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液壓閘式剪板機有限元分析


發布時間:2018-06-04 07:13:58  點擊次數:2560  來源:江海集團信息部
 

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液壓閘式剪板機有限元分析
1 液壓閘式剪板機模型的建立
 
(1)模型的建立
 
建模是有限元分析前處理部分的關鍵,是將系統的本質信息通過一定的方式
 
轉化成切實有用的描述方式。模型的建立一般有兩種方式:一種是實體建模,即
 
先建立實體模型的幾何參數化三維模型,再將模型導入到有限元分析軟件中;另
 
外一種方法是直接建模法,即利用 ANSYS 軟件中的 DesignModeler ??櫓苯詠?/div>
 
立實體參數化幾何模型。對于比較復雜的結構,在 ANSYS 軟件中直接建模比較
 
繁瑣,并且模型難以準確反映實際結構。此時大多使用實體建模,實體建模適用
 
于較復雜的三維結構,具體差別見表 3.1[37]。
 
表 3.1 直接建模與實體建模的比較
 
Tab.3.1 Comparison between direct modeling and solid modeling
 
 
建模方式 直接建模 實體建模
適用情況 適用于簡單或小的模型 常適用于復雜或者龐大的模型
容許對節點和單元進行修改,
網格修改情況 改動困難 能進行局部細化,可用于自適
應網格劃分
幾何修改情況 改動困難 可進行幾何上的改進
節點和單元控制情況 可進行完全控制 不能完全控制
是否支持布爾操作 不支持 支持
是否支持優化設計 不便于優化設計 支持
處理復雜模型時,計算量
CPU 處理時間 很大;處理簡單模型時, 通常較長
計算量較小
 
本文采用液壓閘式剪板機實體建模來分析,并且為了更好的模擬實際工作情
 
 
況,需要對機架和上刀架受力傳遞都采用接觸處理。首先在三維建模軟件 UG 中
 
建立機架和上刀架的參數化三維模型,再通過軟件接口將模型導入到有限元分析
 
軟件 ANSYS 中進行求解。
 
(2)模型分析和簡化
 
考慮到液壓閘式剪板機的結構功能特點和實際剪切情況,將剪板機的三維模
 
型從 CAD 軟件導入到有限元分析軟件時需要對模型進行修改和簡化,采取的原
 
則如下:
 
1.將地腳螺栓處理為全約束,將地腳螺栓的固定視為剛度無限大。
 
2.忽略剪切過程中不影響閘式剪板機強度和剛度的零部件(如安裝的工藝孔、
 
銷孔),同時為了提高計算效率,將某些連接處或構件的小弧過渡簡化為直角過
渡[38]。
 
模型簡化的目的是在進行有限元網格劃分時,避免由于小結構和小特征的存
 
在,產生許多無用的有限元單元,影響有限元模型分析結果的準確性[39-40]。依據
 
模型的簡化原則,剪板機的主要部件機架和上刀架的三維模型圖,
 
2 材料性能參數
 
除了刀刃,液壓閘式剪板機全部使用 Q235A 普通碳鋼焊接而成。同時,在
 
建模時為了簡化將機架和上刀架做成整體,即全部使用同一材料,該剪板機的材料屬性,如表 3.2 所示[41]。
 
 
表 3.2  剪板機材料屬性
 
Tab.3.2 Mechanical property parameters of plate shearing machine
 
 
材料類型 彈性模量 E(Pa) 泊松比  屈服強度σs(Mpa) 密度  (kg/m3)
Q235A 2.12×1011 0.288 235 7.8×103
 
3.3.3 網格的劃分
 
網格劃分在有限元分析中是非常重要的,網格的數量對計算的準確性和計算
 
時間有著重要影響。當對實體模型進行網格劃分時,ANSYS 軟件提供了方便快
 
捷且高質量的劃分方法。本文對液壓閘式剪板機的機架和上刀架進行分析,如下:
 
(1)機架
 
對機架結構劃分網格時,使用自適應網格劃分方式。因為機架的細微尺寸較
 
多,在機架喉口和油缸座等關鍵區域劃分六面體網格,在其他區域可劃分較稀疏
 
的四面體網格[8],如圖 3.3 所示,機架模型共劃分出了 727495 個節點,438097
 
個單元[42]。
 
(2)上刀架
 
考慮分析時的效率和計算精度,選擇六面體單元 Solid185,這樣共劃分了 77451 個節點,43432 個單元,圖 3.4 為上刀架的網格劃分圖。對剪板機影響不
 
