【導(dǎo)讀】工作及取得的研究成果；得其他教育機(jī)構(gòu)的學(xué)位而使用過的材料；1．2020年1月，指導(dǎo)老師布置設(shè)計(jì)課題，交代具體任務(wù)；2．3月1日～3月25日，查閱資料，撰寫開題報(bào)告和文獻(xiàn)綜述；5．5月10日～5月20日，完成動(dòng)臂的模態(tài)分析，作出結(jié)果分析，提出改進(jìn)意見；6．5月21日～6月6日，撰寫設(shè)計(jì)說明書，按導(dǎo)師修改意見修改論文，資料收集存檔，準(zhǔn)備答辯；

　　

【正文】 在圖 solution1來獲得同樣的載荷和約束等條件，點(diǎn)擊確定 后，在“幾何 優(yōu)化 ”對(duì)話框進(jìn)行以下設(shè)置 :(1)定義目標(biāo)：動(dòng)臂的重量 設(shè)定為最小化；（ 2）定義約束：創(chuàng)建約束，設(shè)定應(yīng)力上限為 230MPa；（ 3）定義設(shè)計(jì)變量： 分別對(duì) 后置板 內(nèi)肋板和前支架內(nèi)肋板 的 厚度 定義 為 15~20mm。最后最大迭代次數(shù)為 10 次 。 對(duì)幾何優(yōu)化進(jìn)行求解，經(jīng) UG 軟件運(yùn)算， 優(yōu)化處理 結(jié)果 如圖 所示，第 5 個(gè)設(shè)計(jì)循環(huán)重量最小 。 如圖 所示后置板 內(nèi)肋板厚度為 16mm 左右 。 如圖 所示前支架內(nèi)肋板厚度為 15mm 左右。 35 圖 變化 圖 圖 變化圖 圖 圖 36 圖 圖 37 圖 圖 38 由圖 ~圖 可知，優(yōu)化后的位移和應(yīng)力減小，其中優(yōu)化后應(yīng)力為 小于 Q345 的許用應(yīng)力 230MPa。說明通過減小后置板和前支架的厚度，可以在小于材料的許用應(yīng)力下減少重量。從而節(jié)約材料，達(dá)到優(yōu)化的目的。 靜態(tài)分析 小結(jié) 通過運(yùn)用 UG 軟件建立液壓破碎機(jī)的三維實(shí)體模型 ，對(duì)其動(dòng)臂部件在 UG 有限元分析模塊下進(jìn)行靜力學(xué) 分析可知最大應(yīng)力 主要在動(dòng)臂與底座的鉸接處最大應(yīng)力為 ，但 實(shí)際情況中由于外部有其他載荷 ， 所以應(yīng)該避免應(yīng)力集中，可以修改模型使外形 圓 弧過渡，例如使用倒圓，倒角等 。 加大接觸面積，勻 稱結(jié)構(gòu)變形 。 本文在靜力學(xué)分析的基礎(chǔ)上對(duì)其進(jìn)行質(zhì)量最小化的優(yōu)化分析， 結(jié)果表明， 減小后置板和前支架的厚度 后的動(dòng)臂薄弱部位的應(yīng)力更加合理， 質(zhì)量減小從而節(jié)約材料， 達(dá)到了優(yōu)化的目的。 所以 在 有限元靜態(tài)分析 的仿真結(jié)果為結(jié)構(gòu)分析提供了計(jì)算依據(jù)，并在此基礎(chǔ)上進(jìn)一步對(duì)動(dòng)臂結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行優(yōu)化 ，可以找出 設(shè)計(jì)中較弱 的部位和不合理的部位， 降低設(shè)計(jì)開放成本，縮短了產(chǎn)品的開發(fā)周期，提高了產(chǎn)品質(zhì)量。 39 第四章 動(dòng)臂的 疲勞 分析 動(dòng)臂的疲勞分析 疲勞是產(chǎn)品 /零件失效最常見的方式之一。疲勞種類較多 .常見的有機(jī)械疲勞、腐蝕疲勞、高溫疲勞、熱疲勞和微動(dòng)疲勞等，其中，機(jī)械疲勞包括應(yīng)力疲勞、應(yīng)變疲勞和接觸疲勞 3 種方式。引起疲勞失效的機(jī)理和因素比較復(fù)雜，因此，必須遵循客觀規(guī)律和按照嚴(yán)格的分析程序進(jìn)行失效分析和疲勞預(yù)測(cè)。而近年來發(fā)展的將有限元法和疲勞機(jī)理分析相結(jié)合的計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)，無疑為解決實(shí)際中的疲勞問題捉供了經(jīng)濟(jì)、有效的分析和評(píng)判工具。 