ANSYS挖掘機(jī)連桿螺栓的疲勞壽命分析(二)

2013-07-17 by:廣州Ansys中心來源:仿真在線

2.2.2 載荷和約束

在螺栓與螺母的緊合面上,允許有平行于緊合面方向的位移。但由于在此次分析中將螺栓與螺母作為一個(gè)整體考慮,因此約束施加在靠近頸部的螺栓頭部端面上。假設(shè)連桿螺栓所承受的載荷沿螺母上表面均勻分布,視為分布在螺母上表面的面載荷,方向?yàn)檩S向。分析時(shí),對(duì)該連桿螺栓施加了最大載荷167.0 MPa、平均載荷92.0MPa和最小載荷16.7MPa。對(duì)應(yīng)于最大載荷的連桿螺栓應(yīng)力分布如圖3所示。由圖3可知,應(yīng)力集中最嚴(yán)重的地方出現(xiàn)在螺栓桿部與頭部的過渡處,這與試驗(yàn)結(jié)果完全吻合,證明所建立的模型是正確的。

2.2.3 疲勞壽命計(jì)算

從連桿螺栓桿部與頭部的過渡圓弧處提取應(yīng)力值較大的數(shù)點(diǎn)進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算。其中應(yīng)力最大節(jié)點(diǎn)的6個(gè)應(yīng)力分量。

完成S—N曲線、應(yīng)力集中系數(shù)的設(shè)定,并手工輸入不同載荷下的6個(gè)應(yīng)力分量以及循環(huán)次數(shù)后,系統(tǒng)可計(jì)算出耗用壽命系數(shù)。一般來說,如果壽命系數(shù)小于1,則表明在經(jīng)受給定的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)后,該點(diǎn)不會(huì)發(fā)生疲勞破壞。計(jì)算結(jié)果表明,當(dāng)目標(biāo)循環(huán)次數(shù)為5xl06次時(shí),其耗用壽命系數(shù)為5,即實(shí)際可循環(huán)的次數(shù)為1×106次。由此可見,連桿螺栓的疲勞強(qiáng)度不夠,所以在規(guī)定的循環(huán)次數(shù)內(nèi)。連桿螺栓頸部必將發(fā)生斷裂,這與試驗(yàn)結(jié)果一致。

3 改進(jìn)措施

可通過以下方法提高零件的疲勞壽命:采用強(qiáng)度級(jí)別更高的材科;進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn),即改進(jìn)頸部的結(jié)構(gòu),使過渡圓弧處的連接平角平滑以減少應(yīng)力集中;改進(jìn)生產(chǎn)工藝,對(duì)螺栓頸部進(jìn)行強(qiáng)化處理,如局部滾壓等工藝,以達(dá)到強(qiáng)度要求。

對(duì)于一個(gè)不具備設(shè)計(jì)資格,僅進(jìn)行加工生產(chǎn)的企業(yè)來說,進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)也是行不通的。因此可從工藝改進(jìn)方面來提高連桿螺栓的疲勞壽命。

(1)局部滾壓位置的確定。根據(jù)對(duì)臺(tái)階過渡圓弧處應(yīng)力集中現(xiàn)象的分析,輪廓線上切向拉應(yīng)力最大的點(diǎn)與軸線的夾角為50°,在此角度前后一定范圍內(nèi)應(yīng)是重點(diǎn)強(qiáng)化區(qū)。初步擬定采用法向滾壓的方式。

(2)疲勞壽命分析。在連桿螺栓的有限元模型中,對(duì)應(yīng)力集中區(qū)域施加法向滾壓力,求解后進(jìn)行靜強(qiáng)度分析,確定不同載荷下各點(diǎn)的應(yīng)力分布數(shù)據(jù),然后進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算。

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