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基于有限元及疲劳寿命分析的铰链梁设计

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Ice_XIAO 发表于 2012-10-8 11:35:01
发表时间:2010-7-26 牛青波 王彦伟 李燕春 王东峰 来源:e-works

1 前言
    近年来,随着机械行业各领域的快速发展,金刚石的工业需求量日益增加,制备金刚石用的铰链梁系统承受着繁重任务,伴随铰链梁系统直径、压力的增大,传统的设计方法已经不能适合技术发展的需要,如果利用先进的有限元和疲劳寿命分析软件,则在设计阶段就能精确地预测出产品和工程的技术性能,并对铰链梁系统进行静、动力强度等技术参数进行分析计算校核,以代替繁琐、长周期价格昂贵的物理疲劳试验,预测产品的受力情况和疲劳寿命。

2 有限元分析过程及模型的建立
    制备金刚石用铰链梁系统总成由六个相同的铰链梁按六个方位排列,在高压下使片状石墨转变成六面体金刚石,铰链梁工作应力要求不得超过许用应力,使用寿命设计要求为不低于5年。整个设计过程先采用有限元分析软件 ANSYS对铰链梁系统进行总体分析,根据静强度理论进行初步校核;再利用疲劳分析软件分析铰链梁系统在变载荷下的疲劳寿命,以预测铰链梁系统疲劳寿命的期望值。
    根据铰链梁实际的工况分析,铰链梁耳部与铰链梁缸体之间的连接处并不是应力最大处,建模型时暂不考虑建加强筋。若分析结果显明不建加强筋,铰链梁耳部与铰链梁缸体之间的连接处仍有足够的强度,则初步设计中铰链梁耳部与铰链梁缸体之间的连接处可以去掉加强筋,使结构得到优化并降低生产成本。
    考虑六个铰链梁空间的装配位置,铰链孔处施加的约束如下图 1。即认为销钉与铰链孔在间隙配合的情况下,铰链孔在下图所示粗线部分受到销钉挤压,在有限元分析时,在粗线部分施加固定约束。
图1 铰链孔施加约束简图
    铰链梁缸体的网格划分时需要在耳部及缸体内底部细化,以提高ANSYS程序的计算精度,铰链梁缸体内施加与表面垂直压力110Mpa。
    划分的网格如图2所示;总体分析模型如图3。
图2 有限元分析网格划分    图3 总体分析模型
3 分析结果
    本论文给出的分析结果包括铰链梁缸体位移结果、应力应变结果。其中铰链梁缸体的位移指缸体主体底部沿轴向的膨胀量;由应力应变结果可根据第三强度理论校核缸体耳部及缸体底部是否满足设计要求。
    (1) 缸体底部沿轴向(X方向)位移分布
    图4是 ANSYS程序后处理NODAL SOLUTION(节点位移)显示结果,右图是 主视图,显示结果表明缸体底部的位移最为明显。左图可以看出缸体底部有微凸现象。
图4 缸体底部X方向位移分布图
ANSYS程序显示的 X方向位移计算结果(部分)
    从计算结果可知,缸体底部 X方向最大位移发生在 7715号节点,即缸体内底部中心处,最大 X方向位移为:0.4815mm。
    (2)铰链梁系统总体 Mises应力分布
    总体 Mises等效应力分布如图 5。ANSYS程序显示结果表明在铰链梁的壁较薄的耳部铰链孔和缸体内底部圆角处有较大的应力,这与实际应力应变分布状况完全一致。图 5中由于视图关系和耳部铰链孔本身应力分布关系,耳部铰链孔的应力分布图不明显。
图5总体铰链梁系统Mises等效应力分布
    (3)铰链梁系统耳部铰链孔 Mises应力分布
    耳部铰链孔处的最大Mises应力发生在8466号节点,位于三个并列铰链孔中,厚度较薄铰链孔边缘处。最大Mises应力数值为559.47Mpa。
图6 铰链梁耳部铰链孔Mises应力分布    图7铰链梁缸体内底部Mises应力分布
