静强度分析（共7篇）
静强度分析 篇1
摘要：汽车车架静力学分析中主要包括弯曲和弯扭两种工况,这是车架评价中最重要的工况。以三维实体单元为基本单元,以UG软件进行三维建模,使用ABAQUS有限元分析软件进行静态分析,得出车架在弯曲和弯扭工况下的强度变化,从而找出车架的薄弱环节,为车架的改进提供理论依据。
关键词：车架,有限元法,强度
在车身骨架的有限元分析中,被广泛应用的梁单元算法存在三个问题:其一,杆的连接被处理成一个节点使应力集中现象无法描述;其二,忽略连接处的几何形状使复杂梁的截面特性无法确定;其三,计算精度只能满足一般估算要求。
板单元用来模拟板件受垂直、平行于板平面的载荷产生弯曲的情况。但实际情况下车架的纵梁和横梁等结构除了承受以上力外,还存在扭转状况,所以使用板单元也不能有效地模拟车架实际工况中的变形。
实体单元是一种最能表达实际零件信息的单元。因为实体单元不但可以表达零件的质量、惯性、材料等特性,而且实体单元可以从空间的角度来真实地逼近实体几何形状,尤其是基于几何的有限元模型,几乎能反映全部的几何变化[1,2]。
1数据储备
1.1汽车的工作工况
1.1.1满载弯曲工况
弯曲分析工况模拟满载状况下,四轮着地时汽车在良好路面上匀速直线行驶的状态。通过有限元计算模拟弯曲工况时,车架承受的质量和载荷要乘以一定的动载荷系数,方向竖直向下,以模拟汽车在良好路面上匀速直线行驶。
1.1.2弯扭工况
由于路面不平度的作用,汽车在行驶过程中将受到扭转载荷的作用,对汽车产生非对称支撑,从而使车架受到扭矩的作用。实践表明:车架遭受最剧烈的扭转工况,一般都是在载货车低速通过崎岖不平路面时发生的。此种扭转工况下的动载,在时间上变化得很缓慢,所以惯性载荷很小,载荷和质量要乘以一定的动载荷系数,车架的扭转特性可以近似地看作是静态的。
1.2载荷
车架载荷的处理和施加如表1所示。
1.3材料参数
此车架的材料为B510,弹性模量为2.1×1011Pa,泊松比为0.3,密度7 850 kg/m3。抗拉强度510—610 MPa,屈服强度为355 MPa。
2车架的有限元计算
2.1车架三维图的简化
用UG软件对车架进行三维建模,在对车架进行网格划分之前,需要对车架进行简化。结构简化以力学特性为前提,既力求每个单元与实际结构之间几何类型一致,又要力求与单元传递的运动力学性质一致。简化的原则为在充分反应实际的情况下,对车架模型进行简化。车架中的一些小尺寸结构,比如孔,圆角等对车架结构影响很小的因素可以简化处理。如图1所示。
2.2 车架的网格划分
使用ABAQUS软件对车架进行有限元分析,车架的发动机和变速器的支撑横梁使用的是四面体网格划分,设置全局种子数为5。车架其余横梁和纵梁也是使用四面体的网格划分,设置全局种子数为20[3]。车架总共网格数为73万。
2.3 边界条件与载荷
2.3.1 满载弯曲工况边界条件与载荷
边界条件的施加:约束前后轮的垂直方向的自由度。
载荷的施加:发动机、变速箱、驾驶室及驾驶员以集中力的形式加载在相应的节点上;货物及货箱以均布力的形式在加载车架纵梁的相应位置上[4]。
2.3.2 满载弯扭工况边界条件与载荷
边界条件:给左(右)前轮施加一定的位移,约束右(左)前轮和后轮的垂直方向的自由度。
载荷的施加:发动机、变速箱、驾驶室及驾驶员的力为集中力,分别施加在各自与车架的固定处,货物及货箱为均布力,分别施加在车厢与大梁的接触面上[4]。
2.4 横梁与纵梁的连接
原车架的横梁与纵梁的连接为先铆接然后对其边进行焊接,因此强度非常高。在用ABAQUS进行计算时,使用tie连接命令来模拟实际中的连接[3]。
2.5 钢板弹簧的处理
车架是通过悬架系统、车桥和车轮支承在地面上。悬架系统的作用就是把作用在车轮上的各种垂直反力、纵向反力、侧向反力以及这些力形成的力矩传递到车架上,从而满足汽车正常行驶条件。本车悬架系统为钢板弹簧式结构,我们在计算中对钢板弹簧做了如下的处理:
钢板弹簧的各个弹簧片之间采用TIE接触;
