近海廢棄物收集系統(tǒng)壓縮裝置的疲勞壽命分析＊

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(jìn)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(jìn)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(jìn)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(jìn)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(jìn)行了研究[7]；顧學(xué)康、沈進(jìn)威對非線性載荷的計算及其對疲勞損傷的影響進(jìn)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(jìn)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(dá)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(jìn)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(yán)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(zhǔn)確性，故有必要進(jìn)行靜力學(xué)分析。利用Ansys Workbench仿真平臺對推板進(jìn)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(jìn)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(jìn)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(jìn)行靜力學(xué)分析，對整體結(jié)構(gòu)進(jìn)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(jìn)

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(jìn)，在安裝液壓缸基座的一側(cè)中上部設(shè)置加強筋。將改進(jìn)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(jìn)后推板的靜力學(xué)分析。

圖6 改進(jìn)后的推板載荷與約束圖

對改進(jìn)后的推板進(jìn)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(kuò)散，相比較改進(jìn)前的推板變形量減少0.81 mm；改進(jìn)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(jìn)行的，以推板靜力學(xué)分析結(jié)果為基礎(chǔ)，對推板進(jìn)行疲勞壽命分析。根據(jù)推板應(yīng)力應(yīng)變情況可知，改進(jìn)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(jìn)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(jìn)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(dá)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(dá)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(jìn)行疲勞分析前，需對疲勞材料特性進(jìn)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(xiàn)中應(yīng)用統(tǒng)計學(xué)法和升降法得到的數(shù)據(jù)進(jìn)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(jìn)行初始設(shè)置，在初始設(shè)置中，對疲勞載荷類型進(jìn)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(kuò)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(kuò)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(kuò)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(jìn)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(jìn)前推板的變形量為3.88 mm，變形相對較大；改進(jìn)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(kuò)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。