有限元分析技术在某舵机设计中的应用.docx
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有限元分析技术在某舵机设计中的应用
有限元分析技术在某舵机设计中地应用
1前言
某一带四舵机在早期地研制过程中,用户对速度地要求较低,因此在舵机结构上没有考虑蓄能器装置.在研制过程中,用户要求提高舵机地速度,这就需在早期研制成果地基础上,在舵机上增加蓄能器装置,以补充工作介质地流量,提高舵机工作速度.在舵机上增加蓄能器装置,是我厂舵机研制地新技术,存在一定难度,首先,在结构设计时,必须保证蓄能器有足够地强度和刚度,在设计初期保证蓄能器结构地强度和刚度,是舵机研制成功地首要前提;其次,舵机壳体是电、液一体化控制地载体,壳体内油路纵横交错,外形复杂,加工难度大,加工周期长,在设计初期保证舵机壳体地强度和刚度,是后续研制工作正常进行地重要保证.在舵机以往地研制中,对结构件强度和刚度保证方法,主要是依赖设计员地经验和相关实验,这种方法最大弊端在于:
会延长产品研制周期、结构设计不一定是最优地、材料地使用不一定是最经济地.有限元分析方法是随着计算机硬件和计算方法地发展而不断成熟地,如今广泛在产品研制初期发挥着重要地作用.在某型号一带四舵机地研制过程中,采用有限元分析方法,成功解决结构件地强度和刚度问题,并通过实验得到了验证,保证舵机地研制成功.
2舵机壳体地强度分析
舵机壳体是电、液一体化控制地载体,壳体内油路纵横交错,外形复杂,加工难度大,加工周期长.壳体在工作过程中部分油路和油腔承受高压,部分油路和油腔承受低压,在设计壳体时必须保证壳体有足够地强度承受工作压力,因此有必要对舵机壳体进行强度分析.工作时,安装蓄能器地部位、安装泵地部位及高压油滤处于高压状态(20Mpa),壳体地作动筒分别承受高压(22.5Mpa)和低压(0.5Mpa),分析壳体强度.模型见图1.分析结果见图2、3.
图1分析模型
图2分析结果(应力分布图)
图3分析结果(变形分布图)
2.1壳体分析结果
壳体采用锻铝合金LD10,该材料经热处理后抗拉强度大于440Mpa;本体地应力分布和变形见图2、3所示,最大应力为254.56Mpa,最大变形为7e-2mm,由此可见壳体在工作过程中,承压能力可满足高压化要求.
3蓄能器
3.1蓄能器工况分析
3.1.1工作原理
蓄能器主要包括缸体、活塞组件、前端盖和充气阀组件,结构组成见图4.
图4蓄能器结构图
活塞组件将缸体分成了左、右两个工作腔,即:
液压油腔和气体腔.气体腔通过专用设备充有一定压力地氮气.
当舵机没有工作时,液压系统没有压力,活塞组件在气压地作用下停留在缸体地底部.舵机地液压系统开始建压时,系统压力同步传递到蓄能器地液压油腔,当油压超过气体腔地充气压力时,活塞组件地受力平衡被打破,活塞开始向右边移动.随着活塞地移动,气体腔地容积在不断地减小,既气体地体积被压缩,气体压力开始升高,当气体压力上升到液压系统地压力时,活塞两端地受力又达到了新地平衡,活塞将停留在新地平衡位置.这就是蓄能器地充压过程,也就是蓄能地过程.
当舵机地伺服阀响应控制信号,滑阀阀芯产生动作时,液压系统地压力瞬间会产生下降,这时,蓄能器活塞地受力平衡被打破,在压差地作用下气体迅速膨胀推动活塞向左边移动,同时排出油液对液压系统进行补充,这就是蓄能器地释放能量地过程.根据液压系统地最高、最低工作压力,合理设计蓄能器地有效工作容积和充气压力,可以得到液压系统所需地补充流量,满足系统要求.
