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    近海廢棄物收集系統(tǒng)壓縮裝置的疲勞壽命分析*

    2021-03-26 05:44:32
    起重運輸機械 2021年4期
    關(guān)鍵詞:推板液壓缸云圖

    青島科技大學(xué)機電工程學(xué)院 青島 266061

    0 引言

    當(dāng)前,我國機械裝備制造業(yè)迅猛發(fā)展,工藝水平得到長足進步,對裝備的耐疲勞性提出了更高要求,故對機械裝備的疲勞壽命研究具有重要意義[1]。一些科研機構(gòu)及公司著手研究船體裝備的疲勞壽命,Vedeler首先提出了船體疲勞強度的危害性[2];Jordan 和Cochran對多艘正在服役船舶進行檢測,在多艘船舶的關(guān)鍵區(qū)域發(fā)現(xiàn)了疲勞裂紋[3,4];Song R等基于概率斷裂力學(xué)理論提出一種雙體船簡化疲勞分析方法[5];CCS的王然章川等人對船體結(jié)構(gòu)疲勞強度計算的簡化方法進行了研究[6];蔣志巖對船體結(jié)構(gòu)疲勞評估過程中的應(yīng)力分析方法進行了探討和比較,并通過有限元軟件對熱點應(yīng)力的插值方法和有限元建模原則進行了研究[7];顧學(xué)康、沈進威對非線性載荷的計算及其對疲勞損傷的影響進行了研究[8]。

    由此可知,目前國內(nèi)外針對船體結(jié)構(gòu)的疲勞壽命研究較多,而對船體裝置內(nèi)部結(jié)構(gòu)的疲勞壽命研究較少[9]。在近海廢棄物收集船的壓縮裝置中,推板是實現(xiàn)壓縮和推送垃圾的重要部件。壓縮裝置在工作過程中,推板會承受變化的動載荷,并在其作用下產(chǎn)生動態(tài)應(yīng)力。當(dāng)推板運行到保壓階段時,疲勞強度會降低,產(chǎn)生疲勞裂紋[10],最終有可能導(dǎo)致推板發(fā)生斷裂破壞。因此,有必要對推板進行疲勞壽命分析,確保推板結(jié)構(gòu)在滿足強度和剛度要求的基礎(chǔ)上,達到可靠性和壽命要求。

    1 壓縮裝置的結(jié)構(gòu)

    近海廢棄物收集系統(tǒng)中的壓縮裝置主要由滑軌、進料斗、推板、液壓缸、壓縮艙體等組成,壓縮裝置結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。推板由板材制成,整體呈折面形,存在一個傾斜的支撐面;推板的側(cè)面設(shè)置3個液壓缸基座安裝點,并通過焊接形式連接推板與液壓缸基座;左右兩側(cè)布置滑軌接觸口,并將推板與滑塊整體焊接;推板底部施加3個排水孔,排水孔貫穿整體推板。壓縮裝置推板結(jié)構(gòu)的三維模型如圖2所示。

    圖1 壓縮裝置結(jié)構(gòu)示意圖

    圖2 推板三維模型

    2 推板的靜力學(xué)分析

    靜力學(xué)分析為推板疲勞壽命預(yù)測提供應(yīng)力應(yīng)變歷程結(jié)果,確定疲勞問題較嚴重的部位[11]。靜力學(xué)分析結(jié)果的可靠性將影響推板疲勞壽命預(yù)測結(jié)果的準確性,故有必要進行靜力學(xué)分析。利用Ansys Workbench仿真平臺對推板進行靜力學(xué)仿真分析,首先將推板三維模型導(dǎo)入仿真平臺,并對模型進行網(wǎng)格劃分;然后依據(jù)推板的受力情況對模型施加載荷與約束;最后對模型的仿真分析進行求解,得到推板在理論載荷和約束下的變形和應(yīng)力云圖,完成靜力學(xué)仿真。

    2.1 理論基礎(chǔ)與參數(shù)設(shè)置

    1)理論基礎(chǔ)

    采用有限元法對結(jié)構(gòu)進行靜力學(xué)分析,對整體結(jié)構(gòu)進行受力分析和結(jié)構(gòu)簡化,利用離散化的方法把簡化的連續(xù)結(jié)構(gòu)看作許多單元組件。對每個單元建立剛度方程,對整體結(jié)構(gòu)建立平衡方程[12,13]。通過研究物體在力系作用下的平衡規(guī)律,確定靜力學(xué)分析理論公式為

