40T門座起重機行走機構(gòu)及重要總成設(shè)計【含22張CAD圖紙】

資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 基于光彈性的起重機吊鉤的應力應力分析與校核 Rashmi Uddanwadiker 機械工程系，維斯瓦力亞國家技術(shù)研究所，納格浦爾，印度 E-mail: rashmiu71@rediffmail.com 2011.07.27收到；2011.08.12校訂；2011.08.26接受 摘要 起重機吊鉤是起重設(shè)備的關(guān)鍵零件并且時常會因為承受了可能最終導致失效的重載的積累而最終失效。準備好一個實體的起重機吊鉤零件，在三坐標測量機（Coordinate Measuring Machine）和CAD軟件的協(xié)助下來研究起重機吊鉤加載情況下的應力模式。在已獲得的起重機吊鉤3D模型上就可以實時顯示應力集中情況?？梢酝ㄟ^在漫射光偏光儀上檢測起重機吊鉤的亞克力塑料模型來驗證其應力分布的正確性。通過預測起重機吊鉤的應力集中的區(qū)域，更改相關(guān)結(jié)構(gòu)，可以延長其使用壽命降低其失效率。 關(guān)鍵詞:光彈性,起重機吊鉤、有限元法、彎梁,應力光學定律 1.簡介 起重機吊鉤是一種典型的用于工業(yè)生產(chǎn)的關(guān)鍵零件。它的本質(zhì)是一個被設(shè)計用于嚙合一個起重鏈上的環(huán)或鏈、鉤形鐵或者纜繩的起升夾具，它必須遵守相應的安全準則［1-4］。因此，對于這樣的在工業(yè)生產(chǎn)中非常重要的零件必須要在不失效且能發(fā)揮最大性能的前提下被設(shè)計生產(chǎn)出來。本課題研究的目的在于通過有限元法分析起重機吊鉤上的應力分布形式并通過光彈性來驗證研究的結(jié)果。 2.起重機吊鉤失效 為了降低起重機吊鉤的失效率［5］，必須研究其內(nèi)部的應力情況。起重機要收到連續(xù)的加載和卸載。這造成了起重機吊鉤的疲勞失效但這種疲勞周期很低［6］。如果起重機吊鉤內(nèi)部產(chǎn)生裂紋，將引起吊鉤的斷裂并引發(fā)嚴重的事故。韌性斷裂中，裂紋因連續(xù)延展而易于發(fā)覺，因而優(yōu)于脆性斷裂。脆性斷裂中，裂紋產(chǎn)生突然吊鉤也將突然失效［7］。這種斷裂難以檢測，因此是十分危險的。由于反復的加載和卸載而導致的應變老化和脆化［8］將改變吊鉤的金相結(jié)構(gòu)。彎曲應力和拉伸應力，磨損而導致的吊鉤弱化，超載而導致的吊鉤塑性變形，和過度的熱應力是導致吊鉤失效的其他原因。因此，吊鉤的長時間的使用將會增強這些因素的作用，最終將導致吊鉤的失效。 3.應力分析的方法 應力分析分為兩個階段：1）對吊鉤的近似亞克力塑料模型進行有限元應力分析并且通過光彈性理論來驗證結(jié)果。2）分析假設(shè)鉤是一種曲梁結(jié)構(gòu)，使用精確地鉤的有限元分析來驗證。在ANSYS中建立一個類似于亞克力鉤的模型的有限元程序的虛擬模型，將其應力分析的結(jié)果與光彈性理論分析的結(jié)果進行交叉比對。在使用CAD軟件建立一個類似于真實吊鉤的虛擬模型之后，就可以通過之前的分析方法利用有限元分析進行驗證。 4.有限元分析（FEA） 有限元法［9,10］已經(jīng)成為解決工程領(lǐng)域內(nèi)很多可以通過數(shù)值求解的問題的強大工具。起重機吊鉤的亞克力模型的形狀和尺寸要素是畫在ANSYS11.0里面的以便于對其進行應力分析。之后其將被擠壓至9.885mm，以形成一個三維模型的鉤子。這里的9.885mm是模型的平均厚度。我們可以自己定義模型的材料屬性和元素類型并且模型是一種擁有與全局變量比如3相關(guān)的智能尺寸的網(wǎng)狀結(jié)構(gòu)。圖1顯示了力的加載和約束的網(wǎng)狀的有限元模型。圖2則顯示了之后獲得的主應力和馮?米塞斯應力模式。 5.光彈性理論 為了驗證有限元分析所獲得的結(jié)論，本實驗引入了光彈性的概念。這個概念是用來確定不規(guī)則形體內(nèi)影響應力集中和分布的因素。