主簧与主簧支架间实际连接分为轴销连接和LINK连接。在轴销连接中,允许主簧在受力后连接处发生转动,可以将一部分力发散出去。在ABAQUS模拟中,我们以ABAQUS单元库中的CONNECTOR单元中HINGE单元来进行模拟二者之间的连接关系,描述这种运动副,如图2所示;我们在主簧与右边的主簧支架之间建立Link类型的Connector单元,来模拟二者之间的连接关系,如图3所示。
副簧与副簧之间设置接触。其中副簧支架为主面而副簧为从面,表征二者之间接触性质的摩擦参数设为0.2。主副簧和垫块之间设置为TIE接触。
前后钢板弹簧的整体连接,如图4、图5所示[5]。
2.6 强度校核标准
金属材料在外力作用下抵抗永久变形和断裂的能力称为强度。我们根据材料力学的第四强度理论选择应力强度评价。应力可以表示为
σ1,σ2,σ3为第一、第二和第三主应力,σs为屈服强度。当σ≤σs时,说明材料的强度符合要求[1]。
2.7 模拟计算
2.7.1 弯曲工况计算结果
由图6、图7、图8的有限元分析结果可知,车在满载四轮着地的工况下,车架的最大应力发生在钢板弹簧上且最大应力为300 MPa。在后钢板弹簧的支座和车架的连接处也出现了较大应力,应力值为230 MPa,这些应力都小于车架的屈服极限355 MPa。因此车架的强度在安全范围内。
2.7.2 弯扭工况计算结果
在满载状况下,左右前轮分别受到向上和向下15 mm的位移。由图9、图10、图11的有限元分析结果可知,车架受到的最大应力为330 MPa,小于车架的屈服极限355 MPa, 但已经很接近屈服极限。最大的应力发生在第六根横梁和纵梁的连接点和后钢板弹簧支座与大梁的连接处。
3 结论
由计算结果分析可知:
1)通过对车架的强度进行静态分析,可以得出车架及其零部件的应力和应变,通过应力值,可以了解到车架的整体受力,并且容易找到薄弱环节。从而为车架的设计和改进提供了可靠的理论依据。
2)从分析中可以看出,在扭转时,车架的应力和变形量最大。因此,驾驶员要尽量避免这种工况的出现,以防车架断裂或变形。
参考文献
[1]刘鸿文.材料力学.北京:高等教育出版社.2010
[2]王勖成.有限单元法.北京:清华大学出版社,2009
[3]石亦平.ABAQUS有限元分析实例详解.北京:机械工业出版社,2008
[4]刘胜乾.军用某型牵引车静动态有限元分析:{硕士学位论文].上海:上海交通大学车辆工程系,2006
[5]庄茁.基于ABAQUS的有限元分析和应用.北京:清华大学出版社,2009
静强度分析 篇2
转向架是铁道车辆的重要部件之一, 而焊接构架作为转向架其余零部件的安装基础, 不仅要将车体重量和运行中的振动载荷传递到轮对, 还要承受连接在其上的牵引、制动与悬挂系统部件所产生的各向载荷。由于其受力状态复杂, 因此, 有必要在设计阶段对其疲劳强度进行评估。本文以某转向架焊接构架为研究对象, 通过对典型工况的有限元计算, 并用相应材料的Goodman疲劳极限图, 对其疲劳强度进行评估;利用有限元后处理程序, 将评估的结果通过安全系数和安全裕量进行直观显示。
2 焊接构架疲劳强度评定方法
疲劳强度是焊接结构在实际使用中非常重要的一项技术指标, 其影响因素主要可归结为三方面:①材料的本质——化学成分、金相组织、内部缺陷分布等;②零件的状态——缺口效应、尺寸效应、热处理状况、表面处理、残余应力等;③工作条件——载荷特征、环境介质、加载频率等。疲劳强度评估可以给出新设计的结构或者在役结构是否满足抗疲劳设计要求。进行结构疲劳强度评估需要解决两个问题, 即结构上的应力水平和许用疲劳强度。结构上的应力可以通过有限元计算或实际测试得到, 许用疲劳强度则需要通过疲劳试验得到。而通过计算发现疲劳强度的薄弱部位, 可以及时改进设计, 提高样机试验通过的概率, 从而节约产品研发的周期。因此, 用有限元模型评价关键部件的疲劳强度是可行的。
