基于cae的裝載機前車架有限元分析

基于cae的裝載機前車架有限元分析

0疲勞斷裂的原因裝載是一種非常廣泛的加工設(shè)備。裝載機的工作環(huán)境比較惡劣、復(fù)雜,在服役期間經(jīng)常發(fā)生破壞失效,尤其是前車架的疲勞失效。作為裝載機的重要部件,前車架不僅要有足夠的剛度、強度,還要有良好的可靠性。據(jù)統(tǒng)計顯示,約有80%以上的機械結(jié)構(gòu)的破壞是屬于疲勞破壞。因此,研究疲勞斷裂的原因,對于發(fā)展經(jīng)濟和科學(xué)技術(shù)都有重大而深遠的意義。文中基于計算機輔助工程(CAE)技術(shù),對前車架進行靜態(tài)分析與疲勞壽命分析。1前輥的靜靜態(tài)分析1.1偏載載荷的構(gòu)造裝載機前車架的載荷計算方法一般包括等效平面桁架法、力矩平衡法和等效空間結(jié)構(gòu)法。文中采用力矩平衡法進行載荷計算。偏載工況下,如果作用于工作裝置的偏載是Y向(垂向)載荷,構(gòu)造正面等效結(jié)構(gòu)(如圖1);如果作用于工作裝置的偏載是X向載荷,可構(gòu)造俯視等效結(jié)構(gòu)(如圖2)。利用該等效結(jié)構(gòu)合力矩等于零的平衡方程,準(zhǔn)確求出工作裝置對前車架作用的偏載載荷。選取較典型的最大崛起力與剩余牽引力偏載工況,則作用到前車架5個約束位置的載荷大小如表1所示。1.2前車上懸架的運動軌跡固定車橋上的點將前車架與相鄰結(jié)構(gòu)的連接處理為:將前車架與后車架的連接點E、F的銷子固支起來,將上下兩鉸接處的自由度完全約束;將前車架固接在車橋簡化成的平面上,然后將約束加在前車橋下母線位置,只留一個前進方向的移動自由度和一個繞下母線的轉(zhuǎn)動自由度。約束如表1所示。1.3鉸銷與鉸孔間的應(yīng)力分布由于ZL50型裝載機的前車架主要由薄壁型鋼板焊接制成,根據(jù)板殼理論利用抽取中面的方法來代替實體。前車架三維模型如圖3。為確保網(wǎng)格模型規(guī)則,合理控制網(wǎng)格尺寸,得到有限元網(wǎng)格模型如圖4,單元數(shù)為82424,節(jié)點數(shù)為195613。在對裝載機進行整體計算時,總是假設(shè)鉸點力是以集中力的形式作用的。單獨對鉸銷分析時,鉸銷與鉸孔之間的作用力實際上是以分布形式相互作用的。根據(jù)經(jīng)典彈性理論關(guān)于接觸問題的研究,銷、孔接觸應(yīng)力的分布形式由式(1)確定。沿圓周上剖分面處的各節(jié)點等效力情況,該種情況與軸承載荷形式比較相近,故采用軸承載荷的方式施加,外載荷的施加位置及大小如圖6所示。圖7、圖8分別給出結(jié)構(gòu)位移與應(yīng)力分布云圖,圖中標(biāo)明最大應(yīng)力及變形位置。該工況下前車架最大位移為1.21mm,位于左側(cè)翼箱處的外側(cè)板上端;最大復(fù)合應(yīng)力為206.37MPa,位于右側(cè)翼箱處下加強板與后背板的連接處,大部分結(jié)構(gòu)的應(yīng)力均小于70MPa。上半部變形與應(yīng)力較大的原因是作用于上半部的翻斗油缸力、動臂支撐力和動臂油缸力較大。變形量和應(yīng)力大小均滿足要求。2前安裝的疲勞分析2.1s-n擬合曲線的確定材料的疲勞極限和S-N曲線,只能夠代表標(biāo)準(zhǔn)光滑試樣的疲勞性能。而前車架的尺寸、形狀和表面情況與標(biāo)準(zhǔn)試樣有很大差別,因此其疲勞壽命和強度也與標(biāo)準(zhǔn)試樣差別甚大。必須在確定S-N曲線時,考慮影響疲勞強度的一系列因素。影響S-N曲線的因素主要有應(yīng)力集中、形狀尺寸、表面狀況、荷載類型等因素。前車架疲勞試驗所采用的應(yīng)力壽命曲線,可用最小二乘法來確定最佳擬合直線,其擬合方程為式中a,b是待定常數(shù),有以下公式確定前車架材料為Q345,該材料的屈服極限為345MPa,強度極限為586MPa,當(dāng)存活率取95%時,可得a=31.9285和b=-10.510,代入S-N擬合曲線表達式其中σ-1為對稱疲勞彎曲極限。