滚筒洗衣机悬挂系统部件结构强度的多体动力学分析.pdf
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1、Articles论文46 家电科技 Vol.4 2023 Issue 423滚筒洗衣机悬挂系统部件结构强度的多体动力学分析Multi-body dynamics analysis of the structural strength of the suspension system components of a drum washing machine任子林 杨洪永 许鹏 龙斌华REN Zilin YANG Hongyong XU Peng LONG Binhua 珠海格力电器股份有限公司 广东珠海 519070Gree Electric Appliances,Inc.of Zhuhai Z
2、huhai 519070摘 要:以某一型号滚筒洗衣机悬挂系统为例,首先分别采用多体动力学和线性静态分析方法计算了固定约束工况的滚筒洗衣机外筒强度,并将其计算结果进行了对比和分析。其次,基于多体动力学分析了重力对外筒强度计算结果的影响。最后,利用滚筒洗衣机全模型,校核了外筒、轴、轴承座和三脚架的强度。结果表明:线性静态分析与多体动力学分析得到的外筒最大位移差和最大应力差均随旋转部件转速的增大而增大。重力的考虑使外筒最大位移增大2.70%、最大应力增大1.59%。强度校核滚筒洗衣机全模型得到外筒、轴、轴承座和三脚架的安全系数均在2.5以上。计算得到滚筒洗衣机前/后轴承额定寿命分别为633 h和76
3、8 h。关键词:滚筒洗衣机;多体动力学;线性静态分析;强度计算 Abstract:Taking the suspension system of a specific type of drum washer as an example.Firstly,the strength of a drum washer is calculated under fixed restraint conditions by multi-body dynamics and linear static analysis methods,respectively,and the calculation result
4、s are compared and analyzed.Secondly,based on multi-body dynamics,the influence of gravity on the strength calculation results of the tub is analyzed.Finally,the strength of the tub,shaft,housing bearing,and flange shaft is checked by the complete model of a drum washer.The results show that the max
5、imum displacement and the maximum stress difference of the tub increase with the rotational speed of the rotating parts were obtained through linear static and multi-body dynamics analysis.The consideration of gravity increases the maximum displacement of the tub by 2.70%and the maximum stress by 1.
6、59%.The safety factors of the tub,shaft,housing bearing,and flange shaft are above 2.5 by checking the complete model of a drum washer.By calculation,the rating life of the front/rear bearings of a drum washer is 633 h and 768 h.Keywords:Drum washer;Multi-body dynamics;Linear static analysis;Strengt
7、h calculation 中图分类号:TM925.33 DOI:10.19784/ki.issn1672-0172.2023.04.0070 引言滚筒洗衣机悬挂系统零部件的强度分析是其可靠性评价的重要依据,通过强度分析不仅可以研究零部件受力状态、预测零部件失效条件,还能实现零部件的结构优化1-2。目前,零部件强度分析方法主要分为静态强度分析和动态强度分析,其中动态强度分析是基于多体动力学和有限元方法结合的动力学模型3。动态强度分析易用于复杂边界条件的机械模型,具有重复性强、计算代价小等优点4。在静态强度分析方面,胡伟采用CAE结构分析软件对滚筒洗衣机三脚架结构进行了分析和优化5。杨亮等通过分
8、析某型地铁齿轮箱组件的实际工况,利用ANSYS对其进行了静强度分析6。楼飞等基于作者简介:任子林,硕士学位。研究方向:洗衣机的振动与噪声。地址:珠海市香洲区金鸡西路格力康乐园2期。E-mail:。ABAQUS对模板台车承载结构强度进行了分析7。对于静态强度分析,多被用于分析简单边界条件的机械模型。在动态强度分析方面,王枫等人采用多体动力学优化了压缩机曲轴的扭转振幅、质量和强度8。刘俊等人基于ADAMS建立的驾驶室和车架的刚柔耦合多体动力学模型,进行了驾驶室的疲劳仿真9。田晶等人基于多体动力学分析了涡扇发动机转子系统中介轴承的局部缺陷故障振动特性10。申加伟等人基于多体动力学建立了风扇连接盘与曲