通常所用的评定机械元件的疲劳强度的方法是使用疲劳极限图进行评定, 常用的疲劳极限图主要有high图和Smith图。通常说的Goodman图是修正了的Smith图, 所以也叫做Goodman-Smith图。Goodman-Smith图是综合考虑疲劳应力幅、平均应力和材料机械性能限制的疲劳强度图, 常用于铁道车辆结构部件的疲劳设计, 如日本JIS E4207-1992铁道车辆用转向架设计通用规则、国际铁路联盟 (UIC) ORE B12/RP17货车标准, 都以该图为设计标准。我国的铁道标准也采用Goodman图来评估铁道车辆零部件的疲劳强度。
3 Goodman图的绘制方法
Goodman疲劳极限图以平均应力为横坐标, 最大、最小应力为纵坐标, 它具有形式简单、图示信息量大的特点, 能够清晰地显示疲劳极限的上、下应力界限, 直观地反映平均应力对疲劳极限的上、下极限应力以及应力幅的影响, 因此使用方便而被广泛应用。
Goodman疲劳极限线图绘制起来也很方便, 其技术关键是测定材料的强度极限σu、屈服极限σyp和对称循环下的疲劳极限σ-1N。测得σu、σyp和σ-1N后, 通过简单的几何作图, 即可得到修正的Goodman疲劳极限线图 (见图1) 。在此绘制方法的基础上, 也可以得到8节点Goodman-Smith图的8个节点的坐标值, 从而将Goodman-Smith画出, 如图2所示。
Goodman疲劳极限线图实际上是一种疲劳破坏应力包络线, 任何节点或单元应力如果处于封闭折线ABCDEFGHA之内, 表示在指定循环N次疲劳之后, 材料不会发生破坏, 否则材料都将发生断裂。为了定量反映构架各个局部的疲劳强度, 本文根据强度理论定义了安全系数和安全裕量。
安全系数定义为平均应力修正后的许用应力幅值与该结构组合工况下的当量应力 (Von mises应力) 幅值的比值, 即n=σper/σamp (1)
安全裕量定义为平均应力修正后的许用应力幅值与该结构组合工况下Von mises应力幅值的差值, 即η=σper-σamp (2)
式中, σper为平均应力修正后的许用应力幅值, 其计算公式为:
σper =σ-1× (1-σm/σs) (3)
式 (3) 中, σs为材料的屈服极限应力;σ-1为拉压循环材料疲劳极限;σm为平均应力;σamp为载荷循环下的应力幅值。显然, 安全系数大于1才能满足Goodman图所要求的N次循环材料不发生疲劳破坏的强度要求, 安全系数越大, 强度裕量越足。对于安全裕量则以大于0作为相应标准, 安全裕量越大强度裕量也就越足。
4 实例分析
4.1 焊接构架结构及计算模型的建立
应用上述疲劳强度的评定方法, 本文对某转向架焊接构架进行了疲劳强度评估。该构架采用Q345E钢板焊接结构, 主要由2根侧梁、1根横梁和2根端梁组成, 侧梁和横梁都采用封闭箱形断面, 端梁采用空心钢管结构, 构架呈下凹鱼腹型。侧梁上焊有横向减振器座、垂向减振器座, 横梁上设有牵引拉杆座及制动吊座等。中央悬挂为每侧2个钢簧。
有限元软件采用ANSYS软件, 这是一个通用的有限元计算程序, 可以进行静态、动态、热传导、流体流动和电磁学分析。该软件的解题规模比较大, 有条件建立离散单元比较小的有限元模型。构架有限元模型在Pro-E三维模型的基础上进行修改, 关键受力部位要真实反映其设计结构, 尽量减少非承载部件的影响, 对影响有限元计算的部位进行修改, 如焊缝、倒圆角、倒角等。然后把构架三维模型导入ANSYS软件, 有限元网格采用ANSYS自动离散, 对于受力复杂的部位进行人工干预, 使离散的模型更加精细, 计算结果更为准确。
整个构架采用实体单元 (solid187) 和接触单元 (conta174) 进行离散, 构架共离散成742 545个节点, 单元共计373 601个。离散后的有限元模型如图3所示。
4.2 载荷确定及约束处理
参照《动力转向架构架强度试验方法》 (TB/T2368-2005) , 构架在强度计算时须计算垂向载荷、横向载荷, 为更全面地分析构架受力工况, 计算还考虑了特殊载荷, 如牵引力、斜对称载荷、制动力、减振器作用产生的载荷。根据构架实际的受力部位施加载荷, 按照《动力转向架构架强度试验方法》的计算公式计算上述载荷。