    式中:[K]為剛度矩陣,{x}為節(jié)點位移矩陣,{F}為戴荷矩陣。

    2)參數(shù)設(shè)置

    設(shè)置材料屬性,選擇推板材料為Q345,其抗拉強度為490 MPa,屈服強度為345 MPa,彈性模量為2.06×105MPa,密度為7.85×10-6kg/mm3,泊松比為0.28。將有限元模型導(dǎo)入Ansys Workbench仿真平臺,對模型劃分網(wǎng)格,將載荷和約束施加于推板,推板的受力主要有執(zhí)行液壓缸對推板的推力、廢棄物對推板的作用力、廢棄物對傾斜面的作用力等。如圖3所示,在液壓缸基座B、C、D處分別施加載荷,在推板A點處設(shè)置固定約束。

    圖3 推板載荷與約束圖

    2.2 結(jié)果分析

    前處理完成后,對推板模型仿真分析求解得到推板應(yīng)力應(yīng)變云圖,推板的變形情況如圖4所示,推板的應(yīng)力分布情況如圖5所示。

    圖4 推板應(yīng)變云圖

    由圖4可以看出,推板的變形主要發(fā)生在X方向,其變形數(shù)值為3.88 mm,Y方向和Z方向的變形較小,分別為0.42 mm和0.11 mm。推板的最大變形位置集中在推板中上部,變形量的變化規(guī)律呈環(huán)狀分布,由內(nèi)圈向外圈逐漸降低。

    由圖5可得推板最大的受力區(qū)域位于推板的頂部區(qū)域,存在應(yīng)力集中現(xiàn)象,推板下部的受力較小,所受的最大應(yīng)力值為242.35 MPa,低于推板材料的屈服強度,與實際工況相符,推板結(jié)構(gòu)強度符合設(shè)計要求。

    圖5 推板應(yīng)力云圖

    2.3 推板的改進

    由前述推板靜力學(xué)仿真結(jié)果可知,推板在X方向的變形相對較大,且最大變形位置集中在推板頂部。為保證推板的安全性,對其結(jié)構(gòu)做出改進,在安裝液壓缸基座的一側(cè)中上部設(shè)置加強筋。將改進后的分析模型導(dǎo)入Ansys Workbench中,對模型施加載荷與約束。如圖6所示,在強筋A(yù)處施加固定約束,分別在液壓缸基座B、C、D三處施加載荷。參照前文對推板的靜力學(xué)分析步驟,完成對改進后推板的靜力學(xué)分析。

    圖6 改進后的推板載荷與約束圖

    對改進后的推板進行仿真分析所獲得推板最大變形量為3.07 mm,主要變形發(fā)生在X方向,變形規(guī)律由中心向四周擴散,相比較改進前的推板變形量減少0.81 mm;改進后推板的應(yīng)力主要集中在推板的中上部,最大應(yīng)力為 258.38 MPa,小于設(shè)計材料的最大許用應(yīng)力,故在強度上推板足夠安全。

    3 疲勞壽命分析

    Ansys疲勞分析是基于Miner法則進行的,以推板靜力學(xué)分析結(jié)果為基礎(chǔ),對推板進行疲勞壽命分析。根據(jù)推板應(yīng)力應(yīng)變情況可知,改進后的推板形變量減小。由于形變量對推板疲勞破壞影響較小,故本文重點分析推板基于高周疲勞下的疲勞壽命。

    3.1 疲勞分析方法

    本文基于Miner累積損傷理論應(yīng)用有限壽命設(shè)計法對壓縮裝置的推板進行疲勞特性分析。Miner累積損傷理論描述了循環(huán)載荷對結(jié)構(gòu)的持續(xù)作用,使結(jié)構(gòu)發(fā)生損傷進而產(chǎn)生疲勞破壞。材料產(chǎn)生疲勞損傷的程度與應(yīng)力的循環(huán)次數(shù)呈正相關(guān),結(jié)構(gòu)的疲勞損傷累積達到破壞時吸收的凈功W與疲勞載荷歷史無關(guān)。假定在某級應(yīng)力下,材料產(chǎn)生破壞,其應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為N1,W表示吸收能量的極限,在經(jīng)過n1次應(yīng)力循環(huán)后,材料產(chǎn)生的疲勞損傷吸收的凈功為W1,則根據(jù)Miner累積損傷理論可得

    材料的疲勞累積損傷由式(3)可得

    式中:ni為第i級應(yīng)力水平級別下經(jīng)過的應(yīng)力循環(huán)次數(shù);Ni為第i級應(yīng)力水平級別下結(jié)構(gòu)達到破壞時候的應(yīng)力循環(huán)數(shù)。

