基于Workbench的電動堆高車傳動件的疲勞分析

朱 軍

(無錫機電高等職業技術學校，江蘇 無錫 214028)

基于Workbench的電動堆高車傳動件的疲勞分析

朱 軍

(無錫機電高等職業技術學校，江蘇 無錫 214028)

電動堆高車是從事搬運作業的常用車輛，其傳動、連接件的設計將直接影響整個產品的質量和使用壽命。利用有限元軟件在產品設計初期就對其進行強度和疲勞分析，可以大大降低產品研制費用，縮短設計周期。使用ANSYS Workbench軟件，導入連接桿的三維模型，并對其進行靜力學分析、疲勞分析，得出其最大應力位置及疲勞壽命，為后續優化設計提供數據支持。

傳動件；有限元；疲勞壽命；Workbench; 電動堆高車

0 引言

堆高車是進行貨物裝卸、堆高和短距離搬運作業的輪式搬運車輛。在頻繁搬運、裝卸重物時，它的傳動連接件不斷承受沖擊載荷，極易發生疲勞磨損，引發疲勞斷裂，威脅操作人員及周邊人員的人身安全。傳統的疲勞強度檢測方法是進行旋轉彎曲疲勞試驗，需要加載交變載荷，通過多次循環加載測得其最大應力，試驗成本高。采用有限元分析軟件ANSYS Workbench來進行疲勞強度分析能縮短產品設計開發時間，降低設計成本。本文以某堆高車的導輪軸及鏈條連接桿為主要研究對象，使用UG軟件進行三維建模，通過UG與ANSYS Workbench的連接接口導入數據模型，利用Workbench對其進行靜力學分析及疲勞強度分析。

1 堆高車承重部件三維建模

該堆高車為小型電動堆高車，設計承載500 kg，貨叉長420 mm，間距330 mm，為方便搬運散件，在貨叉上配置托盤(可拆卸)。導輪座直接與支撐連接板連接、固定，導輪軸與導輪座連接，鏈條連接桿安裝在導輪軸上，如圖1、圖2所示。

圖1 堆高車承重部件中各零件三維模型

2 靜力學分析

2.1 定義模型材料屬性

實體模型主要采用兩種材料：一種是具有較高強度、韌性和耐磨性的45鋼；一種是含碳量較低、韌性和塑性較好的Q235A。具體材料屬性見表1。

圖2 堆高車承重部件裝配后的實體模型

材料名稱彈性模量GPa泊松比抗拉極限強度MPa密度kg/mm3模型名稱45鋼2100.316247.85×10-6導輪軸、鏈條連接桿Q235A2120.2884557.85×10-6貨叉、托盤、支撐連接板、導輪座

2.2 網格劃分

在DesignModeler模塊中使用Attach to Active CAD File命令導入UG模型，實現模型的雙向關聯性。將6個實體組成一個多體部件，以保證每個實體都能獨立劃分網格，且兩個實體間的接觸區域網格是連續的。使用Hex Dominant和Sweep對模型進行網格劃分，劃分后結果如圖3所示，共計57 212個單元，20 5006個節點。

2.3 施加載荷及邊界條件

為了使數據計算結果盡可能準確，要求施加的邊界條件和載荷與實際工況相接近。在實際工作中托盤放置重物(堆高車設計載荷500 kg)，受到垂直向下的壓力；鏈條連接桿受到向上的拉力；導輪座在立柱中能上下移動，不能左右移動。為了能準確模擬鏈條向上拉動鏈條連接桿時的受力情況，將鏈條連接桿受力面進行分割，添加向上5 000 N的力，如圖4所示。托盤添加向下的力5 000 N，導輪座設置為X、Y方向的位移為0，Z方向位移Free，如圖5所示。

圖3 劃分網格后的模型

圖4 鏈條連接桿受力情況 圖5 導輪座約束示意圖

為簡化分析，忽略了零件間螺栓連接時產生的預緊力，定義各零件之間的接觸為Bonded，不允許零件間有相對滑動或分離。

2.4 模型應力分析結果

針對上述載荷和約束情況，使用Workbench仿真分析后獲得堆高車承重部件的變形云圖(見圖6)和應力云圖(見圖7)。

圖6 堆高車承重部件變形云圖

圖7 堆高車承重部件應力云圖

從圖7可以發現堆高車承重部件的應力最大值為527.52 MPa，發生在鏈條連接桿的內孔上部區域(如圖8所示)，該位置為鏈條與鏈條連接桿的連接處，由此可以判斷出部件中受力最大、最易發生斷裂的零件為鏈條連接桿。本產品設計時鏈條連接桿采用45鋼，其抗拉極限強度為624 MPa，大于應力云圖中的最大壓力，因此該設計是安全的。