考虑到构架支撑在轴箱弹簧支座上的特点, 在每个支撑面上建立弹簧边界单元 (COMBIN14) , 弹簧边界单元的垂向、横向和纵向刚度为一系悬挂对应的3个方向刚度;弹簧边界单元共计24个。各工况下, 构架在其他位置不再有约束。
4.3 计算工况的确定
参照TB/T2368-2005规范, 对于常规运行条件, 侧滚系数α取0.10, 浮沉系数β取0.20, 本次计算为考虑足够的安全裕量, 侧滚系数α取0.15, 浮沉系数β取0.25。共选择15种工况进行加载计算 (见表1) , 前13种工况为模拟运营工况组合, 后2种工况为超常工况组合。
(续表1)
除了表1中各工况所施加载荷外, 在计算工况11、13时, 还分别施加了运营牵引力载荷、运营制动力载荷和减振器载荷, 且这两种工况的牵引力载荷、制动力载荷和减振器载荷施加方向相反 (这两种工况将用于疲劳强度的校核) ;在计算工况14、15时, 还考虑了超常牵引力载荷, 且这两种工况的超常牵引力载荷施加的方向相反。
4.4 静强度计算结果及分析
根据上述载荷工况及有限元模型, 计算得到了各个工况的当量应力及其分布位置。在TB/T2368-2005规范规定的计算工况中, 超常载荷工况下最大当量应力为258.01 MPa, 未超出Q345E钢许用应力314 MPa的标准;运营工况下最大当量应力为175.53 MPa, 未超出Q345E钢许用应力209 MPa的标准, 构架的静强度满足要求。
4.5 构架疲劳强度计算及评估
对构架运营状态进行疲劳强度评定时, 首先求出每个节点在各工况下的最大应力σmax和最小应力σmin, 并用以下公式计算平均应力σm和应力幅值Δσ:σm= (σmax+σmin) /2, Δσ= (σmax-σmin) /2 , 由计算得到的平均应力和应力幅值, 根据Q345E钢的Goodman疲劳极限图, 推算出相应的许用应力幅值 (即平均应力修正后的许用应力幅值) , 即可以判断每一单元的应力幅值是否超出许用应力幅值。
为重现运营条件, 将运营工况11和工况13作为一组典型工况进行疲劳强度评定, 得到在这个载荷循环下, 构架的平均应力和应力幅值。使用Goodman疲劳极限图进行安全评定。为保守起见, 不考虑材料的应力状态 (拉伸或压缩状态) , 以Von mises等效应力作为评价标准。因Goodman疲劳极限图中, 负的平均应力对许用应力幅值没有影响, 使用Von mises等效应力是保守并且合理的。疲劳强度评定结果如图4～图7所示。
由以上4图可以看出, 构架各部位的安全系数均大于1, 安全裕量均大于0, 由此可以认为, 根据TB/T2368-2005标准所载明的Goodman图对构架进行疲劳强度评定的结果表明, 该构架满足疲劳强度的要求。
5 结论
(1) 用Goodman疲劳极限图对构架在典型工况下的疲劳强度进行评估, 得出的结果偏于安全, 这在工程上是可行的做法。
(2) 在产品设计阶段利用有限元模型进行关键部件的疲劳强度评估, 能够发现疲劳强度薄弱的部位, 是提高产品设计质量的重要环节。
以上评估结果为构架进一步的改进提供了重要依据。
摘要：焊接构架是铁道车辆走行部中最关键的部件, 其疲劳强度直接影响到车辆运行安全。通过对典型工况的有限元计算, 并用相应材料的Goodman疲劳强度曲线进行评估, 为产品在设计阶段提供重要依据。
静强度分析 篇3
ANSYS软件是融结构、流体、电场、磁场、声场分析于一体的大型通用有限元分析软件。由世界上最大的有限元分析软件公司之一的美国ANSYS开发, 它能与多数CAD软件接口, 实现数据的共享和交换, 是现代产品设计中高级CAE工具之一[1]。2010年9月, 南车长江车辆有限公司 (以下简称长江公司) 与澳大利亚PN (Pacific National) 公司签署了264辆煤炭漏斗车的采购合同。该煤炭漏斗车在澳大利亚昆士兰洲Blackwater, Goonyell和Newlands煤区1067mm轨距的线路上运用, 要求车辆与现役车辆保持一致, 且满足用户提出的技术规范中的各项要求。