    由式(3)可知,當(dāng)D的數(shù)值等于1時,評定對象開始出現(xiàn)破壞。

    3.2 疲勞特性

    在設(shè)計仿真中,疲勞分析模塊需要用到在工程數(shù)據(jù)分支下的材料特性當(dāng)中的S-N曲線數(shù)據(jù)。因此,在進行疲勞分析前,需對疲勞材料特性進行添加和修改,并在材料特性的工作表中插入S-N曲線。S-N曲線表示材料所受的應(yīng)力幅與失效循環(huán)次數(shù)之間的關(guān)系[14],通常情況下的S-N曲線是由疲勞測試得到的,參考GB/T 3075—2008《金屬材料疲勞試驗軸向力控制方法》,對相關(guān)文獻中應(yīng)用統(tǒng)計學(xué)法和升降法得到的數(shù)據(jù)進行分析,將數(shù)據(jù)輸入材料特性的工作列表,得到圖7所示雙對數(shù)曲線。

    圖7 雙對數(shù)S-N曲線

    由圖7可知,在給定的應(yīng)力比下,應(yīng)力范圍S越小,壽命越長。當(dāng)應(yīng)力范圍S小于某極限值時,試件不發(fā)生破壞,壽命趨于無限長。

    3.3 仿真設(shè)置

    對疲勞工具Fatigue tool進行初始設(shè)置,在初始設(shè)置中,對疲勞載荷類型進行定義。由于推板承受的是循環(huán)載荷,故在設(shè)置中選擇類型為Fully Reversed,對于交互應(yīng)力循環(huán)不需考慮平均應(yīng)力理論;在Fatigue Tool中添加Life、Safety Factor、Fatigue Sensitivity命令;通過Life模塊,選擇Evaluta all Results計算。

    3.4 結(jié)果分析

    推板在循環(huán)載荷作用下的疲勞壽命云圖如圖8所示。圖中推板在循環(huán)載荷作用下的最大疲勞壽命值為9.7×106次循環(huán),最小值為9.2×106次循環(huán),滿足設(shè)計要求。推板在循環(huán)載荷作用下的安全因子云圖如圖9所示。

    圖8 疲勞壽命云圖

    圖9 安全因子云圖

    由圖9可知,推板的最小安全因子為1.335 2大于1,最大安全因子為15,故推板整體結(jié)構(gòu)較為安全。

    在臨界區(qū)域內(nèi),部件的壽命、損傷或安全系數(shù)等參數(shù)隨載荷的變化而變化,這種變化情況通過疲勞壽命曲線圖得以體現(xiàn),如圖10所示。

    由圖10可知,當(dāng)最大基本載荷擴大范圍為0.5~1倍時,疲勞壽命值基本保持不變;當(dāng)最大基本載荷擴大1倍,疲勞壽命值驟減,下降幅度變大;當(dāng)最大基本載荷擴大到1.1倍,疲勞壽命循環(huán)次數(shù)為4.1×105次。推板在循環(huán)載荷作用下的雙軸指示結(jié)果如圖11所示。

    圖10 疲勞壽命曲線

    圖11 雙軸指示結(jié)果

    由圖11可知,推板所受應(yīng)力值最大區(qū)域在中上部位置,集中在推板與液壓缸基座焊接處,與靜力學(xué)應(yīng)力仿真結(jié)果相對應(yīng)。因此,在對推板進行設(shè)計時,應(yīng)注重與推板相連的液壓缸基座處的設(shè)計,此處產(chǎn)生疲勞裂紋的可能性較大,疲勞裂紋會直接影響推板的疲勞壽命。

    4 結(jié)論

    1)靜力學(xué)分析結(jié)果表明,改進前推板的變形量為3.88 mm,變形相對較大;改進后推板的最大變形量為3.07 mm,最大應(yīng)力為 258.38 MPa。最大應(yīng)力小于設(shè)計材料的最大許用應(yīng)力,故在強度上推板是足夠安全,產(chǎn)生的應(yīng)力主要位于推板中上部。

    2)疲勞壽命分析結(jié)果表明,推板在循環(huán)載荷作用下的最大疲勞壽命值為9.7×106次,最小值為9.2×106次。將最大基本載荷擴大1.1倍后,推板的疲勞壽命循環(huán)次數(shù)降為4.1×105次;與推板相連的液壓缸基座處所受應(yīng)力最大,產(chǎn)生疲勞裂紋的可能性最大;整體來看,推板結(jié)構(gòu)較為安全。

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