基于接觸非線性分析的隔膜泵下箱體結(jié)構(gòu)優(yōu)化

張偉

摘 要：下箱體是隔膜泵動力端重要的支撐部件，其作用是支撐整個動力端系統(tǒng)，并連接隔膜泵動力端和液力端。下箱體在隔膜泵運(yùn)行過程中不斷承受隔膜泵動力端負(fù)載的周期性作用，隨著隔膜泵動力端負(fù)載不斷加大，下箱體極易發(fā)生由于強(qiáng)度不滿足要求導(dǎo)致的斷裂事故，因此，強(qiáng)度是下箱體安全與否的一項重要考核指標(biāo)。本文提出了一種更加符合實際工況的下箱體強(qiáng)度有限元分析方法，該方法對下箱體軸承座處應(yīng)力狀態(tài)能更加準(zhǔn)確模擬，利用該方法對某型號隔膜泵下箱體軸承座處應(yīng)力分布進(jìn)行模擬，找到該下箱體軸承座可能的強(qiáng)度薄弱位置及對應(yīng)的應(yīng)力值，針對該強(qiáng)度風(fēng)險點(diǎn)，找到強(qiáng)度不足的原因是圓角半徑太小，發(fā)生局部應(yīng)力集中，通過增大該處圓角半徑，達(dá)到降低該處應(yīng)力，提高強(qiáng)度的目的。提出的下箱體接觸非線性分析方法可為下箱體軸承座處應(yīng)力精確分析和軸承座結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供一種實用、有效的途徑。

關(guān)鍵詞：隔膜泵；下箱體；Adina；強(qiáng)度分析

中圖分類號：TH323 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A

0.前言

隔膜泵動力端下箱體主要作用是支撐和安裝隔膜泵動力端關(guān)鍵件，如曲軸、連桿、十字頭、介桿等，下箱體不斷承受曲軸傳遞的作用力。隔膜泵下箱體主要由各種不同厚度的鋼板焊接加工制造而成，隨著隔膜泵規(guī)格不斷增大，隔膜泵動力端負(fù)載不斷增大，下箱體承受的曲軸活塞力不斷加大，同時下箱體結(jié)構(gòu)形式多樣化，使下箱體在隔膜泵工作過程中極易發(fā)生由于下箱體結(jié)構(gòu)不合理導(dǎo)致的局部強(qiáng)度不滿足使用要求，進(jìn)而發(fā)生下箱體斷裂事故。本文以一種新結(jié)構(gòu)下箱體為研究對象，該箱體軸承座采用了鉤板結(jié)構(gòu)形式，軸承座與軸承壓蓋通過4個螺柱連接，傳統(tǒng)的下箱體強(qiáng)度分析為了簡化計算，將軸承座和軸承壓蓋做成一體，計算無法真實反應(yīng)軸承壓蓋應(yīng)力狀態(tài)。本文為了真實計算軸承壓蓋應(yīng)力狀態(tài)，將軸承壓蓋和軸承座做成兩個體，并采用螺柱進(jìn)行連接，考慮接觸和螺柱預(yù)緊對軸承壓蓋應(yīng)力分布的影響，學(xué)者對軸承座及下箱體強(qiáng)度進(jìn)行了許多研究。

本文采用仿真模擬的手段對下箱體整體應(yīng)力分布進(jìn)行模擬，特別關(guān)注了第二軸承支撐處，軸承壓蓋的應(yīng)力分布。由于Adina軟件在結(jié)構(gòu)接觸非線性分析的計算精度和計算效率方面具有較強(qiáng)的優(yōu)勢，深得同行專家的認(rèn)可。因此本文采用Adina軟件進(jìn)行分析，建立了下箱體裝配體有限元模型，施加約束和接觸邊界條件，通過求解獲得了下箱體整體應(yīng)力分布和變形狀態(tài)，單獨(dú)分析了軸承壓蓋應(yīng)力分布，找出軸承壓蓋應(yīng)力薄弱位置及最大應(yīng)力值。通過局部修改軸承壓蓋應(yīng)力集中位置圓角尺寸，降低該處的應(yīng)力水平，提高軸承壓蓋強(qiáng)度。

1.下箱體有限元強(qiáng)度分析

1.1 幾何模型

下箱體采用整體模型進(jìn)行分析，簡化掉對強(qiáng)度影響不大的細(xì)節(jié)特征，由于分析重點(diǎn)研究曲軸支撐座處軸承壓蓋及軸承座強(qiáng)度，將下箱體第二支撐座處軸承壓蓋和軸承座作為單獨(dú)體，下箱體其他部分合并為一個體。下箱體三維模型如圖1所示。