中方按照澳方的要求对煤炭漏斗车进行了精心设计, 同时为了避免设计缺陷、提高产品可靠性, 设计后课题组采用大型CAE通用有限元分析软件ANSYS11.0[2], 依照AAR M1001[3]对该车车体进行了静强度分析, 以下对本次分析的车体结构、计算过程、计算结果分析及试验情况等进行了阐述。
2 车体结构介绍及主要性能参数和基本尺寸
2.1 车体结构
该煤炭漏斗车车体主要由底架、侧墙、端墙、上漏斗脊、下漏斗脊和底门开闭机构等组成如图1所示。
底架由车钩端牵引梁、牵引杆端牵引梁、中梁、枕梁、端纵梁、端横梁和钢地板等组成。侧墙由上下侧墙板、上下侧梁、纵向补强梁、枕梁处补强梁和下侧墙板补强板等组成。端墙由上下端墙板、横向梁、纵向梁及端墙支撑组成。上漏斗脊由侧墙支撑板、漏斗板、底门吊座和漏斗脊补强梁组成。下漏斗脊由漏斗板、漏斗板梁和漏斗板支板组成。底门开闭机构由底门和开闭机构组成。
2.2 主要性能参数
自重<20.9 t
轴重26.5 t
车辆总重106 t
轨距1067 mm
最小曲线半径80m
最高运行速度
空车100 km/h
重车80 km/h
2.3 基本尺寸
一组车辆长度31442 mm
固定轴距1780 mm
车辆定距11970 mm
车辆最大宽度3180 mm
车辆最大高度 (空车) 3625 mm
3 计算模型及材料属性
3.1 计算模型
鉴于车体结构基本关于纵向中心面对称, 利用结构对称性准则, 取其纵向1/2车体结构建立有限元力学模型。模型的坐标轴方向为:车体横向为X轴, 垂向为Y轴, 纵向为Z轴。使用有限元软件ANSYS11.0, 采用板壳单元Shell181对车体结构进行离散, 车体心盘座、弹性旁承、抬车部位采用Beam4单元和弹簧单元Combine14进行模拟[4]。车体结构有限元模型如图2所示。
3.2 材料参数
车体结构采用了高强耐候钢Q450NQR1、不锈钢T4003、铝合金6005A-T6和6082-T6, 材料参数如表1所示:
4 计算载荷工况
本次计算标准采用AAR CⅡ-2007-E (M-1001) 第四章《设计》 (以下简称《设计》) 所规定确立计算工况, 包括:
1) 基本工况
基本工况载荷包括自重、载重、牵引载荷、缓冲及车端压缩载荷。
载荷工况组合为:
(自重+载重) ×1.8
(自重+牵引) ×1.8
(自重+缓冲) ×1.8
(自重+车端压缩) ×1.0
(自重+载重+牵引) ×1.8
(自重+载重+缓冲) ×1.8
(自重+载重+车端压缩) ×1.0
2) 顶车工况
顶车工况载荷包括自重、载重、转向架重力。
载荷工况组合为:
(自重+载重+转向架重力) ×1.6
3) 抬车工况
抬车工况载荷包括自重、载重、转向架重力。
载荷工况组合为:
(自重+载重+转向架重力) ×1.3
4) 侧滚浮沉工况
侧滚浮沉工况载荷包括自重、心盘载荷、心盘边缘载荷1、地板载荷、旁承载荷、地板载荷2。
载荷工况组合为:
(自重+心盘载荷+地板载荷1) ×1.0
(自重+心盘边缘载荷+地板载荷1) ×1.0
(自重+旁承载荷+地板载荷2) ×1.0
5) 屈曲分析工况
屈曲分析工况载荷包括自重、载重、牵引载荷、缓冲及车端压缩载荷。
载荷工况组合分为线性屈曲和非线性屈曲:
(自重+载重+牵引) ×1.8
(自重+载重+缓冲) ×1.8
(自重+载重+车端压缩) ×1.0
6) 冲击工况
冲击工况考核材料的极限承载能力, 按照材料非线性理论进行塑性分析, 需要模拟材料的弹塑性属性。材料的应力-应变本构关系按Von Mises屈服准则多线性各向同性强化模型建立, 简化假设材料应力-应变曲线为多线性变化曲线, Q450NQR1和T4003两种材料应力-应变曲线模拟如图3、4所示:
冲击工况载荷包括自重、载重、车端冲击力。载荷工况组合为: (自重+载重+车端冲击力) ×1.0
