轉向角為0°時,rmax=250.37 mm,代入公式(6)得F=73.757 kN,該型號壓路機采用雙油缸轉向,點5和點6的轉向力均為0.5F,即F5=F6=36.878 5 kN。當轉向到35°時,r5=202.38 mm,r6=210.45 mm,計算出F5=45.623 kN,F6=43.874 kN。為了便于計算,在作靜力仿真時將點5和點6受到的力分解,一是沿點3、點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°轉角和35°轉角時的約束和載荷。圖5、圖6分別為該工況下整機在0°、35°轉角時模型的應力分析云圖。

圖3 0°轉角時約束和載荷

圖4 35°轉角時約束和載荷

圖5 0°轉角應力分析云圖

圖6 35°轉角應力分析云圖

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

(2)原地轉向工況。

原地轉向時,后車架對點1、點2無作用力,點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5、點6受轉向油缸載荷力,點4受轉向阻力矩。經解算,最大應力值為發(fā)生在35°轉角處,即整機處于最大轉角時,值為416.25 MPa。

2.3 仿真結果分析

模型的屈服強度σS=345 MPa,一般取安全系數nS=1.8,則許用應力為[σ]=σS/nS,即192MPa。

分析以上兩種工況,在行駛轉向過程,壓路機受到的阻力較小,模型上的應力值未超出材料的屈服強度,但已接近材料的許用應力,此時模型處于彈性變形階段。而原地轉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)域應力值已經超出許用應力值,甚至一些應力比較集中的區(qū)域,其值超出了屈服強度,處于塑性變形階段。

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

在靜力計算結果中,還包括最大切應力、最大切應變、最大主應力、最大主應變等名義值,限于篇幅原因,未能在文章中體現(xiàn),但在后續(xù)疲勞分析時根據不同的壽命準則,UG軟件自動選取相應的值參與計算。

3 結構疲勞仿真分析

UG疲勞計算必須有材料的疲勞屬性參數作為基礎,因此還需添加材料的疲勞強度系數、疲勞強度指數、疲勞韌性系數和疲勞韌性指數,根據參考資料,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度應力準則選取“極限應力”,設計壽命準則選取“無限壽命”,疲勞壽命準則選取“Smith Watson Topper”。疲勞載荷采用1.5倍名義應力值載荷,作用周期10 000次循環(huán),比例函數為全周期。解算后依次展開【疲勞壽命】、【疲勞安全因子】和【強度安全因子】3個節(jié)點。

(1)點擊【強度安全因子】節(jié)點,如圖7所示強度安全因子云圖。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度是足夠的。

圖7 強度安全因子云圖

(2)點擊【疲勞安全因子】節(jié)點,如圖8所示疲勞安全因子云圖。圖中顯示轉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)域會最先產生裂紋和破壞,該結果與實際情況相一致。

圖8 疲勞安全因子云圖

(3)點擊【疲勞壽命】節(jié)點,如圖9所示疲勞壽命云圖。圖中顯示轉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)點所能經受的循環(huán)次數為31次,節(jié)點編號為79846。將此疲勞壽命云圖與靜力學應力分析云圖對比,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力較大的地方。

特別需要說明的是,通過有限元法來計算零件的疲勞性能,主要用來預測零件結構中強度不安全的區(qū)域,或者預判零件是否存在疲勞破壞的隱患,而實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,要想準確判斷它的疲勞壽命,還需要進一步通過試驗來驗證。

4 結論

本文在UG軟件中建立22噸單鋼輪振動壓路機十字鉸接軸的有限元模型,并對其進行靜態(tài)結構分析和疲勞耐久性分析,得到了該結構所受的應力應變狀況以及疲勞性能。本文所使用的方法對于其它產品結構零部件的有限元分析具有重要的借鑒意義。在設計的初步階段,預估出產品的性能,從而根據要求進一步修改,并且能為以后的實際實驗提供很多有價值的參考,從而節(jié)約大量的時間及經費,這是非常具有工程應用價值的。

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