1.2 有限元模型

將下箱體三維模型導(dǎo)入Adina中，采用四節(jié)點(diǎn)四面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，接觸面的網(wǎng)格應(yīng)當(dāng)劃分的相對規(guī)則，保證接觸非線性計算收斂性，對重點(diǎn)研究的零件軸承座網(wǎng)格應(yīng)當(dāng)細(xì)化，保證計算結(jié)果準(zhǔn)確性。下箱體板筋件材料是低合金結(jié)構(gòu)鋼Q345B，材料的彈性模量為206GPa，泊松比為0.3，材料屈服極限為275MPa。建立的有限元模型如圖2所示。

下箱體有限元分析的約束和載荷如下：下箱體與地面連接地角螺栓施加豎直和橫向約束；下箱體前板與腔體連接面施加前后方向約束；第二軸承座與軸承壓蓋之間建立接觸，設(shè)置接觸摩擦系數(shù)為0.1；軸承座與軸承壓蓋之間螺柱連接通過beam單元模擬，并施加螺柱預(yù)緊力；軸承座內(nèi)圈施加工況活塞力，下箱體有限元模型如圖2所示。

1.3 計算結(jié)果

將下箱體有限元模型在Adina軟件中進(jìn)行靜力學(xué)計算，得到下箱體整體應(yīng)力及變形結(jié)果，如圖3所示。最大應(yīng)力發(fā)生在第二軸承座軸承壓蓋R5圓角處，該處也是強(qiáng)度風(fēng)險點(diǎn)位置，該處局部放大的應(yīng)力云圖如圖4所示。圖5中左圖為第二軸承壓蓋只承受螺栓預(yù)緊作用的應(yīng)力，右圖為承受螺栓預(yù)緊力和工作活塞力作用的應(yīng)力。

1.4 小節(jié)結(jié)論

計算下箱體靜強(qiáng)度安全系數(shù)為

n=σs/σ=275/ 223.05=1.23﹤1.7，

說明該處應(yīng)力過大，靜強(qiáng)度不滿足使用要求。

從圖5可以看出，下箱體在安裝狀態(tài)（只有螺栓預(yù)緊力）時，危險圓角處應(yīng)力為164.957MPa，說明安裝狀態(tài)該處應(yīng)力已經(jīng)較大。

2.下箱體結(jié)構(gòu)改進(jìn)后應(yīng)力分析

2.1 幾何模型修改

第1節(jié)計算得到第二軸承壓蓋R5圓角應(yīng)力過大，考慮通過加大圓角尺寸降低該處應(yīng)力，將第二軸承座壓蓋應(yīng)力最大位置處圓角由R5改為R30，保持模型其他尺寸不變，下箱體有限元分析載荷和約束條件與第1節(jié)保持一致。軸承壓蓋修改前后結(jié)構(gòu)如圖6所示。

2.2 模型修改后應(yīng)力計算結(jié)果

分析得到下箱體應(yīng)力和變形結(jié)果，如圖7所示，最大應(yīng)力為207.351MPa，該應(yīng)力發(fā)生在軸承座和軸承壓蓋接觸面上，不是真實應(yīng)力，單獨(dú)顯示第二軸承壓蓋應(yīng)力，如圖8所示，最大應(yīng)力發(fā)生在R30圓角處，最大應(yīng)力值為135.027MPa。

結(jié)論

為了方便比較結(jié)果，將修改模型前后下箱體軸承壓蓋應(yīng)力計算結(jié)果列入表1中。

通過將軸承壓蓋圓角尺寸由R5增大為R30，圓角處應(yīng)力由223.05MPa下降為135.027MPa，應(yīng)力顯著降低。計算修改圓角后軸承壓蓋靜強(qiáng)度安全系數(shù)：n=σs/σ=275/135.027=2.04﹥1.7，下箱體靜強(qiáng)度滿足使用要求。

通過對某型號動力端下箱體應(yīng)力分析，發(fā)現(xiàn)下箱體第二軸承壓蓋R5圓角應(yīng)力為223.050MPa，應(yīng)力大，并且該處應(yīng)力集中，初步判斷軸承壓蓋強(qiáng)度不滿足使用要求。計算結(jié)果看出，增大圓角尺寸是改善該處強(qiáng)度的一條有效途徑。

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