3．改进方案
    （1）改进结构形式
    鉴于该起重机样机转向缸支座存在以上缺陷，为提高支座可靠性，我们决定对转向缸支座及转向缸缸筒底部结构进行改进。经研究将转向缸缸筒底部改为球头铰接式万向节结构，万向节销轴与转向缸支座销孔采用1:10的锥形结构，锥形销轴端部设有螺母，将螺母拧紧后，锥形销轴及锥孔没有间隙，杜绝了螺母松脱的风险。转向缸支座质量改进前为4.13kg，改进后为2.34kg,改进后的质量减轻了1.79kg。改进前、后转向缸支座结构对一比如图3所示。

    （2）计算验证
    我们利用有限元方法，对改进前、后2种转向缸支座的应力进行分析，以便对分析结果进行对比。
    材质改进前、后2种转向缸支座均采用Q235结构钢，其屈服强度为235MPa，弹性模量为210GPa，密度ρ为7850kg/m3，泊松比μ为0.3。
    建立计算模型为了对2种支座进行准确模拟，首先在Geometry模块中建立2种支座的有限元模型，用点、线、面方式建模，然后进行网格划分。改进前转向缸支座模型共设置了5719个节点、3289个单元，改进后转向缸支座模型共设置了9874个节点，5635个单元。2种转向缸支座约束模拟实际焊接结构形式，在转向缸支座底部实施全约束。
    载荷由于转向缸支座承受的真实推力和弯矩计算过于复杂，我们用该起重机转向泵输出压力、转向缸内径D、活塞杆外径d，计算出承受的转向缸支座推力和弯矩。
    计算结果将计算得出推力和弯矩施加于计算模型上进行计算分析。改进前转向缸支座最大应力点在圆台形底座与销轴连接处，该处容易产生应力集中，其最大应力为249.24MPa,其安全系数为1.2;改进后的支座最大应力点出现在转向缸支座与机架焊接处，其最大应力为178.6MPa，安全系数为1.8。改进后转向缸支座质量虽然减轻了1.79kg，但是安全系数却提高了0.6。改进前后转向缸支座应力对比如图4所示。

    4．改进效果
    对改进前、后转向缸支座进行有限元应力分析的结果表明，改进后转向缸支座最大应力值和安全系数都优于改进前，且改进后转向缸支座的质量也有所减轻。该新形式支座在提升可靠性的同时，也达到了轻量化的目的。
 

上一页  [1] [2]