張偉

摘 要：下箱體是隔膜泵動力端重要的支撐部件，其作用是支撐整個動力端系統(tǒng)，并連接隔膜泵動力端和液力端。下箱體在隔膜泵運行過程中不斷承受隔膜泵動力端負載的周期性作用，隨著隔膜泵動力端負載不斷加大，下箱體極易發(fā)生由于強度不滿足要求導致的斷裂事故，因此，強度是下箱體安全與否的一項重要考核指標。本文提出了一種更加符合實際工況的下箱體強度有限元分析方法，該方法對下箱體軸承座處應力狀態(tài)能更加準確模擬，利用該方法對某型號隔膜泵下箱體軸承座處應力分布進行模擬，找到該下箱體軸承座可能的強度薄弱位置及對應的應力值，針對該強度風險點，找到強度不足的原因是圓角半徑太小，發(fā)生局部應力集中，通過增大該處圓角半徑，達到降低該處應力，提高強度的目的。提出的下箱體接觸非線性分析方法可為下箱體軸承座處應力精確分析和軸承座結構優(yōu)化提供一種實用、有效的途徑。

關鍵詞：隔膜泵；下箱體；Adina；強度分析

中圖分類號：TH323 文獻標識碼：A

0.前言

隔膜泵動力端下箱體主要作用是支撐和安裝隔膜泵動力端關鍵件，如曲軸、連桿、十字頭、介桿等，下箱體不斷承受曲軸傳遞的作用力。隔膜泵下箱體主要由各種不同厚度的鋼板焊接加工制造而成，隨著隔膜泵規(guī)格不斷增大，隔膜泵動力端負載不斷增大，下箱體承受的曲軸活塞力不斷加大，同時下箱體結構形式多樣化，使下箱體在隔膜泵工作過程中極易發(fā)生由于下箱體結構不合理導致的局部強度不滿足使用要求，進而發(fā)生下箱體斷裂事故。本文以一種新結構下箱體為研究對象，該箱體軸承座采用了鉤板結構形式，軸承座與軸承壓蓋通過4個螺柱連接，傳統(tǒng)的下箱體強度分析為了簡化計算，將軸承座和軸承壓蓋做成一體，計算無法真實反應軸承壓蓋應力狀態(tài)。本文為了真實計算軸承壓蓋應力狀態(tài)，將軸承壓蓋和軸承座做成兩個體，并采用螺柱進行連接，考慮接觸和螺柱預緊對軸承壓蓋應力分布的影響，學者對軸承座及下箱體強度進行了許多研究。

本文采用仿真模擬的手段對下箱體整體應力分布進行模擬，特別關注了第二軸承支撐處，軸承壓蓋的應力分布。由于Adina軟件在結構接觸非線性分析的計算精度和計算效率方面具有較強的優(yōu)勢，深得同行專家的認可。因此本文采用Adina軟件進行分析，建立了下箱體裝配體有限元模型，施加約束和接觸邊界條件，通過求解獲得了下箱體整體應力分布和變形狀態(tài)，單獨分析了軸承壓蓋應力分布，找出軸承壓蓋應力薄弱位置及最大應力值。通過局部修改軸承壓蓋應力集中位置圓角尺寸，降低該處的應力水平，提高軸承壓蓋強度。

1.下箱體有限元強度分析

1.1 幾何模型

下箱體采用整體模型進行分析，簡化掉對強度影響不大的細節(jié)特征，由于分析重點研究曲軸支撐座處軸承壓蓋及軸承座強度，將下箱體第二支撐座處軸承壓蓋和軸承座作為單獨體，下箱體其他部分合并為一個體。下箱體三維模型如圖1所示。

1.2 有限元模型

將下箱體三維模型導入Adina中，采用四節(jié)點四面體單元進行網(wǎng)格劃分，接觸面的網(wǎng)格應當劃分的相對規(guī)則，保證接觸非線性計算收斂性，對重點研究的零件軸承座網(wǎng)格應當細化，保證計算結果準確性。下箱體板筋件材料是低合金結構鋼Q345B，材料的彈性模量為206GPa，泊松比為0.3，材料屈服極限為275MPa。建立的有限元模型如圖2所示。

下箱體有限元分析的約束和載荷如下：下箱體與地面連接地角螺栓施加豎直和橫向約束；下箱體前板與腔體連接面施加前后方向約束；第二軸承座與軸承壓蓋之間建立接觸，設置接觸摩擦系數(shù)為0.1；軸承座與軸承壓蓋之間螺柱連接通過beam單元模擬，并施加螺柱預緊力；軸承座內(nèi)圈施加工況活塞力，下箱體有限元模型如圖2所示。

1.3 計算結果

將下箱體有限元模型在Adina軟件中進行靜力學計算，得到下箱體整體應力及變形結果，如圖3所示。最大應力發(fā)生在第二軸承座軸承壓蓋R5圓角處，該處也是強度風險點位置，該處局部放大的應力云圖如圖4所示。圖5中左圖為第二軸承壓蓋只承受螺栓預緊作用的應力，右圖為承受螺栓預緊力和工作活塞力作用的應力。

1.4 小節(jié)結論

計算下箱體靜強度安全系數(shù)為

n=σs/σ=275/ 223.05=1.23﹤1.7，

說明該處應力過大，靜強度不滿足使用要求。

從圖5可以看出，下箱體在安裝狀態(tài)（只有螺栓預緊力）時，危險圓角處應力為164.957MPa，說明安裝狀態(tài)該處應力已經(jīng)較大。

2.下箱體結構改進后應力分析

2.1 幾何模型修改

第1節(jié)計算得到第二軸承壓蓋R5圓角應力過大，考慮通過加大圓角尺寸降低該處應力，將第二軸承座壓蓋應力最大位置處圓角由R5改為R30，保持模型其他尺寸不變，下箱體有限元分析載荷和約束條件與第1節(jié)保持一致。軸承壓蓋修改前后結構如圖6所示。

2.2 模型修改后應力計算結果

分析得到下箱體應力和變形結果，如圖7所示，最大應力為207.351MPa，該應力發(fā)生在軸承座和軸承壓蓋接觸面上，不是真實應力，單獨顯示第二軸承壓蓋應力，如圖8所示，最大應力發(fā)生在R30圓角處，最大應力值為135.027MPa。

結論

為了方便比較結果，將修改模型前后下箱體軸承壓蓋應力計算結果列入表1中。

通過將軸承壓蓋圓角尺寸由R5增大為R30，圓角處應力由223.05MPa下降為135.027MPa，應力顯著降低。計算修改圓角后軸承壓蓋靜強度安全系數(shù)：n=σs/σ=275/135.027=2.04﹥1.7，下箱體靜強度滿足使用要求。

通過對某型號動力端下箱體應力分析，發(fā)現(xiàn)下箱體第二軸承壓蓋R5圓角應力為223.050MPa，應力大，并且該處應力集中，初步判斷軸承壓蓋強度不滿足使用要求。計算結果看出，增大圓角尺寸是改善該處強度的一條有效途徑。

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