    (4) 铰链梁缸体内底部圆弧 Mises应力分布
    缸体内底部圆弧处的最大Mises应力发生在7009号节点,位于缸体内底部圆弧过渡处,最大Mises应力数值为414.02Mpa,见图7。
4 静强度校核
    由于所用材料屈服应力σs为835Mpa,综合考虑受载情况,安全系数ns取
1.5,则该种材料的许用应力[σ]=σs/ns,即为463.89 Mpa。
    铰链梁耳部铰链孔最大Mises应力数值为559.47Mpa>[σ],由此可知,耳部较薄铰链孔强度不够,容易发生断裂,应该加厚。
    铰链梁缸体内底部圆弧处的最大Mises应力414.02Mpa<[σ],则可知缸体内底部圆弧强度足够,满足实际工况需求。
5 疲劳寿命分析背景
    从以上有限元分析可知,为了保证铰链梁系统工作可靠性,避免或减少铰链梁系统出现过早疲劳破坏或预料不到的风险,选用了较高的安全系数进行保守设计,其结果是增加了铰链梁的重量和制造成本。为了更精确的预测铰链梁系统的应力、疲劳和寿命情况,必需对铰链梁实际工况进行疲劳寿命分析,以达到优化铰链梁设计结构的目的。
6 疲劳寿命分析过程
    本文分析采用疲劳分析软件的主要分析功能之一进行此铰链梁总成的疲劳寿命分析,即根据 S-N曲线进行总寿命评价分析。
    这是最传统的总寿命分析法。这种方法对裂纹的产生和扩展不加以明确的区分,能够预测到有较大的损伤或破坏为止的总寿命。当然,这种方法也能够对材料在一系列循环载荷作用下各部位的损伤度、剩余寿命进行评价。
7 材料性能数据
    材料 35CrMo的疲劳寿命 S-N曲线表达式为:
    LgNp=Ap+BpLg(y) 其中:Np代表存活率为 p使的破坏循环次数应力幅的平均值,单位为 Mpa;Ap、Bp为与存活率相关的材料常数。
表1 35CrMo疲劳寿命数据
    材料 35CrMo在调质处理情况下强度极限与疲劳极限数据如下
表2 35CrMo疲劳极限
    综合以上数据,在寿命分析中,35CrMo的 S-N曲线取为下图。
图8 分析所使用的 35CrMo的 S-N曲线
8 载荷历程
    根据铰链梁系统实际工况,铰链梁缸体内压力载荷变化过程如下图所示。
图9 铰链梁缸体内压力变化过程
    每个载荷历程周期为12分钟。
    根据设计要求,在使用期限内,铰链梁经过的应力循环次数为:
    5*365*24*60/12=2.19E5
9 计算机辅助设计分析结果与实测结果对比
    根据软件疲劳分析的各类损伤、寿命结果程序,得出最容易破坏节点的寿命分析数据。最容易发生疲劳破坏的部位,主要分布在:(1)铰链梁耳部;(2)铰链梁缸体内底部圆弧过渡处。这与铰链梁实际破坏形式完全相同,其中根据图4计算结果,缸体底部 X方向最大位移0.4815mm,与实际测量值0.5mm几乎一致,也证明了计算机仿真设计的实用性与可靠性。
    根据图12所示寿命计算结果,寿命最短节点编号为:8410,该节点可承受的
应力循环次数为2.929E5,疲劳寿命约为5.5年,该结果大于设计所要求的应力循环次数:2.19E5,5年的设计指标,根据实际寿命考核,利用此次计算机辅助设计分析结果,所生产的铰链梁系统寿命可靠度达到90%以上。
10 结论
    综合以上分析结果,并依据铰链梁的设计要求,铰链梁系统的此种设计可以
达到设计寿命为5年的要求。同时,从本文也可以看出,通过计算机CAD和CAE的仿真设计,可以判断所设计产品的制造性、可靠性能如何,大大缩短了产品的设计周期,并能对产品结构的优化设计作出快速响应。随着计算机CAE软件技术的快速发展,机械设计中有限元仿真模拟与CAD环境的双向嵌入是一个必然的趋势。
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