大的結構部位,網格質量可適當降低,在需要重點研究的部位,需確?;指咧柿康耐?。
 
4 邊界約束條件及加載說明
 
(1)機架
 
機架整體是通過左右墻板下端的地腳螺栓與剛性地面連接,因此對機架模型
 
左右墻板底部的四個地腳螺栓進行全約束處理[43-45]。
 
在上一章中已經計算得到各剪切位置的載荷,本文采用在上剪刃與下刀座上
 
施加移動載荷的方式分析,具體表現為通過施加多載荷步的方法依次對剪切過程
 
中的 15 個測試位置加載分析,從而模擬剪板機的剪切過程。在從剪切初始位置
 
A 移動到剪切結束位置 B 的過程,施加剪切力載荷的方向和大小均不發生變化,
 
同時剪切初始位置為載荷步 1,剪切結束位置為載荷步 15。在 Fn 計算完成后, Fn+1 的求解計算之前,需要先將 Fn 刪除,再對 Fn+1 進行計算求解;每個載荷步劃分為 10 個子載荷步,并且每個載荷步的結束時間為 1.0s,每隔 1.0s 載荷移動到
 
下一個受載部位上。對于油缸底座反作用力、壓料油缸作用力與反作用力、軸承支反力需要保持力的傳遞性,一直到剪切結束。
 
(2)上刀架
 
液壓閘式剪板機采用的是三點滾輪導軌結構支撐上刀架,上刀架在導軌之間
 
作往復直線運動,用活塞桿連接在主副油缸上。前支點為碟簧滾輪支座,固定在
 
壓料梁上,后兩點固定在墻板上,上刀架始終與后兩支點貼合;在調整剪板機剪
 
切間隙時,需要首先按下間隙調整按鈕,轉動的電動機帶動同步軸開始轉動,這
 
時上刀架在偏心軸的作用下作輕微轉動,剪切間隙發生變化[46]。
 
上刀架的結構特點是三點滾輪結構,因此它的約束條件是上刀架在運動時必
 
須在導軌之間作往復直線運動。在對上刀架進行有限元分析的過程中,需要在上
 
刀架的后導軌面上添加滾柱滑動的約束條件。上刀架用活塞桿連接在主副油缸
 
上,限定上刀架作垂直方向上的往復直線運動,同時允許其繞銷軸孔轉動,因此
 
在油缸支座銷軸孔處添加鉸鏈的約束條件[47-50]。
 
在上一章中已經計算得到各剪切位置的載荷,本文采用在上剪刃上施加移動
 
載荷的方式分析,對于油缸底座反作用力、碟簧壓力、軸承支反力需要保持力的
 
傳遞性,一直到剪切結束。
 
(1)機架
 
移動載荷依次施加在各個節點上,通過求解得到機架的 15 個載荷步的最大變形和最大等效應力,如表 3.3 所示。同時提取出開始剪切位置、中間剪切位置、結束剪切位置的機架的應力云圖,如圖 3.7 到 3.9 所示。
 
表 3.3  機架在各個載荷步下的最大變形、等效應力
 
Tab.3.3 The maximum deformation and equivalent stress of the frame under different load steps
 
 
載荷步數 1 2 3 4 5 6 7 8
最大變形(mm)0.901 0.904 0.907 0.909 0.910 0.911 0.912 0.912
最大等效應力(mpa) 202 198 196 195 194 193 192 192
9 10 11 12 13 14 15 ——
最大變形(mmz)0.911 0.911 0.910 0.909 0.907 0.904 0.901 ——
最大等效應力(mpa) 193 194 196 197 198 200 201 ——
機架所受應力最大區域為機架左右墻板喉口的上下圓
 