該方法是基于某些透明材料所產(chǎn)生的雙折射的相關(guān)性質(zhì)。雙折射是當一縷光通過一種具有兩種折射率的材料時所產(chǎn)生的現(xiàn)象。因此，起重機吊鉤的模型選擇了這種材 圖1. 網(wǎng)狀約束模型 圖2. 模型中的主應力 料進行研究。該模型具有與需要進行應力分析的構(gòu)件的相似的結(jié)合結(jié)構(gòu)。這確保了模型中的應力狀態(tài)與吊鉤中的是相似的。 5.1.應力光學定律 當平行的偏振光通過光彈性材料，它將分解成沿兩個主應力方向的光束，且這兩束光將具有不同的折射率［11］。折射率的差異導致兩分離出的光波有相對的相位延遲。而應力光學定律正好給出了相對延遲的值的大?。? R=Ctσ11-σ22 式中R指的是相對延遲的量，C是應力光學系數(shù)，t 是試樣的厚度，σ11是第一主應力，σ22是第二主應力。 這兩列波之后將聚集在一個偏振鏡裝置里。因此可以通過研究其干涉圖樣來確定材料中不同位置的應力狀態(tài)。 刻度盤是用來標記材料的條紋值fσ。亞克力模型的圓盤放置在圓形偏光鏡裝置中并受到壓力載荷。圖3顯示了加載盤的干涉圖樣。記下各種情況下邊緣的負荷值。 使用公式fσ=8pπDN=11.15 式中 P=特定邊緣的負載值大小 N=邊緣負載處的條紋級序 D=圓盤的直徑=7.01cm 圖3. 鈉光下的應力光彈性模式 某點處的應力大小可以通過此式計算：σ1-σ22=Nfσt 式中σ1=最大主應力，σ2=最小主應力，t=鉤子的厚度。 6.結(jié)論 對于起重機吊鉤的近視模型，有限元分析中的應力誘導參考了光彈性實驗。對于亞克力起重機吊鉤模型的分析結(jié)果如下： ANSYS v/s實驗 如圖4所示，從ANSYS中獲得的最大主應力值是12.35Nmm2，實驗中獲取的最 （a） （b） 圖4. 亞克力模型的應力分布圖 （a）有限元分析； （b）光彈性實驗 大主應力值是11.121Nmm2。不同的方式獲取的值非常相近，僅有5.76%的誤差。 產(chǎn)生最終數(shù)值的差異可能是基于這樣的事實。很難確切的知道平面靠近內(nèi)表面邊緣的應力值因此12.35也不是完全準確的。圖5顯示出了ANSYS軟件中分析得到的起重機吊鉤近似模型的最大應力的位置。 上述的結(jié)果顯示出了有限元分析的準確性，這種方法完全適應于對復雜和精確模型的研究。因此在第二階段的研究中，對起重機吊鉤進行了精確地分析計算并用ANSYS作了驗證。 7.分析方法 起重機吊鉤是彎曲梁［12］，因此微小彎曲及直梁的簡單理論不能給出準確的答案。應力分布在這種深度的梁，受純彎曲，是非線性的（準確的說，是雙曲線），中性面的位置也從質(zhì)心改變到其曲率中心。如圖6所示的鉤子，組成部分并不狹長，但有一個急彎，它的橫斷面尺寸比其曲率半徑還要大。 圖5. 邊界變化 圖6. 彎梁及其截面面積 半徑處的應變 r= 很明顯應變在中性軸處為0而在梁的外半徑處有最大值。應用關(guān)系式應力/應變=E，一般的應力就容易得到了。 中性軸的位置是指在中性軸的整個區(qū)域內(nèi)，應力和面積的乘積為0。 化簡為 因此 事實上壓力來源于彎矩，在抵抗變形的瞬時，力臂、整個中性面以及σdA的乘積的部分。最大應力發(fā)生的內(nèi)外表面。 截面的形心是 因此 最大應力產(chǎn)生在內(nèi)外表面， 內(nèi)表面的應力： 外表面的應力： 曲梁彎曲公式適用在當梁滿足曲率與梁寬度比例在合理范圍的情況rch>5（矩形截面）。隨著比例的增加，由曲梁公式以及一般梁公式計算出來的最大應力的差異會減小。上面的方程對純彎曲的情況是有效的。對于起重機吊鉤，彎矩的大小應根據(jù)被考慮的截面一側(cè)作用力的大小確定。假定計算區(qū)域的截面形狀為梯形［13］。圖7中所示的盈利大小即是在產(chǎn)生最大應力的A-A截面上計算得到的。 圖7. 起重機吊鉤截面分析 8.精確模型的有限元分析 圖8（a）所示的起重機吊鉤的鍛造實體，為ANSYS中對吊鉤實體建模提供了參照。