5 计算结果及分析
通过以上边界条件、模型、参数及载荷工况的定义, 采用ANSYS软件对各组合工况的分析结果如下:
(1) 基本工况车体各处应力均小于材料的许用应力。Q450NQR1材料最大应力发生在 (自重+牵引) ×1.8时, 为448.2 MPa, 出现在前从板座根部的牵引梁腹板上;T4003材料最大应力发生在 (自重+车端压缩) ×1.0时, 为325.2 MPa, 出现在横脊下边梁与不锈钢中梁腹板连接处。
(2) 顶车工况车体各处应力均小于材料的许用应力。Q450NQR1材料最大应力为219.2 MPa, 出现在枕梁腹板的吊耳孔上;T4003材料最大应力为330.5MPa, 出现在下侧梁末端与侧墙板连接处。
(3) 抬车工况车体各处应力均小于材料的许用应力。Q450NQR1材料最大应力为420.4 MPa, 出现在冲击座上;T4003材料最大应力为337.3 MPa, 出现在下侧梁末端与侧墙板连接处。
(4) 侧滚浮沉工况车体各处应力均小于材料的许用应力。Q450NQR1材料最大应力发生在 (自重+心盘边缘载荷+地板载荷1) ×1.0时, 为375.7 MPa, 出现在吊耳孔下方的枕梁腹板与枕梁下盖板连接处。
(5) 屈曲分析工况的线性屈曲工况最小屈曲因子为1.235, 大于1, 发生在 (自重+载重+车端压缩) ×1.0的第1阶屈曲;非线性屈曲工况各处应力均小于材料的许用应力, 且各标示节点的力与变形曲线均为直线, Q450NQR1材料最大应力发生在 (自重+载重+拉伸) ×1.8时, 为421.6 MPa, 出现在前从板座根部的牵引梁腹板上;T4003材料最大应力发生在 (自重+载重+车端压缩) ×1.0时, 为310.2 MPa, 出现在下部侧墙槽型加强筋上。
(6) 冲击工况车体各处应力均小于材料的屈服极限应力, Q450NQR1材料最大应力为452.1 MPa, 出现后从板座筋板上;T4003材料最大应力为434.3 MPa, 出现在横隔板上部圆弧处。
6 总结
长江公司严格按照《AAR》标准规定的考核工况, 采用ANSYS有限元分析软件对出口澳大利亚PN公司煤炭漏斗车车体静强度进行分析计算, 结果表明:各工况下车体各处应力均小于许用应力;线性屈曲分析得到的最小屈曲因子为1.235, 大于1;非线性屈曲各位置点的力与变形曲线均为直线;冲击工况下应力小于强度极限, 所有数据表明该车车体满足AAR《设计》要求。
2011年3月22日-31日, 在株洲试验基地进行了该车的车体静强度试验, 试验大纲根据静强度分析报告编制, 试验施加的载荷工况严格按照AAR M-1001规定要求, 试验测得各工况下的数据与静强度分析结果基本一致, 该车车体结构静强度满足相关标准及规范要求。
参考文献
[1][EB/OL].http:http://baike.baidu.com/view/70776.htm
[2]AAR Manual of Standards and Recommended Practices, Section C, PartⅡ-Design, Fabrication, and Construction of Freight Cars, Chapter 4 Design.2010
[3]石长伟, 刘志明, 缪龙秀.有限元法在载荷识别中的应用[J].铁道机车车辆.2009 (05)
静强度分析 篇4
XCDW-32型连续式线路道岔捣固稳定车既能对正线区段连续捣固稳定, 又能完成道岔区的捣固稳定作业[1,2]。主车架是捣固车车体的主要承载部件, 在捣固车连挂运行、自运行及作业时均承受着垂直载荷、侧向载荷及扭转载荷, 连挂时还承受牵引力和制动力, 作业时要承受作业载荷。因此, 在没有大型养路机械专用的强度设计规范和试验标准的情况下, 捣固车主车架强度及刚度应满足TB/T1335-1996《铁道车辆强度设计及试验鉴定规范》的要求。本文主要就捣固车主车架强度的有限元分析结果与试验结果进行对比及分析。