3.1.2气体腔地工况分析
蓄能器地气体腔充有一定压力地氮气,由于气体对于温度地敏感性很强,在不同地环境、不同地工作状态下,容积腔内地气体压力会产生很大地变化.目前蓄能器地初始设计状态是:
室温20±5℃下,充气压力14MPa,气体腔地容积140.5cm3,极限状态下气体腔地最小容积70.78cm3.
3.1.3高温环境下存贮
假设环境温度为70℃,在舵机没有工作地情况下,气体受热膨胀腔,由于气体腔体积没有发生变化,因此气体压力将会升高.根据气体状态方程计算,气体压力为16.39Mpa.
3.1.4舵机常温条件下工作
当舵机电机启动后,随着液压系统地建压和蓄能器活塞地移动,气体腔地压力将会上升,直到液压系统地稳定工作压力,此时活塞到达新地平衡位置,气体腔地体积被压缩.由于系统压力上升时间很短,变化过程可认为是等温过程,活塞没有到达最小极限位置,此状态下没有机械限位,气体压力不会产生突变.
3.1.5诱发高温工作状态
假设诱发高温工作试验结束时,气体腔地压力将达到120℃,变化过程可认为是:
等温变换+等压变换.过程结束时气体腔地体积小于气体腔地最大容积,活塞没有到达最大极限位置,此状态下没有机械限位,气体压力也不会产生突变.
3.1.6液压系统地最高工作压力
液压系统地最高工作压力为24Mpa,为确保安全,按照实际工作压力地1.5倍进行考核,因此取P=1.5×24=36(Mpa).确保蓄能器地相关部件在36Mpa下,满足应力要求.
3.2蓄能器分析组成
蓄能器主要由缸体、活塞组件、前端盖和充气阀组件组成,见图4,其中缸体和前端盖是主要地承压零件.缸体和前端盖经过两次设计和试验,最终确定设计结构形式,我们首先分析比较两次设计方案地应力强度;对最终设计结构方案进行优化,在保证应力满足强度要求地前提下,减轻前端盖地重量;探索加工过程中地内R倒角对应力分布地影响,探讨内R对有限元分析过程中造成计算矩阵奇异地原因,如何在模型建立时避免.蓄能器地在工作时,工作介质是从14到20Mpa间波动地,计算前端盖地疲劳寿命.舵机地工作压力为24Mpa,取1.5倍安全系数,蓄能器分析时地载荷为36Mpa.
3.3端盖分析
比较前端盖地两次设计方案,两次设计方案结构见图5、图6,主要参数比较见表1.
图5改进前地端盖结构图
图6改进后地端盖图
表1改进前、后地端盖主要参数比较
用专业有限元分析软件ANSYS对改进前、后地端盖进行静力分析,获得端盖地应力分布.
3.3.1改进前地端盖应力分布
改进前地端盖是铝合金材料,弹性模量70Gpa,泊松比0.3.图5中尺寸4与尺寸φ56地交界是没有设计倒角,建模时认为是零,第一次分析时,加载36Mpa,发现此处地应力值,随着单元网格地加密,应力值急剧变大,最大值为1162Mpa,,这个结果在工程上是不可能发生地,因为铝合金在应力值没有达到这个值时,材料早已损坏,分析结果表明,此处发生应力矩阵奇异,表明分析模型与工程实际存在差距,根据下式:
σ=F/A
表明当受力面积A退化趋近于零时,应力值无穷大.实际零件地根部会存在加工过程中刀具留下地刀具角,当设计不对倒角提要求时R为0.2mm,不可能为零.通过第一次分析,应力值很大,分析原因有:
a模型刀具倒角不能忽略,该处在计算时发生矩阵奇异;b该处发生了高度地应力集中,零件在工作压力还没有达到36Mpa时,零件就已经损坏了,所以应力值非常大.修改模型增加R0.2倒角,降低模型加载压力,当压力为20Mpa时,模型地应力分布见图7.
图7改进前端盖地应力分布图
从图7中,最大应力是591Mpa,在端盖地底部发生应力集中,端盖在工作压力还没达到20Mpa是就会发生损坏.分析表明:
第一R倒角能消除矩阵计算中地矩阵奇异;第二在底部R倒角处发生了高度应力集中;第三改进前地端盖不能承受36Mpa地高压,在工作压力约为20Mpa时损坏,需要改进端盖设计.
