基于CAE的塔機(jī)油缸耳環(huán)強(qiáng)度校核及優(yōu)化.pdf

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1、精密制造與自動(dòng)化2011年第1期基于CAE的塔機(jī)油缸耳環(huán)強(qiáng)度校核及優(yōu)化張立平黃海濤汪中厚上海理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院(200093)上海機(jī)床廠有限公司(200093)摘要耳環(huán)是塔機(jī)油缸的一個(gè)重要的零部件，由于耳環(huán)的受力情況復(fù)雜、工作環(huán)境惡劣及耳環(huán)與銷軸的接觸方程較強(qiáng)的非線性，試圖通過(guò)材料力學(xué)來(lái)精密校核耳環(huán)的強(qiáng)度問(wèn)題是非常困難的事情?；贑AE仿真技術(shù)，針對(duì)某廠生產(chǎn)的油缸機(jī)構(gòu)，借助CAE軟件Pro／MECHANICA建立油缸的仿真模型，分析并校核了油缸耳環(huán)的強(qiáng)度。針對(duì)耳環(huán)的薄弱環(huán)節(jié)利用PRO／E分析功

2、能對(duì)耳環(huán)進(jìn)行優(yōu)化，對(duì)耳環(huán)強(qiáng)度的校核以及優(yōu)化方法為其他部件的優(yōu)化提供了參考。關(guān)鍵字軸孔接觸分析仿真液壓油缸強(qiáng)度校核優(yōu)化塔機(jī)油缸的上端連接爬升架，下端連接塔身，主要用于支撐塔頂?shù)闹亓?，一旦發(fā)生斷裂，極有可能造成設(shè)備的損壞、從而導(dǎo)致中斷塔機(jī)的正常工作、造成嚴(yán)重的經(jīng)濟(jì)損失。但是油缸的傳統(tǒng)校核方法主要考慮油缸的壓桿穩(wěn)定問(wèn)題，以及主要依據(jù)材料力學(xué)近似地評(píng)價(jià)油缸各零部件的強(qiáng)度問(wèn)題。尤其是油缸的耳環(huán)部圖2油缸耳環(huán)示意圖件，受力情況比較復(fù)雜，工作環(huán)境比較惡劣，如果設(shè)計(jì)與使用不當(dāng)，都會(huì)在工程中有斷裂的情況發(fā)耳環(huán)圓角

3、的位置處的Vonmises應(yīng)力和第一主應(yīng)力生。因此，非常有必要對(duì)耳環(huán)進(jìn)行強(qiáng)度校核。有所降低，耳環(huán)的安全因數(shù)有所提高。因此我們的針對(duì)某廠依照傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法設(shè)計(jì)的塔機(jī)油優(yōu)化方法是可行的。缸，在PRO／ENGNEER中建立如圖1所示的油缸三維模型，耳環(huán)模型如圖2所示。1油缸耳環(huán)強(qiáng)度的CAE分析1．1油缸CAE模型的建立1．1．1Pro／MECHANICA的特點(diǎn)Pro／MECHANICA為PRO／ENGNEER的子模塊，它們具有單一的數(shù)據(jù)庫(kù)，可以對(duì)數(shù)據(jù)共享，不存在因?yàn)閿?shù)據(jù)格式的轉(zhuǎn)換和數(shù)據(jù)丟失等問(wèn)題影響精度

4、?。本文采用CAE分析軟件Pro／MECHANICA耳對(duì)油缸進(jìn)行分析。1．1．2CAE模型的建立圖1油缸的三維裝配圖油缸的實(shí)際安裝位置如圖3所示。根據(jù)油缸的使用工況及設(shè)計(jì)參數(shù)，工作壓力是耳環(huán)工況比較復(fù)雜，在設(shè)計(jì)中用材料力學(xué)來(lái)精20MPa。缸筒的內(nèi)徑為140ITIII1。在實(shí)際的工況中，確校核耳環(huán)的強(qiáng)度比較困難，因此利用CAE仿真油缸受到與軸線的夾角為2。的力的作用，根據(jù)壓分析方法精確地求解帶有間隙的軸孔接觸問(wèn)題，得力換算為31t。到耳環(huán)的各個(gè)應(yīng)力分布。根據(jù)第一主應(yīng)力云圖，針根據(jù)油缸的實(shí)際工況，在

