基于接触非线性分析的隔膜泵下箱体结构优化

张伟

摘 要：下箱体是隔膜泵动力端重要的支撑部件，其作用是支撑整个动力端系统，并连接隔膜泵动力端和液力端。下箱体在隔膜泵运行过程中不断承受隔膜泵动力端负载的周期性作用，随着隔膜泵动力端负载不断加大，下箱体极易发生由于强度不满足要求导致的断裂事故，因此，强度是下箱体安全与否的一项重要考核指标。本文提出了一种更加符合实际工况的下箱体强度有限元分析方法，该方法对下箱体轴承座处应力状态能更加准确模拟，利用该方法对某型号隔膜泵下箱体轴承座处应力分布进行模拟，找到该下箱体轴承座可能的强度薄弱位置及对应的应力值，针对该强度风险点，找到强度不足的原因是圆角半径太小，发生局部应力集中，通过增大该处圆角半径，达到降低该处应力，提高强度的目的。提出的下箱体接触非线性分析方法可为下箱体轴承座处应力精确分析和轴承座结构优化提供一种实用、有效的途径。

关键词：隔膜泵；下箱体；Adina；强度分析

中图分类号：TH323 文献标识码：A

0.前言

隔膜泵动力端下箱体主要作用是支撑和安装隔膜泵动力端关键件，如曲轴、连杆、十字头、介杆等，下箱体不断承受曲轴传递的作用力。隔膜泵下箱体主要由各种不同厚度的钢板焊接加工制造而成，随着隔膜泵规格不断增大，隔膜泵动力端负载不断增大，下箱体承受的曲轴活塞力不断加大，同时下箱体结构形式多样化，使下箱体在隔膜泵工作过程中极易发生由于下箱体结构不合理导致的局部强度不满足使用要求，进而发生下箱体断裂事故。本文以一种新结构下箱体为研究对象，该箱体轴承座采用了钩板结构形式，轴承座与轴承压盖通过4个螺柱连接，传统的下箱体强度分析为了简化计算，将轴承座和轴承压盖做成一体，计算无法真实反应轴承压盖应力状态。本文为了真实计算轴承压盖应力状态，将轴承压盖和轴承座做成两个体，并采用螺柱进行连接，考虑接触和螺柱预紧对轴承压盖应力分布的影响，学者对轴承座及下箱体强度进行了许多研究。

本文采用仿真模拟的手段对下箱体整体应力分布进行模拟，特别关注了第二轴承支撑处，轴承压盖的应力分布。由于Adina软件在结构接触非线性分析的计算精度和计算效率方面具有较强的优势，深得同行专家的认可。因此本文采用Adina软件进行分析，建立了下箱体装配体有限元模型，施加约束和接触边界条件，通过求解获得了下箱体整体应力分布和变形状态，单独分析了轴承压盖应力分布，找出轴承压盖应力薄弱位置及最大应力值。通过局部修改轴承压盖应力集中位置圆角尺寸，降低该处的应力水平，提高轴承压盖强度。

1.下箱体有限元强度分析

1.1 几何模型

下箱体采用整体模型进行分析，简化掉对强度影响不大的细节特征，由于分析重点研究曲轴支撑座处轴承压盖及轴承座强度，将下箱体第二支撑座处轴承压盖和轴承座作为单独体，下箱体其他部分合并为一个体。下箱体三维模型如图1所示。

1.2 有限元模型

将下箱体三维模型导入Adina中，采用四节点四面体单元进行网格划分，接触面的网格应当划分的相对规则，保证接触非线性计算收敛性，对重点研究的零件轴承座网格应当细化，保证计算结果准确性。下箱体板筋件材料是低合金结构钢Q345B，材料的弹性模量为206GPa，泊松比为0.3，材料屈服极限为275MPa。建立的有限元模型如图2所示。

下箱体有限元分析的约束和载荷如下：下箱体与地面连接地角螺栓施加竖直和横向约束；下箱体前板与腔体连接面施加前后方向约束；第二轴承座与轴承压盖之间建立接触，设置接触摩擦系数为0.1；轴承座与轴承压盖之间螺柱连接通过beam单元模拟，并施加螺柱预紧力；轴承座内圈施加工况活塞力，下箱体有限元模型如图2所示。

1.3 计算结果

将下箱体有限元模型在Adina软件中进行静力学计算，得到下箱体整体应力及变形结果，如图3所示。最大应力发生在第二轴承座轴承压盖R5圆角处，该处也是强度风险点位置，该处局部放大的应力云图如图4所示。图5中左图为第二轴承压盖只承受螺栓预紧作用的应力，右图为承受螺栓预紧力和工作活塞力作用的应力。

1.4 小节结论

计算下箱体静强度安全系数为

n=σs/σ=275/ 223.05=1.23﹤1.7，

说明该处应力过大，静强度不满足使用要求。

从图5可以看出，下箱体在安装状态（只有螺栓预紧力）时，危险圆角处应力为164.957MPa，说明安装状态该处应力已经较大。

2.下箱体结构改进后应力分析

2.1 几何模型修改

第1節计算得到第二轴承压盖R5圆角应力过大，考虑通过加大圆角尺寸降低该处应力，将第二轴承座压盖应力最大位置处圆角由R5改为R30，保持模型其他尺寸不变，下箱体有限元分析载荷和约束条件与第1节保持一致。轴承压盖修改前后结构如图6所示。

2.2 模型修改后应力计算结果

分析得到下箱体应力和变形结果，如图7所示，最大应力为207.351MPa，该应力发生在轴承座和轴承压盖接触面上，不是真实应力，单独显示第二轴承压盖应力，如图8所示，最大应力发生在R30圆角处，最大应力值为135.027MPa。

结论

为了方便比较结果，将修改模型前后下箱体轴承压盖应力计算结果列入表1中。

通过将轴承压盖圆角尺寸由R5增大为R30，圆角处应力由223.05MPa下降为135.027MPa，应力显著降低。计算修改圆角后轴承压盖静强度安全系数：n=σs/σ=275/135.027=2.04﹥1.7，下箱体静强度满足使用要求。

通过对某型号动力端下箱体应力分析，发现下箱体第二轴承压盖R5圆角应力为223.050MPa，应力大，并且该处应力集中，初步判断轴承压盖强度不满足使用要求。计算结果看出，增大圆角尺寸是改善该处强度的一条有效途径。

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