疲勞壽命 是 材料在疲勞破壞前所經(jīng)歷的應(yīng)力循環(huán)數(shù)稱為疲勞壽命 。 結(jié)構(gòu)疲勞分析是一種工具，用于在各種簡(jiǎn)單或復(fù)雜加載條件 (也稱為疲勞 載荷循環(huán) )中評(píng)估設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度或者耐久性。 NX NASTRAN 疲勞分析可在靜態(tài)分析的基礎(chǔ)上修改。 編輯靜態(tài)分析的解算方案 如圖 所示勾選單元迭代求解器 。 圖 40 進(jìn)行模型求解后，在 UG 菜單欄的工具欄中點(diǎn)擊“ 耐久性 向?qū)А薄８鶕?jù)對(duì)話框提示進(jìn)行設(shè)置 ，其中的疲勞強(qiáng)度因子 是 由疲勞 應(yīng)力準(zhǔn)則除以應(yīng)力幅值計(jì)算得到 ，用來估算疲勞強(qiáng)度，預(yù)測(cè)結(jié)構(gòu)的任何部分是否會(huì)由于周期載荷而被破壞 取值一般小于 1，此處取 。通過 耐久性分析 對(duì)話框 輸入疲勞強(qiáng)度因子 求解 ，疲勞分析解算結(jié)束后， 其分析結(jié)果包括疲勞壽命、疲勞安全系數(shù)、強(qiáng)度安全系數(shù) 3 個(gè)指標(biāo)。 疲勞分析結(jié)果 中 ，如圖 動(dòng) 臂壽命云圖 ,可看到動(dòng)臂的低壽命區(qū)域主要集中在動(dòng)臂 底部 。 圖 41 圖 根據(jù) 圖 局部 疲勞壽命云圖 ，可知最小壽命在單節(jié)點(diǎn)編號(hào)為 18074 上循環(huán)次數(shù)為 107次 。該型破碎機(jī) 沖擊頻率 為 611Hz， 若以 6Hz 的頻率在此工況下，每天工作8 小時(shí)。計(jì)算可得該動(dòng)臂的疲勞壽命為 年。 42 疲勞安全系數(shù)云圖如圖 ， 疲勞安全系數(shù) 是指結(jié)構(gòu)所能承受的疲勞極限應(yīng)力與 NX NASTRAN 結(jié)構(gòu)計(jì)算所得應(yīng)力的比值。 最小疲勞安全系數(shù)為 。疲勞安全系數(shù)大于 1的區(qū)域?yàn)榘踩珔^(qū)域。 圖 由 局部 疲勞壽命云圖 局部 疲勞安全系數(shù) 疲勞 安全系數(shù)的數(shù)值也較低。 最小疲勞 安全系數(shù) 在單節(jié)點(diǎn)編號(hào)為 35749 上為 。 疲勞安全系數(shù)分析結(jié)果反映了疲勞負(fù)載循環(huán)中所定義的的循環(huán)載荷條件相對(duì)應(yīng)的疲勞安全系數(shù)，根據(jù)其最小疲勞安全系數(shù) 小于 1 代表在給定的疲勞載荷周期的反復(fù)作用下最終安全。 43 圖 疲勞安全系數(shù) 強(qiáng)度安全系數(shù)是用于衡量零件的總體強(qiáng)度，由應(yīng)力準(zhǔn)則除以某一類型的應(yīng)力值計(jì)算得到，結(jié)果如圖 所示。 最小強(qiáng)度系數(shù)為 。 圖 44 圖 強(qiáng)度安全系數(shù) 根據(jù) 局部強(qiáng)度安全系數(shù)圖 可知，最小強(qiáng)度安全系數(shù)在單元節(jié)點(diǎn)編號(hào) 16732 上為。強(qiáng)度安全系數(shù)大于 1 的區(qū)域?yàn)榘踩珔^(qū)域。說明結(jié)構(gòu)不會(huì)破壞。 疲勞分析 小結(jié) 利用 UG 軟件得到動(dòng)臂的疲勞壽命參數(shù)可方便地知道最大應(yīng)力點(diǎn)， 知道最小壽命在單節(jié)點(diǎn)編號(hào)為上循環(huán)次數(shù) 為 107次 ，計(jì)算可得該動(dòng)臂的疲勞壽命為 年。 此疲勞壽命相對(duì)與一般液壓破碎機(jī)的壽命較低， 說明在此工況下的作業(yè)不利于延長(zhǎng)動(dòng)臂的壽命。 