5、PRO／MECHANICA對(duì)耳環(huán)應(yīng)力較大的部位進(jìn)行優(yōu)化。優(yōu)化的結(jié)果表明，中施加如下的邊界條件：在耳環(huán)與銷軸及缸底與銷張立平等基于CAE的塔機(jī)油缸耳環(huán)強(qiáng)度校核及優(yōu)化由圖4可知在力的作用位置處油缸的變形最大。經(jīng)過(guò)CAE分析，耳環(huán)的Vonmises應(yīng)力及第一主應(yīng)力的計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表2。表2工作壓力作用下油缸耳環(huán)的安全因數(shù)圓角第一主強(qiáng)度屈服安全安全固定半徑R應(yīng)力極限Vonmises極限因數(shù)因數(shù)／mm／MPa／MPa／MPal2225902．66200M隊(duì)2951．47圖3油缸的受力簡(jiǎn)圖軸之間添加接觸，并且約

6、束銷軸的所有自由度，可可知第一主應(yīng)力為222MPa，Vonmises應(yīng)力為以讓油缸繞著銷軸在允許的公差范圍內(nèi)6個(gè)自由度200MPa，耳環(huán)的第一主應(yīng)力云圖如圖5所示。均浮動(dòng)，邊界條件的設(shè)置很好的模擬油缸的實(shí)際工況。油缸的材料為45鋼，熱處理工藝為正火加回火。材料的各個(gè)性能參數(shù)見(jiàn)表1。表1力學(xué)性能正火加回密度泊松楊氏模正火加回火的強(qiáng)火的屈服／Kg．(m)。比量／MPa度極限／MPa極限／MPa圖5R=I時(shí)第一主應(yīng)力分布云圖和局部放大圖78500-32060005702751．2．2解析結(jié)果分析耳環(huán)的

7、材料為45鋼，為塑性材料，因此我們網(wǎng)格是有限元分析的基礎(chǔ)“PRO／MECHANICA采主要關(guān)心耳環(huán)的第一主應(yīng)力的分布。根據(jù)表2和圖用P法劃分網(wǎng)格。自適應(yīng)P法網(wǎng)格劃分技術(shù)，靠增加5可知，耳環(huán)的圓角的部分由于截面的突變及受力單元內(nèi)插值函數(shù)的階次來(lái)達(dá)到設(shè)定的收斂精度。較為復(fù)雜，第一主應(yīng)力和Vonmises較大，為油缸的在計(jì)算的過(guò)程中，采用提高內(nèi)插值函數(shù)的階次和控薄弱環(huán)節(jié)。制網(wǎng)格的大小來(lái)保證計(jì)算結(jié)果的收斂性。1．2CAE仿真分析2耳環(huán)的優(yōu)化1．2．1耳環(huán)工況的仿真根據(jù)圖5所示可以看出，在油缸耳環(huán)圓角的位

8、利用CAE軟件Pr0／MECHANICA對(duì)油缸進(jìn)行置處第一主應(yīng)力較大，因此針對(duì)耳環(huán)圓角進(jìn)行優(yōu)分析的油缸整體變形圖如圖4所示?；８鶕?jù)機(jī)械工藝原理，如果圓角半徑過(guò)小，則會(huì)有突變截面的產(chǎn)生，使應(yīng)力過(guò)大，因此建立如下的優(yōu)化模型：f／其中，角自q半徑){I．1f不滿足_E啶干涉的工偉易于加工，應(yīng)力刁極5艮值根據(jù)上式，以耳環(huán)圓角位置處的應(yīng)力最小為優(yōu)圖4油缸的整體變形圖化目標(biāo)，以不發(fā)生干涉為約束條件，以圓角半徑為41精密制造與自動(dòng)化2011年第1期參變量對(duì)油缸的模型進(jìn)行優(yōu)化。隨著圓角半徑逐漸的增大，耳環(huán)圓角