水泥輸送泵車結(jié)構(gòu)強(qiáng)度研究.pdf

1、該論文比較系統(tǒng)地論述了有限單元法和疲勞可靠性分析等基本理論,并在這些理論指導(dǎo)下,利用MSC/NASTRAN軟件和MSC/FATIGUE軟件,對水泥輸送泵車進(jìn)行了靜強(qiáng)度分析、模態(tài)分析、時域動強(qiáng)度分析、頻域動強(qiáng)度分析和疲勞壽命分析.通過對該泵車的綜合分析,得到該泵車結(jié)構(gòu)強(qiáng)度薄弱環(huán)節(jié)、產(chǎn)生較大振動的原因及疲勞強(qiáng)度薄弱部位,并提出相應(yīng)的改進(jìn)措施.主要內(nèi)容如下:1、綜合分析泵車各個工作工況,選擇八個典型的工況,建立相應(yīng)的有限元模型.2、對建立的有

2、限元模型進(jìn)行靜強(qiáng)度分析,得到各個工況該泵車的最大靜應(yīng)力值和最大靜應(yīng)力位置及各構(gòu)件的靜應(yīng)力分布.有限元分析結(jié)果和試驗結(jié)果進(jìn)行了比較,二者基本吻合.水平工況應(yīng)力較大,最大應(yīng)力為540MPa,單從靜強(qiáng)度方面考慮,該泵車滿足強(qiáng)度要求.3、模態(tài)分析得到該泵車不同工況下的固有頻率和相應(yīng)的振型.該論文分析了該泵車八個工況下的前六階模態(tài),各個工況一階和二階固有頻率均在0.38~0.41HZ范圍內(nèi).試驗得到該泵車一階固有頻率為0.3636~0.3929H

3、Z.而該泵車工作頻率為20~24次/分,即0.33~0.40HZ.由此可知該泵車工作時臂架振動過大的原因是工作時產(chǎn)生了共振現(xiàn)象.4、在有限元模型上施加試驗得到的油缸循環(huán)沖擊載荷,對該泵車進(jìn)行時域動強(qiáng)度分析和頻域動強(qiáng)度分析.由于油缸沖擊載荷有比較大的峰值,泵車動應(yīng)力比較大,最大值達(dá)到550MPa.頻域動強(qiáng)度分析結(jié)果顯示,功率譜響應(yīng)在0.37~0.41HZ之間有兩個比較大的峰值,這是系統(tǒng)固有頻率影響的結(jié)果.因此,可以從減小油缸沖擊載荷的峰值

4、和調(diào)開油缸工作頻率與泵車固有頻率兩個角度解決動應(yīng)力較大的問題.5、泵車疲勞可靠性分析時,采用試驗得到的與泵車焊接工藝相同的結(jié)構(gòu)P-S-N曲線.該論文分析了該泵車可靠度為95％和50％的疲勞壽命,分析結(jié)果與泵車長期使用總結(jié)出的疲勞壽命基本吻合,且分析結(jié)果疲勞壽命薄弱部位在泵車實際工作中基本都產(chǎn)生過疲勞裂紋.通過以上綜合分析,顯示出該論文建立的有限元模型的合理性和可靠性.該論文的分析結(jié)果對該泵車的強(qiáng)度改進(jìn)提供理論依據(jù),該論文的研究方法對同類