圖8 鏈條連接桿處應力云圖

3 疲勞分析

疲勞就是材料在循環應力和應變作用下, 在一處或幾處產生永久性累積損傷, 經一定循環次數后產生裂紋或突然發生完全斷裂的過程[1]。疲勞壽命是指材料在疲勞破壞前所經歷的應力循環次數。疲勞壽命的估算分為裂紋形成階段壽命估算和裂紋擴展階段壽命估算兩部分。常用的疲勞壽命計算方法包括名義應力壽命法、局部應變壽命法和裂紋擴展計算法。本設計采用名義應力有限壽命設計法，它以材料或零部件的S-N曲線為基礎，利用名義應力或局部應力和壽命之間的關系, 針對材料內線性彈性應力進行分析[2-3]。

材料S-N曲線一般都是用旋轉彎曲疲勞試驗得出的, 其常用表達式為：

lgN=a+blgσ.

(1)

其中：N為疲勞壽命，次；σ為名義應力，MPa；a為材料常數；b為斜率參數。

45鋼和Q235A的a、b值和轉折點壽命N0見表2。

表2 兩種材料的S-N曲線a、b值和轉折點壽命N0

部件最大應力發生在鏈條連接桿處，因此以鏈條連接桿和導輪軸作為疲勞分析的主要對象。導輪軸的幾何形狀、尺寸與試件差異不大，直接以表中的數據繪制其S-N曲線，如圖9所示。

圖9 導輪軸、鏈條連接桿S-N曲線

由于鏈條連接桿與試件外觀、形狀有所差異，因此要對鏈條連接桿材料的S-N曲線進行修正。經研究表明：缺口、尺寸和表面加工等影響因素，在疲勞壽命N≤103以前無影響，在N≥N0以后使其疲勞強度降低KσD倍，在103～N0之間在雙對數坐標上呈線性變化。KσD由下式計算：

(2)

其中：Kσ為有效應力集中系數；β為表面系數；ε為尺寸系數[4]。經修正后，鏈條連接桿的S-N曲線如圖9所示。施加不對稱循環載荷，載荷最大值為設計承重的80%，分析結果如圖10所示。

圖10 部件疲勞壽命云圖和安全系數云圖

從圖10中可以看出，在不對稱循環載荷作用下，疲勞壽命的最小值出現在鏈條連接桿與鏈條連接處，最小疲勞壽命為7.93萬次，最小安全系數為0.75。說明鏈條連接桿與鏈條結合部存在應力集中現象, 在長期的變化載荷作用下會產生疲勞破壞。

4 結論

本文使用Workbench對堆高車的傳動件進行了靜力學分析，獲得應力云圖，并在此基礎上進行了疲勞分析，模擬其在不對稱循環載荷下的工況，得出部件的最小疲勞壽命。文中分析得出，在進行機構設計過程中，除了要考慮其結構強度之外，還要考慮零件在交變載荷下的使用壽命, 并進行疲勞分析。在產品開發初期就將零部件使用壽命納入設計范圍，利用有限元軟件進行基于疲勞壽命的優化設計,可有效預測產品的使用壽命，減少產品試制費用，縮短研發和測試周期。

[1] 張志文.鍛造工藝學[M].北京:機械工業出版社,1983.

[2] 余偉煒,高炳軍.ANSYS在機械與化工裝備中的應用[M].北京:中國水利水電出版社,2006.

[3] 黃民鋒,江迎春.基于有限元法的汽車構件疲勞壽命分析[J].機械研究與應用,2008(2):57-60.

[4] 趙少汴.有限壽命疲勞設計法的基礎曲線[J].機械設計,1999(11):5-7.

Fatigue Strength Analysis of Driving Medium of Electric Stacker by Workbench

ZHU Jun

(Wuxi Machinery and Electron Higher Professional and Technical School, Wuxi 214028, China)

Electric stacker is often used in handling operation, the design of its driving and connecting parts will directly affect the quality and service life of the whole product. Using FEA software to analyze the strength and durability of the product in the early stages of design can greatly cut down the cost of product development and shorten the design cycle. In the paper, the model of the connecting rod was set up and imported into ANSYS Workbench software, the static and fatigue analysis were carried out, and the maximum stress position and fatigue life were obtained, to provid the data support for subsequent optimization design.

driving medium; FEM; fatigue life; Workbench; electric stacker

1672- 6413(2015)06- 0062- 02

2015- 09- 14；

2015- 09- 24

朱軍(1978-)，男，江蘇無錫人，講師，工程碩士，主要從事結構設計及有限元研究。

TP391.7

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