赵建宁
(青海交通职业技术学院 汽车工程系 青海 810003)
螺栓连接是连接关系中的一种,其强度的好坏决定了连接的稳定性。保证螺栓强度,才能保证其被连接件可工作性。因此,螺栓强度分析是仿真分析中必不可少的一项,同时也是一个难点。
在参照汽车电动转向泵试验实际物理模型的基础上,并对转向泵壳体作简化处理,忽略转向泵等构件中对系统结构及强度影响不大的小特征,同时注意转向泵壳体与螺栓之间节点的对应,建立其有限元模型如图1所示。
图1 仿真数模及简化部位
依据实际受力情况加载约束,并根据试验时的工作压力10MPa、1Hz的频率冲击以及螺栓力矩设置工况。
壳体的应力结果如图2所示。
由于绕轴线刚度较弱,应力值偏大,导致图中右上方对应的螺栓应力值比其他螺栓大,其应力分布图如图3所示。
根据疲劳破坏机理与断口特征描述,裂纹源通常在高应力局部或材料缺陷处,此例显示为高应力部位。利用疲劳分析软件,将模型与结果导入,进行相关设置,得出的疲劳分析结果如图4所示,寿命最短的地方,正是应力集中的位置。
图2 壳体应力分布图
图3 螺栓最大应力位置分布图
图4 螺栓疲劳寿命分布图
根据应力集中位置,改善方法有两种:
1)加强绕轴线方向壳体的刚度。
2)加大螺栓直径。
因此,优化方案亦有两种:
方案1:去除该体凸台部分,并体加厚至8mm。
方案2:将原M6螺栓改为M8螺栓。
1)方案1仿真分析结果
方案1旨在提高整体刚度并且分散局部刚度,避免某一处刚度过小,其有限元模型如图5所示。
图5 方案1有限元模型
方案1的应力分布图如图6所示。
图6 方案1应力分布结果(左为预紧力,右为压力)
此时由于刚度比较平均,导致螺栓应力值比较平均。将其导入疲劳分析,进行与原方案同样的疲劳设置,其螺栓疲劳结果如图7所示。
图7 方案1疲劳分析结果
2)方案2仿真分析结果
方案2旨在直接提高螺栓本身的刚度。但是由于螺栓直径的增加,所以其拧紧力矩由原来的16N·m提升为20N·m。方案2的有限元模型如图8所示。
图8 方案2有限元模型
其相应的应力如图9所示,疲劳结果如图10所示。
图9 方案2应力分布结果(左为预紧力,右为压力)
图10 方案2疲劳分析结果
此时应力集中位置虽然仍然在螺栓处,但是由于螺栓应力明显下降,材料强度明显比壳体好,所以疲劳点转移到壳体上。
两种方案对比结果如表1所示。
表1 两种方案对比结果
在预紧力作用下,螺栓应力分布均匀,变化不大。方案1的加厚壳体变化不显著,针对方案2虽然预紧力由16N·m提升为20N·m,但螺栓直径加大,所以整体应力反而下降,其变化比方案1显著。
在压强作用力下,方案1和方案2的螺栓强度均显著提升,方案1提升16.7%,方案2则提升29.6%,相较之下,方案2变化更明显。
在应力计算完成之后,对各种载荷工况联合计算,在此基础上进行疲劳分析。由数据可以看出,方案2提升效果比方案1显著。
综合以上分析结果,两种方案中方案2更优。
通过对汽车电动转向泵的螺栓进行仿真数模建立及仿真分析,提出针对问题的两种优化方案,并对两种优化方案进一步进行仿真分析,通过结果对比最终得出加大螺栓直径的方案2是最佳的方案。
[1]陈传尧.疲劳与断裂[M].武汉: 华中科技大学出版社,2001.
[2]张胜兰, 郑东黎.基于Hyperworks的结构优化设计技术[M].北京: 机械工业出版社, 2007.