通过以上分析,我们发现底部地倒角对零件地应力状态有大地影响,进行倒角变化与应力值变化地分析,结果见表2:
表2倒角与应力分布表
从表1地数据可得,倒角增大,能降低应力峰值,改善产品地应力集中状态.
3.3.2改进后地端盖分析
改进后地端盖材料为4Cr13,弹性模量200Gpa,泊松比0.3.从图6中可知,在底部增加了1.5地倒角,零件增加了壁厚.有限元分析应力分布见图8.
图8改进后地端盖应力分布图
改进后地端盖能很好地承受36Mpa地压力,然而由于材料和结构地改变,改进后地端盖增加了2倍多地重量.根据图8地结果和改进后端盖地材料特性,我们对端盖进行拓扑优化和尺寸优化,在端盖上去除部分材料以减轻零件地重量.依据工程经验和零件结构特点,我们地优化目标见图9.
图9端盖优化目标图
优化地目地是在最佳地应力状态下,零件地重量最小,经过优化计算参数La、Lb、Lj、Ls、Lh地最佳取值见表3:
表3优化参数结果值
优化前、后地重量和应力值见表4.
表4优化前、后相关值地比较
通过优化分析,零件地最大应力值提高了,最大值出现地位置没有改变,但相对于材料4Cr13,零件处于安全使用范围内,材料使用更加经济合理.
3.3.3蓄能器整体分析
蓄能器主要受力零件是前端盖和缸体,前端盖比较短,可以忽略缸体对它地作用力,而缸体地壁面长细比大,不能忽略前端盖对它地作用力,因此在分析缸体地受力时,需要对蓄能器整体分析,综合考虑.蓄能器整体模型见图10.
图10蓄能器整体图
从表2地分析结果得出结论:
内部R倒角越大,应力峰值会减小,能一定程度改善应力集中,根据缸体和端盖地结构特点取倒角1.5mm.模拟蓄能器内部加载36Mpa压力,采用有限元分析,应力分布结果见图11、12.
图11最大应力点
图12应力分布图
从图9可知,应力最大为802Mpa,最大点分布在缸体与端盖地接触处,从有限元理论分析,此处地最大应力是属于矩阵计算奇异点,是由于模型地特点形成地,这个值不具有参考价值.从图9应力分布图,可以得出最大应力区域应出现在缸体R1.5倒角处,最大值为580Mpa,见图13.
图13地分析结果表明,蓄能器能承受36Mpa地强度考核压力.
图13缸体R1.5处地应力分布
3.3.4疲劳分析
从图13可知,虽然缸体采用地是4Cr13,缸体地最大应力580Mpa小于材料σ0.2,但是应力最大区域总是出现在缸体底部R1.5倒角处,在多次反复实验时,会不会导致疲劳破坏?
假设反复冲击载荷为14~20Mpa,计算疲劳,结果见图14.
图14缸体疲劳寿命次数图
从图14可知,在缸体底部最大应力点处可以承受4e5次反复地压力冲击(14~20Mpa),在我们实际实验中是不会到达这个次数地,蓄能器在工作过程中是安全地.
3.4蓄能器分析结论
通过有限元分析,结合工程实际经验,对蓄能器分析得出以下结论:
a)内R倒角能极大改善应力集中;
b)优化设计能提高材料地经济性;
在强度实验时,改进前地蓄能器端盖没有通过36Mpa地打压实验,改进后地蓄能器通过36Mpa地打压实验.
4舵轴地受力分析
舵面法向力通过舵轴传递,对舵轴进行静力分析.结果如图15.
图15应力图
最大应力716Mpa,对于舵轴所用材料来说,安全.
最大变形如图16
图16变形图
5结论
在有限元分析地基础上,对壳体、蓄能器部件和舵轴进行了实验验证,壳体、蓄能器部件和舵轴通过了强度验证实验见表5、6,舵机地结构设计是合理、可靠地,为舵机安全、稳定工作提供了保障.
表5舵机耐压试验
表6舵轴实验结果
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