利用三坐標測量機獲得鍛造實體的點云數(shù)據(jù)并在PRO/E軟件中建立其實體模型。之后將PRO/E中的吊鉤的實體模型導入ANSYS軟件環(huán)境。按照之前討論的有限元分析的方法對吊鉤進行有限元分析并獲得相應的數(shù)據(jù)。圖8（b）顯示了應力的大小及分布的位置。 9.結(jié)果 將第7節(jié)提到的通過分析計算得到的應力與通過有限元分析得到的結(jié)果進行分析對比。 （a） （b） 圖8. （a）實際起重機吊鉤；（b）有限元分析得到的應力模型。 ANSYS v/s 分析 計算所獲得的最大應力值=12.35N/mm2，ANSYS中獲得的最大應力值=13.372N/mm2。結(jié)果非常相近，僅有13.372-12.3512.35=8.26%的誤差。 產(chǎn)生誤差的原因可能有以下幾個方面：1）實際計算中假定的是點載荷而在ANSYS中載荷作用在一組節(jié)點上。2）截面的形狀是不規(guī)則的四邊形。3）截面在變形之后無法保證是一個平面。 通過分析計算，吊鉤上的應力變化結(jié)果可通過圖9表示。 內(nèi)表面的最大拉應力為150.72N/mm2，外表面的壓應力為44.23N/mm2。如圖9所示，應力的大小由最大值變?yōu)?，再由0變?yōu)槟骋粋€確切的值。核心的幾點內(nèi)容是： ANSYS中的最大應力為135.46N/mm2；計算多的最大應力為150.72N/mm2。 誤差是150.72-135.46135.46=10.12% 對于最外層為A-A截面： ANSYS分析應力為43.728N/mm2；計算所得應力為44.23N/mm2。 誤差是44.23-43.72843.728=1.01% 圖9. 實際模型中不同深度的應力變化 產(chǎn)生誤差的原因： 分析計算之前有很多假的的情況（先前有過討論）。 PRO/E中建立的實體模型不可能和實際中的模型一模一樣。 10.結(jié)論 這次完整的研究創(chuàng)造性的運用了有限元分析來對分析測量出的應力進行了驗證。為了減少起重機吊鉤失效的概率，準確的了解吊鉤上的應力大小盒分布是十分必要的。隨著新的設(shè)計的復雜話分析計算也將變得更加復雜。 對減少吊鉤失效的建議。 制造過程：優(yōu)先選用鍛件，起重機吊鉤鍛件的強度要明顯好于鑄件。原因是澆鑄的液態(tài)金屬在凝固時，金屬內(nèi)部有殘余應力，這將導致金屬晶體不均勻的形成。因此吊鉤鑄件不能承受高強度的負載。 粒度：壓力承載能力的大小取決于材料晶體的平均粒度，也就是承載區(qū)域內(nèi)晶體的平均大小。較小的晶粒尺寸能提高材料的承載能力。所以建議鍛造過程中要有經(jīng)理細化的工序。 （a） （b） 圖10.（a）去除材料后的吊鉤；（b）去除材料后的吊鉤 像焊接這樣的工序在吊鉤生產(chǎn)中應該避免以防止其導致的應力集中使吊鉤失效。 在吊鉤上去除材料增加了吊鉤上承載的應力，因此方案不可行。這讓我們得出了以下的結(jié)論： 如圖10（a）所示，可以明顯的看到從小應力集中的區(qū)域去除材料雖然減少了材料的成本，但卻增加了吊鉤內(nèi)部的應力。 圖10（b）也讓我們認識到吊鉤上如果有大量的材料去除時吊鉤上的應力也會大量增加，這種做法也是不可行的。設(shè)計改進措施：在應力分析的過程中我們已經(jīng)知道了最大應力的區(qū)域。如果最大應力區(qū)域出現(xiàn)在吊鉤內(nèi)側(cè)，可以擴大承載區(qū)域的大小來減低應力。分析證實如果吊鉤內(nèi)側(cè)厚度增加3毫米，應力將減少17%。因此，可以再設(shè)計吊鉤的時候增加吊鉤內(nèi)側(cè)的厚度，這樣的話失效的概率將顯著的降低。 11.參考文獻 術(shù)語： σ=正應力；ε=應變；E=彈性模量； A=截面面積；e=離心率；M=彎矩； y=距離中性軸的距離；c0=中性軸距外表面的距離；ci=中性軸到內(nèi)表面的距離； r=任意位置處的曲率半徑；rn=中性軸處的曲率半徑；rc=形心處的曲率半徑； ro=外表面的曲率半徑；ri=內(nèi)表面的曲率半徑。