基于有限元的AGV保險杠疲勞試驗機聯(lián)合仿真分析與優(yōu)化

摘要：針對一種新型疲勞試驗機的施力機構實際使用工況，對其疲勞性能進行了仿真分析，通過使用ANSYS和Ncode聯(lián)合仿真分析，得到施力機構缺口位置的靜強度和疲勞壽命數(shù)值，并在此基礎上對現(xiàn)有結構進行優(yōu)化。結果表明，通過優(yōu)化大大降低了缺口處的應力集中，對于試驗機的設計生產(chǎn)具有一定的指導作用。

關鍵詞：疲勞試驗機;靜強度;疲勞壽命;結構優(yōu)化

0" "引言

自動導引車AGV（Automated Guided Vehicle）是一種具有自動化程度高、應用靈活的物料搬運設備，能夠按照規(guī)定的導引路徑進行運輸，廣泛應用于工程機械行業(yè)、機場等物資運輸場所[1]。其中AGV的保險桿是其開發(fā)設計中最重要的環(huán)節(jié)之一，它既可以起到保護AGV自身安全的作用，還可最大限度的保護了人員和運行環(huán)境設施的安全。

AGV的保險杠必須滿足特定的強度和疲勞性能要求，但是保險杠的應力分析和壽命計算與經(jīng)典力學方法并不相同，在設計階段進行精確的力學計算并不現(xiàn)實。因此使用簡單的保險杠疲勞實驗裝置，模擬AGV的保險杠實際的受力情況，直觀通過實驗獲得保險杠的相關力學性能，具有一定的實際應用價值。保險杠疲勞試驗機是測試AGV的保險杠疲勞性能和優(yōu)化保險杠設計的重要實驗設備，其本身結構應具備足夠的靜強度和疲勞壽命，對其主要結構進行靜強度和低周疲勞壽命預測具有重要的意義。

疲勞試驗機結構比較復雜，單純的力學計算很難保證計算精度，所以使用有限元法將模型劃分為有限個微小的單元，通過有限個節(jié)點將所有的單元連接在一起，計算各個單元上的應力應變數(shù)值，再對節(jié)點進行相應的互連處理，最終反映為結構件的應力應變。在現(xiàn)代機械系統(tǒng)的設計與分析方法中，有限元仿真分析得到了越來越廣泛的應用，有限元仿真分析方法已經(jīng)融入產(chǎn)品設計的整個過程中，可以很好的解決一些工程實際問題[2-3]。

本文基于疲勞試驗機實際使用工況，對試驗機施力機構進行了精確的三維有限元靜強度分析，在此基礎上進行了ANSYS與Ncode的聯(lián)合仿真，獲得了機構的疲勞壽命。并通過分析對比，對現(xiàn)有結構進行優(yōu)化，大大降低了主要零部件的應力集中，最終使仿真精度達到5%以內(nèi)。

1" "試驗機施力機構的靜強度分析

1.1" "仿真狀態(tài)選取

試驗機可在與水平夾角45°的范圍內(nèi)進行拉壓力試驗，所以應尋找各實驗條件下最可能對試驗機結構造成破壞的狀態(tài)。試驗機的施力機構的受力狀態(tài)如圖1所示。

在此設拉力方向與水平方向夾角為，電動缸支撐軸中心距轉(zhuǎn)盤的高度為h，拉力大小為F。對結構進行分析可得，機構電動缸的支撐軸以及底部的螺栓連接部位為結構的危險部位。首先應確定所需螺栓的直徑，機構所承受的最大拉力的大小為30000N。此時螺栓所受的傾覆力矩的大小為：

1.2" "拉伸機構的靜力分析

對拉伸機構支撐部位進行單獨分析，選擇與水平方向夾角為10.7°的狀態(tài)為強度計算狀態(tài)。為模擬真實狀態(tài)下螺栓連接的受力狀況將支架與轉(zhuǎn)盤之間的接觸方式設為Frictionless，以驗證螺栓連接的強度是否足夠[4]。

為確保結果的準確性，結合疲勞分析對于靜強度分析結果的要求，對模型網(wǎng)格進行不斷細化，直至兩次分析結果相差5%以內(nèi)，為減少計算量，本文的設計中采用等百分比縮減網(wǎng)格的方法細化結構網(wǎng)格[5]，分析結果如表1所示。

通過計算驗證，當網(wǎng)格尺寸為3.5mm與2.5mm時，對比所得分析結果，兩者之間應力相差在5%以內(nèi)，故將3.5mm的網(wǎng)格尺寸作為分析的最終尺寸。分析結果如圖2所示。據(jù)此可以得出結構的最大應力為105.26MPa，出現(xiàn)在螺紋連接處，滿足支撐部位選取材料為Q235結構鋼屈服強度235MPa的強度要求。按照相同的分析方法對拉桿進行靜強度分析，拉桿最大應力為439.63MPa，存在較大的應力集中。