1 捣固车主车架结构特点
图1为捣固车主车架结构示意图。由于捣固车主车中部需要为工作小车留出足够空间, 故主车架采用焊接式箱型上悬中梁, 上部两端转接梁采用“Y”形变截面焊接异形梁, 转接梁下部支撑梁为变截面焊接箱型梁, 底架、纵向梁、侧梁及牵引梁采用矩形管焊接而成, 枕梁及起辅助连接上悬中梁及底架作用的立柱采用焊接箱型结构。车架主要管材、板材为Q345D。捣固车主要技术参数见表1。
2 主车架静强度计算分析
2.1 主车架有限元模型
在分析了捣固车主车架结构特点的基础上, 采用ANSYS 12.1建立主车架的有限元模型。由于主车架除前后从板座、冲击座及联接叉为铸造件外, 其他部位均由板材及矩形管焊接而成, 所以主车架结构整体采用4节点壳单元Shell63模拟, 铸造件采用8节点实体单元Solid45模拟, 前司机室及作业司机室以质量单元Mass21的形式施加在安装位置上, 二系悬挂采用弹簧单元Combin14进行模拟。整个主车架钢结构离散为96 467个节点, Shell63单元96467个, Solid45单元500个。捣固车主车架的有限元模型如图2所示。
2.2 主车架计算工况
此次计算分析主要根据TB/T1335-1996《铁道车辆强度设计及试验鉴定规范》并参照GB/T25336-2010《铁路大型线路机械检查与试验方法》和GB/T25337-2010《铁路大型线路机械通用技术条件》, 在取许用应力值时参照了GB/T1591-2008《低合金高强度结构钢》的规定。该车在应用时严禁溜放, 禁止通过驼峰[3]。主车架计算工况如下:①纵向拉伸:垂向静载荷+垂向动载荷+侧向载荷+扭转载荷+纵向拉伸1 125kN;②纵向压缩:垂向静载荷+垂向动载荷+侧向载荷+扭转载荷+纵向压缩1 180kN;③后端顶车:垂向静载荷;④前端顶车:垂向静载荷;⑤两端起吊:垂向静载荷+两端转向架重量。
2.3 主车架结构应力分析
工况①、②主要考察主车架在运用状态下的应力分布, 工况③、④、⑤主要考察主车架在修理、起吊状态下的应力分布。主车架在各工况下的最大应力值及出现位置见表2。主车架最大应力出现在工况②, 由此可以看出:主车架整体纵向力主要通过牵引梁、底架及上悬中梁进行传递 (见图3) , 在纵向力从底架向上悬中梁传递过程中, 车辆前端主要通过立柱进行传递, 后端则通过异形梁和转接梁进行传递。主车架最大应力位于车辆前牵引梁补强板筋板处 (见图4) , 此位置由于纵向力的传递路线发生变化, 故产生了应力集中现象。
计算结果表明, 主车架在各工况下节点最大应力均小于标准规定值, 静强度满足标准的要求。
3 主车架静强度试验工况
3.1 垂直载荷试验
在已经贴好应变片的条件下, 在车架上均布等同于车架自重的配重, 测得的应力即为车架自重载荷下的应力。在已经贴好应变片的条件下, 在车架上机构安装位置铺设等同于机构重量的配重, 测得的应力即为车架机构载荷下的应力。
车辆在运行过程中还会受到垂向动载荷的作用, 按照标准规定垂向动载荷下的应力由垂直静载荷下的应力乘以垂向动荷系数Kdy得到。
3.2 侧向力试验
按照TB/T1335-1996《铁道车辆强度设计及试验鉴定规范》中的相关规定, 在计算或试验车体侧梁、枕梁以及侧墙的强度时, 可不施加侧向力而以加大垂向载荷来考虑侧向力的影响。由于标准中并没有详细规定大型养路机械的垂向载荷增加数值, 根据运用条件的相似性, 参照货车为垂向静载荷的10%来考虑。
3.3 纵向拉伸载荷试验
根据标准规定, 采用1 125kN的纵向拉伸载荷, 该力沿车钩中心线一端作用于车辆前从板座上, 在另一端联接叉处施加约束。由于主车架为上悬中梁结构, 在拉伸及压缩载荷加载过程中容易出现较大变形, 所以试验加载时需缓慢加载, 并检测车架纵向变形及上悬中梁垂向变形。
3.4 纵向压缩载荷试验
根据标准规定, 采用1 180kN的纵向压缩载荷, 该力沿车钩中心线一端作用于车辆后从板座上, 在另一端联接叉处施加约束。
3.5 扭转载荷试验