所以 在條件允許下，盡量少選此工況作業(yè)。選擇合理的作業(yè)方式能 有助于延長(zhǎng)工作裝置的壽命，減少不必要的疲勞破壞。 也 可以通過 避免 動(dòng)臂單 元 節(jié)點(diǎn)的 應(yīng)力集中來提高疲勞壽命，從而 延長(zhǎng) 液壓破碎機(jī) 工作裝置的整體 壽命。通過疲勞分析 預(yù)估動(dòng)臂的強(qiáng)度和疲勞壽命，有效地降低設(shè)計(jì)成本，縮短設(shè)計(jì)周期，產(chǎn)生更好的經(jīng)濟(jì)效益 。 45 第五章 動(dòng)臂的模態(tài)分析 動(dòng)臂的模態(tài)分析 結(jié)構(gòu)模態(tài)分析是結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析的基礎(chǔ)，其實(shí)質(zhì)是求解外載荷為零時(shí)動(dòng)力學(xué)方程的特征值，通過求解特征值可以得到多階固有頻率和相應(yīng)的振型。模態(tài)階數(shù)和模態(tài)振型數(shù)相對(duì)應(yīng)的，有一個(gè)固有頻率就有一個(gè)模態(tài)振型與之對(duì)應(yīng)。 UG 模態(tài)分析用于計(jì)算和評(píng)估結(jié)構(gòu)的固有頻率和自然模態(tài) (振型 )計(jì)算時(shí)不考慮限尼，和外載荷也不相關(guān)，它提供 Tracking Method(跟蹤法 )、 TransformationMethod(變換法 )和 Lanezos Method(蘭索士法 )3 種數(shù)位解算方法，其中 .跟蹤法提供逆冪法 ( INV )和移位逆冪法 (SINV )兩種迭代解法，變換法包括吉文斯法 (GIV)和修正的吉文斯法 (MGIV )、郝斯厚德法 (HOU)和修正的郝斯厚德法 (MHOU)。它們各有適用場(chǎng)合，相比較而言，蘭索士法為首先推薦的。使用本文采用 Lanezos Method(蘭索士法 )解算方法 。 UG 軟件中 打開 破碎機(jī)動(dòng)臂三維模型，進(jìn)入高級(jí)仿真環(huán)境，新建 FEM 和仿真。設(shè)置求解器選用 NX NASTRAN，解算方案類型 SESTATIC 103 進(jìn)行模態(tài)分析。如圖 所示 圖 解算方案類型 46 Lanezos Method(蘭索士法 )數(shù)據(jù)設(shè)定模式數(shù)為 7，最小頻率為 0。 對(duì)模型定義材料屬性選用 Q345 低合金鋼 ， 使用 3D 四面體網(wǎng)絡(luò) ， 單元大小為 45mm 進(jìn)行網(wǎng)格劃分， 對(duì)模型底部與底座鉸接的鉸點(diǎn) C 點(diǎn)添加對(duì) x、 y、 z 三個(gè)方向的移動(dòng)自由度，和 x、 y 兩個(gè)方向的旋轉(zhuǎn)自由度進(jìn)行約束。 動(dòng)臂模態(tài)分析的結(jié)果如圖 、圖 、圖 、圖 、圖 、圖 所示 。 圖 第 1階位移云圖 圖 第 2階位移云圖 47 圖 第 3階位移云圖 圖 第 4階位移云圖 48 圖 第 5階位移云圖 圖 第 6階位移云圖 49 圖 第 7階位移云圖 由上述 7 階位移云圖得表 51 各階模態(tài)頻率與振型 表 51各階模態(tài)頻率與振型 階數(shù) 頻率（ Hz） 振型 1 無明顯變形 2 無明顯變形 3 中部 向外 鼓起 4 向 前伸展 ，無明顯變形 5 中部 向里 鼓起 6 前后扭轉(zhuǎn) 7 中部 向兩邊 鼓起 50 模態(tài)分析 小結(jié) 通過 NX NASTRAN 對(duì)動(dòng)臂進(jìn)行有限元模態(tài)分析，得到了動(dòng)臂的共振頻率及主振型。實(shí)際工作應(yīng)根據(jù)共振頻率避免共振。 要和主機(jī)進(jìn)行合理的頻率匹配液壓破碎錘，也可以適當(dāng)提高破碎錘的作業(yè)頻率，可以有效的避開工作裝置的共振頻率。所以通過模態(tài)分析直觀地分析出動(dòng)臂的薄弱 環(huán)節(jié)，為動(dòng)臂設(shè)計(jì)提供頻率特征等理論依據(jù) 。