2" "疲勞試驗機的疲勞分析

2.1" "Ncode Designlife軟件簡介

Ncode Designlife對結構進行疲勞壽命分析，是根據(jù)有限元分析機理分析獲得的結果，結合材料的S-N曲線和疲勞損傷累計原理，獲得零部件的疲勞壽命分布。這個思路可以用經(jīng)典的疲勞分析五框圖來表示[6]，如圖3所示。

2.2" "材料S-N曲線獲取

疲勞問題研究的基礎大都是基于材料的S-N曲線，S-N曲線所代表的是材料所受外載荷與循環(huán)次數(shù)之間的關系，通過對材料的S-N曲線進行一定的變換，就可以對同種材料的零構件進行疲勞壽命研究[7]。典型的S-N曲線如圖4所示。

本文選用的疲勞試驗機拉伸機構的材料為結構鋼，在Ncode軟件材料庫中調(diào)用材料的S-N曲線。結構鋼彈性模量為200GPa，泊松比為0.3，密度為7692.3kg/m³，材料的屈服極限250MPa，抗拉強度460MPa。

2.3" "模型及載荷譜導入

Ncode Designlife根據(jù)有限元分析中所獲得的應力應變結果，結合材料的疲勞壽命性能曲線，應用疲勞理論計算出零部件的疲勞壽命分布。施力機構材料的S-N曲線通過前文分析中已獲取。將ANSYS workbench對施力機構的靜力分析結果導入到Ncode Designlife中，完成疲勞分析的幾何結構的導入，并進行載荷譜的設置。

保險杠疲勞試驗過程中的工作方式是單向循環(huán)加載，鑒于現(xiàn)有規(guī)定僅考慮其在低頻（約1Hz）狀態(tài)下的疲勞性能，故載荷施加方式可按類似于正弦加載方式的恒常數(shù)加載，依據(jù)施力關系設置疲勞分析的載荷譜應力比為0，輸入MaxFactor=1、MinFactor=0。

2.4" 疲勞仿真結果

將施力機構模型、材料屬性以及載荷譜導入到Ncode中，對施力機構進行疲勞分析。施力機構疲勞壽命仿真分析結果如圖5所示。由分析結果可得，施力機構的最小壽命為8.919×10⁸次，出現(xiàn)位置為受傾覆力矩的后端底座螺栓連接處，結構具有足夠的疲勞壽命，符合滿足疲勞應力施加的次數(shù)為7×10⁶次，疲勞試驗機不能存在故障的設計要求。拉桿的疲勞壽命分析結果顯示，拉桿圓角處的最小疲勞壽命為1.311×10⁷次。

3" "施力機構的結構優(yōu)化

可通過增大過渡圓角減小拉桿連接部位的應力集中。通過查閱GB32087、GB6403.4-2008的相關規(guī)定，對拉桿結構進行適當優(yōu)化，將圓角半徑增大至5mm。由分析結果可得，結構在優(yōu)化后局部的應力明顯降低，計算值僅為140.13 MPa。機械制造中常用的Q235普通碳素結構鋼即可滿足設計要求。拉桿結構與圓角優(yōu)化分析結果如圖6所示。

拉桿在實驗過程中會承受變載、振動及沖擊載荷，所以對連接處應進行螺栓連接的預緊和防松[8-9]。給螺栓施加10000N的預緊力，分析結果中最大應力出現(xiàn)在外螺紋連接處，為149.89MPa，與其連接的六角螺母的內(nèi)螺紋上的最大應力約為130.93MPa。這與通常情況下螺紋連接總是外螺紋最先發(fā)生破壞的事實相符。加預緊力強度分析如圖7所示。

拉桿疲勞分析結果如圖8所示。雙螺母預緊后拉桿連接部位的疲勞壽命為9.226×10⁶次，同樣也滿足疲勞應力施加的次數(shù)為7×10⁶次，疲勞試驗機不能存在故障的設計要求。

4" "結論

本文通過采用ANSYS與Ncode聯(lián)合仿真的方法，對保險杠疲勞試驗機的施力機構進行了靜強度分析和疲勞壽命分析，并在此基礎上對現(xiàn)有結構進行了適當?shù)膬?yōu)化。結果表明，優(yōu)化后的結構設計大大降低了原有結構上的應力集中現(xiàn)象，能夠滿足疲勞試驗機實際的使用工況，在一定程度上可縮短機械產(chǎn)品的開發(fā)周期并且降低實驗成本。

參考文獻

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