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在產(chǎn)品的設(shè)計過程中，對產(chǎn)品的強(qiáng)度及動態(tài)特性的驗證是必不可少的環(huán)節(jié)。建立虛擬樣機(jī)進(jìn)行有限元仿真分析可以發(fā)現(xiàn)機(jī)械產(chǎn)品的薄弱部位，仿真結(jié)果可以為產(chǎn)品的改進(jìn)作參考。對機(jī)箱進(jìn)行有限元分析，計算內(nèi)容不僅要包括板梁結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度及動態(tài)特性，也包括對螺釘連接強(qiáng)度的驗證。以往為了計算機(jī)箱的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，在建模時將螺釘簡化為梁單元或剛性單元，并未對螺釘連接的強(qiáng)度及疲勞特性進(jìn)行驗證。文獻(xiàn)對螺釘進(jìn)行了有限元建模及強(qiáng)度分析，建模過程中涉及到接觸的定義、預(yù)緊力的施加及載荷步的施加，整個建模及計算過程較復(fù)雜。在分析機(jī)箱強(qiáng)度時，依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)EN12663-1-2010《鐵路應(yīng)用設(shè)施.鐵路車輛車體的結(jié)構(gòu)要求.機(jī)車和客用車》給機(jī)箱施加沖擊載荷及疲勞載荷，在計算過程中可以提取出螺釘兩端的作用力，然后根據(jù)螺釘應(yīng)力計算的經(jīng)驗公式對螺釘進(jìn)行強(qiáng)度校核，分析螺釘連接是否符合設(shè)計要求，分析結(jié)果可為機(jī)箱的優(yōu)化及設(shè)計提供參考。
本研究計算對象選取懸掛于城市軌道交通車輛底部的某型號電子元器件機(jī)箱。箱體外形最大外形尺寸560mmX236mmX260mm，機(jī)箱側(cè)板組件及零件使用的材料牌號為SUS304，底板的材料牌號為6061，散熱器使用的材料牌號為6063T6。散熱器組件與側(cè)板組件通過16個M4X12的十字槽盤頭組合螺釘連接，螺釘?shù)牡燃墳?.8級。底板與側(cè)板組件通過22個M4X16內(nèi)六角圓柱頭螺釘連接，螺釘?shù)燃墳?.8級。機(jī)箱材料屬性如表所示。根據(jù)機(jī)箱的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，建立機(jī)箱的有限元模型。建模時去除了較小的圓角、倒角等細(xì)節(jié)，去除了非承載部件，將非承載部件的質(zhì)量分配到散熱器上。機(jī)箱內(nèi)部設(shè)備采用質(zhì)量單元連接在實際的安裝位置上，機(jī)箱整體結(jié)構(gòu)采用殼單元進(jìn)行離散，離散后節(jié)點(diǎn)數(shù)為61865個，單元數(shù)為47990個。機(jī)箱有限元模型如圖所示。螺釘?shù)倪B接方式如圖所示。螺釘采用梁單元進(jìn)行模擬，梁單元的直徑為螺釘?shù)男健Ｂ葆數(shù)挠邢拊Ｐ腿鐖D所示。螺釘在散熱器上的分布及編號如圖所示。
根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)EN12663-1-2010Part4.5“設(shè)備靜載荷”表，得到機(jī)箱受到的校驗載荷加速度(見表)。機(jī)箱的校驗載荷工況，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)EN12663-1-2010Part4.7.3表17-表19，P-II類得到疲勞載荷加速度。據(jù)此可以得到機(jī)箱的疲勞載荷工況。根據(jù)各載荷工況作用力的方向，得到疲勞載荷工況。
本節(jié)對散熱器組件的螺釘及螺紋進(jìn)行應(yīng)力計算，計算方法參考《緊固件手冊》。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)GB/T196-2003《普通螺紋基本尺寸》，普通螺紋的牙型圖如圖所示，M4的螺紋參數(shù)見表。根據(jù)GB/T3098.1-2000，8.8級M4螺釘?shù)奈锢砗蜋C(jī)械性能見表，螺釘在裝配連接時需要有一定的預(yù)緊力，存在拉伸載荷及剪切載荷，螺釘連接的主要失效形式為螺釘光桿剪切面處因拉力和剪力復(fù)合而斷裂。根據(jù)廠方提供的螺釘?shù)臄Q緊力矩為T=1.9Nm，采用下式可計算得到預(yù)緊力：根據(jù)表的載荷工況給機(jī)箱施加載荷進(jìn)行計算，導(dǎo)出各個螺釘?shù)妮S向力，通過比較得出最大的螺釘軸向力。校驗載荷工況4下螺釘6的軸向力最大，為29.50N。則由式得外螺紋：抗剪應(yīng)力由于螺釘旋入散熱器中，螺釘受到剪切載荷，螺釘與螺孔的剪切應(yīng)力條件為：將以上螺釘應(yīng)力計算結(jié)果匯總，匯總結(jié)果見表。由表可知，螺釘在最大軸向載荷情況下的各種應(yīng)力都小于相應(yīng)的許用應(yīng)力，因此螺釘連接的強(qiáng)度合格。在車輛運(yùn)行時，安裝在車體底部的機(jī)箱承受著交變載荷，此時，機(jī)箱上的螺釘也受此影響，那么，其失效形式可能包括疲勞破壞。由此，螺釘強(qiáng)度分析除了用最大載荷進(jìn)行靜強(qiáng)度分析外，還須進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析。在多種分析螺釘疲勞強(qiáng)度的方法中，選擇應(yīng)力幅方法來計算安全系數(shù)。受軸向載荷的緊螺釘聯(lián)接，當(dāng)其受到交變載荷時，根據(jù)下列方法對螺釘?shù)钠趶?qiáng)度進(jìn)行校核。按照疲勞工況對機(jī)箱進(jìn)行有限元計算，得到各個螺釘?shù)妮S向力。按照工況組合，將工況1與工況8的軸向力相減，工況2與工況7的軸向力相減，工況3與工況6的軸向力相減，工況4與工況5的軸向力相減，通過比較得到最大軸向力之差，為3.674N，故螺釘?shù)钠趶?qiáng)度合格。
通過上文分析可以得出，螺釘連接的強(qiáng)度合格在使用過程中不會失效。本文將有限元計算與螺釘?shù)膽?yīng)力計算相結(jié)合，解決了機(jī)箱強(qiáng)度分析中螺釘應(yīng)力計算較困難的難題，其分析過程可以為工程分析提供參考。
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