9、柄连杆机构、机体等结构模型,通过计算风扇连接盘的疲劳强度,对风扇连接盘进行了改进11。可见,基于多体动力学的动态强度分析已被广泛应用到各个领域,而其可靠性和精度也已被大量学者验证。Articles论文 47家电科技 Vol.4 2023 Issue 423对于滚筒洗衣机的悬挂系统而言,若以实际工况校核其悬挂系统零部件强度,则会使其边界条件复杂化。而对于复杂的边界条件,静态强度分析只能对其进行一定程度的简化,然而简化后的强度分析结果难以保证其精确度。为了更精确校核滚筒洗衣机悬挂系统零部件强度,本文首先以滚筒洗衣机悬挂系统的外筒部件为例,对比研究了相同工况下的静态强度和动态强度分析结果,并分析导致
10、其结果差异的原因。其次,基于多体动力学模型研究重力对外筒强度计算结果的影响。最后,基于实际运行工况,采用柔性的滚筒洗衣机模型计算了外筒、轴、轴承座和三脚架的最大应力,以及计算了转动系统前/后轴承的径向载荷。1 建立分析模型1.1 静态强度分析模型的建立如图1所示,建立滚筒洗衣机悬挂系统的静态强度有限元分析模型。其中配重块等零部件采用等效质量点替代;钣金件采用抽中面壳单元离散划分;外筒、三脚架等实体部件均采用四面体离散。设置该有限元模型的边界条件,将外筒与挂簧、阻尼器连接处,均设置六自由度完全固定约束,均布载荷的幅值是由惯性力和偏心块与内筒接触面积的比值所定,载荷施加部位为偏心块与内筒接触面。图
11、1 滚筒洗衣机悬挂系统静态强度分析模型 式(1)为偏心块质心的惯性力计算公式,式中m为偏心块质量,f为旋转频率,r为偏心块质心到回转中心的距离即回转半径。其中,f的计算公式如式(2),n为转速,单位r/min。在对滚筒洗衣机悬挂系统的静态强度分析中,偏心质量采用300 g,然后分别计算不同转速工况下外筒的应力与位移:F=m(2f)2r (1)f=n60 (2)1.2 动态强度分析模型的建立图2所示为建立的滚筒洗衣机的多体动力学模型,该模型基于模态柔性体,其理论基础为固定界面模态综合法Craig-Bampton。对于模态柔性体的建模逻辑,即首先计算生成模型中各柔性体的模态集,其次利用模态展开法线
12、性叠加其模态振型矢量,最后通过计算物体的弹性位移描述模型中柔性体的变形运动。对于设置多体动力学模型各部件之间的柔性连接,模型的内、外筒采用了旋转副连接,外筒与阻尼器采用球副连接,阻尼器上、下部分采用圆柱副连接,阻尼器与箱体采用球副连接,阻尼器与外筒和箱体连接处均设置衬套。为模拟实际偏心工况,对偏心块进行1 1建模,并采用实体单元划分,与内筒采用固定副约束。偏心块弹性模量和泊松比设置为参考值,密度设置为模型质量与体积的比值,偏心块施加位置与静态分析模型中载荷施加位置相同。图2 滚筒洗衣机的柔体动力学模型2 结果分析与讨论2.1 不同强度分析方法的结果对比因线性静态分析中,并没考虑除偏心以外的旋转
13、部件惯性力(这里利用有限元网格模型存在的偏心,将其等效为实际加工部件所存在的偏心)和旋转部件因挠度所带来的偏心块离心力变化等因素。为此,需探究这些因素对滚筒洗衣机强度分析结果的影响。通过对比相同工况条件下多体动力学动态强度分析和线性静态强度分析的计算结果,将多体动力学模型的外筒与挂簧和阻尼器连接处均设置为固定副,以及不施加重力载荷,进而保证多体动力学分析模型的约束条件与线性静态分析模型相同。如图3所示,为1400 r/min转速、300 g偏心工况下滚筒洗衣机悬挂系统外筒的位移云图,分别为线性静态分析结果和多体动力学分析结果。由图3 a)可知,此工况下线性静态分析得到的外筒最大位移为0.99
14、mm,而图3 b)中,多体动力学计算得到外筒最大位移为1.11 mm,这两种分析方法所得外筒最大位移相差0.12 mm。图4为1400 r/min转速、300 g偏心工况下滚筒洗衣机悬挂系统外筒的应力云图。对比线性静态分析结果和多体动力学分析结果,其最大应力分别为20.02 MPa和21.41 MPa,相差1.39 MPa。由模型计算结果可知,考虑旋转部件惯性力和挠度的因素会导致洗衣机外筒最大Articles论文48 家电科技 Vol.4 2023 Issue 423位移和应力的增大。为进一步研究线性静态分析与多体动力学分析计算结果产生差异的主要原因,分别采用这两种方法求解了不同转速下的外筒最
15、大应力和位移。表1所示为不同转速下的外筒强度分析结果对比。如图5 a)所示,分别为多体动力学和线性静态分析下的外筒的最大位移随转速变化的曲线,由图可知,这两种分析方法所得的外筒最大位移在5001400 r/min,均随转速的增高而增大,而这两种分析方法所得外筒最大位移的差值也随转速的增高而增大。图5 b)为多体动力学分析和线性静态分析下的外筒最大应力随转速变化曲线,由图可知,在5001400 r/min区间,随着转速的升高这两种分析方法下的外筒最大应力均随转速的增高而增大,而这两种分析方法下的外筒最大应力的差值也随转速的增高而增大。可见,线性静态分析结果和多体动力学分析结果的大小和差值与旋转部
16、件的转速有关。分析可知,在5001400 r/min区间,转速的升高会造成惯性力的增大,进而导致作用于外筒上的载荷增大,形成外筒的最大应力和最大位移随转速增高而增大的现象。由于线性静态分析中没考虑除偏心块以外旋转部件的惯性力,因此在多体动力学中随着转速升高这部分惯性力增大,造成外筒的受载增大,进而导致这两种分析方法所得结果的差值随转速的升高而增大。另外导致这种现象的原因也可能与旋转部件的挠度有关,但是通过多体动力学计算得到的不同转速偏心块惯性力与理论计算值基本相同,因此认为在5001400 r/min转速区间,挠度不是导致这两种分析方法所得结果的差值随转速升高而增大的主要因素。2.2 考虑重力
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