先計算彎曲疲勞強度降低系數(shù)kσD為彎曲疲勞強度降低系數(shù);β1為表面加工系數(shù);ε為尺寸系數(shù);kσ為有效應(yīng)力集中系數(shù)。q為敏性系數(shù);aσ為理論應(yīng)力集中系數(shù);由《機械設(shè)計手冊》得q=0.5;aσ=1.5;β1=1.5;ε=0.6718;由以上幾個參數(shù)得:kσ=1.25;當(dāng)N<1×105時,取N=10,100,1×103,5×103,分別求出相應(yīng)的σ′-W=σ′-1N/KSN。此時KSN=1.1;N≥1×105時KSN取1.4,并且考慮kσD影響,分別求出不同N時的其中:σ′-1N為N次彎曲后的疲勞極限;KSN為疲勞壽命為N分散系數(shù),則可以得到取不同N時對應(yīng)的σ′-1N的值,并繪出S-N曲線,如圖9示。平均應(yīng)力對疲勞強度的影響是第二位的。在考慮平均應(yīng)力的影響時,采用Goodman方法進行糾正。2.2前車架疲勞分析臺架實驗中載荷是一正弦波的荷載,在AN-SYS疲勞計算中我們采用輸入載荷譜的形式來模擬施加載荷。根據(jù)前車架的尺寸參數(shù)、滿載負荷、裝載質(zhì)量,確定前車架上的動態(tài)加載按正弦規(guī)律變化,試驗負荷為脈動循環(huán)負荷,其工作范圍為最小試驗負荷和最大試驗負荷之間,故疲勞分析時載荷變化曲線范圍可取為1.0～2.5,疲勞壽命大于1×105次(即設(shè)計壽命為1×105),取應(yīng)力集中系數(shù)為0.8,如圖10所示。2.3設(shè)計壽命及一物一機法確定在最大崛起力加剩余牽引力偏載工況下,通過計算可以得到前車架的壽命云圖、損傷云圖、等效交變應(yīng)力云圖以及安全系數(shù)云圖,如圖11～圖14所示。壽命云圖顯示由于疲勞作用直到失效的循環(huán)次數(shù)。如果等效交變應(yīng)力比S-N曲線中定義的最低等效交變應(yīng)力低,則壽命使用S-N曲線中定義的最大循環(huán)次數(shù)。圖11給出了最大與最小等效交變應(yīng)力的位置,最大等效交變應(yīng)力為213.97MPa;由壽命云圖知最大壽命是107次循環(huán),最小壽命為3.27×105次循環(huán)。圖12給出了最低壽命的位置,位于下鉸接座下鉸接板的鉸接座處。最大等效交變應(yīng)力值為213.97MPa,超過S-N曲線中定義的最低交變應(yīng)力值,所以最大等效交變應(yīng)力值所對應(yīng)的壽命即為最小壽命,即3.27×105次循環(huán)。損傷為設(shè)計壽命與可用壽命的比值,設(shè)計壽命定義為1×105次循環(huán)。所以最大損傷Damage=LifeDesign÷LifeAvailable=1×105÷3.27×105=0.306,最大損傷的位置也就是壽命最低的位置。最大損傷位置如圖13所示,發(fā)生在下鉸接座下鉸接板的鉸接座處,此時損傷小于1,即設(shè)計壽命小于使用壽命,滿足使用要求。由于無限壽命不能告訴太多的信息,所以需要計算出安全系數(shù)(最大值為15),安全系數(shù)云圖是關(guān)于一個在給定設(shè)計壽命下的失效,以設(shè)計壽命1×105次循環(huán)作為設(shè)計壽命,計算得到其安全系數(shù)結(jié)果,如圖14所示。從圖中可以看出,在這么高的設(shè)計壽命條件下,最小的安全系數(shù)仍可以達到1.088,說明足可以滿足設(shè)計要求,而且材料利用率比較高。疲勞分析方法具有一定的可行性,可以在產(chǎn)品設(shè)計研發(fā)階段對整車進行仿真試驗,預(yù)測零部件的疲勞壽命和薄弱部位,為進一步的優(yōu)化改進提供依據(jù)。3前車架可靠性分析前車架作為裝載機重要的組成部分,其結(jié)構(gòu)和性能直接影響著整機的工作能力和性能。文中結(jié)合有限元分析法和疲勞可靠性研究兩個方面的內(nèi)容對前車架進行可靠性分析計算,分析研究了工作裝置的結(jié)構(gòu)特點,對工作裝置進行了合理簡化;利用PRO/E軟件建立了ZL50型裝載機前車