為動(dòng)臂后續(xù)設(shè)計(jì)和減振分析提供了理論基礎(chǔ)，對(duì)提高液壓破碎機(jī)的穩(wěn)定性和可靠性有很重要的意義。 51 結(jié) 論 本文通過對(duì)工程機(jī)械行業(yè)前景進(jìn)行分析，了解到 隨著 2020 年全國(guó)兩會(huì)召開 以及 新型城鎮(zhèn)化規(guī)劃的出臺(tái) , 使我國(guó)的基礎(chǔ)建設(shè)能有效的快速增長(zhǎng)。 尤其是國(guó)家加大對(duì)中西部的基礎(chǔ)設(shè)施的建設(shè)， 液壓 破碎機(jī)對(duì)我國(guó)經(jīng)濟(jì)發(fā)展建設(shè)中顯示出重要作用。 本論文選擇了液壓破碎機(jī)工作裝置中的動(dòng)臂部件 有限元 力學(xué)特性分析從而提高液壓破碎機(jī)產(chǎn)品的質(zhì)量作為課題研究對(duì)象。 首先利用 UG 軟件對(duì)液壓破碎機(jī)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真和動(dòng)臂的多種工況應(yīng)力分析，確定動(dòng)臂的最大應(yīng)力工況，作為有限元分析工況的選取，對(duì)其進(jìn)行有限元分析。 分析結(jié)果表明，該液壓破碎機(jī)動(dòng)臂薄弱環(huán)節(jié)與其最大應(yīng)力主要在動(dòng)臂與底座鉸接處。根據(jù)有限元分析結(jié)果對(duì)動(dòng)臂進(jìn)行優(yōu)化分析設(shè)計(jì)，通過多次分析計(jì)算?，F(xiàn)通過增加動(dòng)臂與底座鉸接處的支撐架的外圓尺寸等方式 進(jìn)行優(yōu)化， 結(jié)果表明，優(yōu)化后動(dòng)臂的薄弱部位的強(qiáng)度增大，應(yīng)力分布更加合理，達(dá)到優(yōu)化的目的。根據(jù)疲勞分析結(jié)果表明在條件允許的情況下，選擇合理的作業(yè)方式有助于延長(zhǎng)工作裝置的壽命，減少不必要的疲勞破壞。模態(tài)分析結(jié)果表明和主機(jī)合理的頻率匹配破碎錘，或適當(dāng)選擇破碎錘的作業(yè)頻率，可以有效的避開工作裝置的共振頻率。 本文利用 UG 對(duì)液壓破碎機(jī)動(dòng)臂 部件 有限元 力學(xué)特性分析 ， 得出的結(jié)果分析說明通過以上措施能有效的提高液壓破碎 機(jī) 動(dòng)臂部件的質(zhì)量 來提高 液壓破碎機(jī) 整機(jī) 產(chǎn)品的質(zhì)量。最終 對(duì)加快我國(guó)的經(jīng)濟(jì) 發(fā)展建設(shè) 速度有一定的影響。 52 致 謝 本論文課題在選題及研究過程中得到 譚加才 教授的悉心指導(dǎo)下完成的， 譚加才 教授多次詢問 進(jìn)程，并為我指點(diǎn)迷津，幫助我開拓研究思路，精心點(diǎn)撥 。 譚加才 教授嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度和科學(xué)的工作方法給了我極大的幫助和影響， 在此謹(jǐn)向 譚加才 老師致以誠(chéng)摯的謝意和崇高的敬意。 我還要在此感謝一起生活并度過大學(xué)時(shí)光的室友們，彼此之間 兄弟般的感情，學(xué)習(xí)和生活上的互相支持與幫助，才能克服一個(gè)個(gè)難題，讓我了解到一個(gè)人的力量是有限的，團(tuán)隊(duì)的重要性。尤其是在本此論文中與康豪同學(xué)的的相互學(xué)習(xí)中共同提高 。 另外也感謝家人，因?yàn)橛兴麄兊闹С治也拍軐Ｐ耐瓿晌业膶W(xué)業(yè)，因?yàn)橛兴麄兾也拍芸鞓烦砷L(zhǎng)。 最后， 感謝 在課題研究過程中幫助我的身邊的同學(xué)和朋友 ，他們對(duì)我的幫助是我將在今后工作， 取得更多成果回報(bào)他們、回報(bào)社會(huì)。再次感謝他們，祝他們一生幸福、安康 ! 53 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