角過渡區域,且下圓角處的應力最大。由表 3.3 可知,QC11Y-16×2500 型液壓閘
 
式剪板機機架的變形和等效應力分布情況,該剪板機的材料為 Q235A,強度極
 
限和屈服極限分別為 460Mpa 和 235Mpa,許用應力為 215Mpa?;茉謖9ぷ?/div>
 
狀態下的最大應力為 202Mpa,在載荷步 1,即剛進入剪切狀態時,應力云圖如
 
所示,其最大等效應力小于材料的許用應力,滿足強度要求,同時機架除了外壓板和喉口圓角區域應力比較集中,其它各處應力都比較小,所以其強度滿
 
足使用要求。
 
由表 3.3 可知,最大變形發生在載荷步 8,大小為 0.912mm,如圖 3.10 所示,
 
即最大變形出現在剪切至中間位置,最大變形發生在外壓板的中部,面板呈上凸
 
的形狀,且最大變形小于 1mm,滿足剪板機的剛度要求。
 
 
因為剪板機機架的水平方向位移與垂直方向位移對剪切精度的影響較大,因
 
此提取開始剪切位置、中間剪切位置、結束剪切位置的機架垂直方向和水平方向
 
的位移云圖,可知,剪板機機架的變形主要是在垂直方向,水平方向的
 
變形相對較小,并且變形主要集中在機架的上半部分。同時可知,雖然剪切位置
 
不斷變化,但是剪板機機架垂直方向的位移趨勢基本保持不變,左右墻板喉口處
 
于張開趨勢,工作臺呈下凹趨勢,外壓板呈上凸趨勢。在整個機架中,外壓板的
 
位移最大,左右墻板和油箱的位移較小,分析結果比較穩定。
 
(2)上刀架
 
將移動載荷按照順序依次施加在各個節點上,通過求解得到上刀架的 15 個
 
載荷步的最大變形、最大等效應力的分布以及大小,如表 3.4 所示。同時提取出
 
開始剪切位置、中間剪切位置、結束剪切位置的上刀架的應力云圖,如圖 3.17
 
到3.19 所示。
 
表 3.4 上刀架在各個載荷步下的最大變形、等效應力
 
Tab.3.4 The maximum deformation and equivalent stress of upper tool carrier under load steps
 
 
載荷步數 1 2 3 4 5 6 7 8
最大變形(mm)0.448 0.456 0.457 0.458 0.463 0.472 0.478 0.483
最大等效應力(mpa) 174 149 134 128 129 125 179 200
mmz 9 10 11 12 13 14 15 ——
0.481 0.467 0.440 0.418 0.400 0.388 0.372
最大變形( ——
最大等效應力(mpa) 126 179 175 132 111 121 148 ——
 
 
Fig.3.19 The von mises stress of upper tool carrier in the finish shearing position
 
由前面已知剪板機材料為 Q235A,強度極限和屈服極限分別為 460Mpa 和
 
235Mpa,許用應力為 215Mpa。表 3.4 中的上刀架等效應力分布表明,整體上等
 
效應力分布不均勻[18],上刀架在正常工作狀態下的最大應力為 200Mpa,在載荷
 
步8,即在中間剪切狀態時,應力云圖如圖 3.18 所示,其最大等效應力小于材料的許用應力,滿足強度要求。
 
由表 3.4 可知,上刀架的變形隨著剪切位置的變化而變化,呈現中間大,兩
 
邊小的正態分布的趨勢,最大變形發生在載荷步 8,大小為 0.483mm,因為最大
 
變形小于 1mm,所以滿足剪板機的剛度使用要求,
 
因為剪板機上刀架的水平與垂直方向位移對剪切精度的影響較大,因此提取
 
開始剪切位置、中間剪切位置、結束剪切位置的上刀架垂直方向和水平方向的位
 
移云圖,
 
由圖 3.21 至 3.26 可知,剪板機上刀架變形主要發生在水平方向,垂直方向
 
的變形相對較小,因此可以忽略不計。總體上,刀架產生彎曲變形,主要是由于
 
垂直剪切力導致刀架在垂直面內彎曲變形,同時水平剪切分力使上刀架產生水平
 
面內的彎曲和扭轉變形,所以上刀架向上發生彎曲變形,且上刀架中間變形相對
 
較大。由于碟簧以及轉軸處對上刀架的作用力使其產生的變形很小,因此考慮上
 
 
刀架整體變形時,可以忽略這幾個部分對其產生的影響。

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