根据标准规定, 心盘支重式结构的车体不考虑斜对称载荷, 但必须在第一工况中考虑40kN/m的扭转载荷[4]。
3.6 修理和起吊试验
修理工况试验用于模拟修理时施加于车架上的载荷。在贴好应变片的条件下, 通过纵向铁鞋约束车辆纵向移动, 利用架车机在一端顶车位架起整备重量下的车架, 并在另一端架车位重复测试。
起吊试验用于模拟维修、吊装运输及救援时的情况。将转向架固接在车架上, 使用吊车在起吊点将整车吊起, 直至转向架脱离钢轨。
4 仿真与试验数据对比分析
4.1 仿真与试验数据对比
该车架在静强度试验中, 应变片主要选取车架结构的1/2进行布点, 重要部位则布置对称测点。车架测点约为110个, 主要布置在上悬中梁、枕梁、侧梁、牵引梁及立柱上。这里主要就纵向压缩工况的仿真结果与试验数据进行对比, 见表3。由表3可以看出, 仿真值与试验所测得的应力分布趋势相同, 且相对误差比较小, 只有枕梁上相对误差较大, 但相差数值仍然在13MPa以内, 其他各测点数据相对误差在10%以内。
4.2 误差分析
通过对以上数据及主车架模型的分析, 现将可能造成有限元仿真结果与试验结果差异的原因总结如下:
(1) 建模误差。有限元模型建立时, 考虑的几何模型为理想模型, 不存在制造误差。但在实际制造过程中, 加工过程及工艺情况都会对主车架有一定的影响[5]。在建模过程中将车架等效为了壳单元, 在理论计算及尺寸处理方面存在一定的误差。
(2) 所选节点与应变片位置差异。试验时贴应变片的位置一般选在距离截面突变处或焊缝5mm~10mm处。但在根据应变片位置查找有限元模型相应节点时, 无法做到位置上的完全重合, 只能选取位置相近的节点近似位置, 从而导致了仿真结果和试验结果的差异。
(3) 加载方式及应力合成方式差异。仿真时, 各工况组合载荷是同时施加在车架有限元模型上进行计算的, 应力值是按照有限元理论进行计算产生的。试验时, 受试验条件的影响, 各工况的载荷是分别施加, 测得单向应力, 并进行线性叠加得到该工况的应力值。而实际情况下, 测得的单向应力并不能完全代表该位置应力情况, 且应力值与所施加载荷也不是线性关系, 这也造成了一定的误差。
5 结论
在模型建立、加载工况及约束条件合理的情况下, 除局部受力复杂点以外, 仿真数据及试验数据的误差基本能够保持在10%以内, 证明该仿真方法是可行的。
考虑到大型养路机械与普通铁道车辆的区别, 主要科研及运用单位应该在综合其使用条件及特点的基础上提出适合大型养路机械的结构强度和试验标准, 为今后的设计提供参考, 以使结构设计及评价更加合理。
摘要：以XCDW-32型连续式线路道岔捣固稳定车主车架为研究对象, 根据TB/T1335-1996《铁道车辆强度设计及试验鉴定规范》等对该车主车架进行了静强度仿真及试验, 对有限元模型的建立、仿真工况、评定标准、试验工况等进行了介绍, 并对仿真及试验结果进行了对比分析。分析结果表明仿真值与试验值所测得的应力分布趋势相同, 且相对误差比较小。
关键词：主车架,静强度,仿真,试验,对比分析,捣固车
参考文献
[1]金鑫.基于刚柔耦合捣固车司机室减振特性研究[D].成都:西南交通大学, 2013:3-10.
[2]铁道部产品质量监督检验中心机车车辆检查站.XCDW-32线路道岔捣固稳定车工作、过轨、修理状态下车架应力测试试验大纲[R].北京:中国铁道科学研究院, 2012:5-7.
[3]傅茂海, 安琪, 谢耿昌, 等.XCDW-32连续式线路道岔捣固稳定车捣固车主车架重大改进后结构有限元分析报告[R].昆明:昆明中铁大型养路机械集团有限公司, 2013:4-8.
[4]兰州铁道学院.TB/T1335-1996铁道车辆强度设计及试验鉴定规范[S].北京:铁道科学研究院, 1997:35.
静强度分析 篇5
一、电场强度(E)
1. 电场线的疏密表示电场强度的相对大小
电场线是描述电场的形象方法,用电场线上每点的切线方向表示该点的电场强度方向,用电场线的疏密表示电场强度的相对大小,在同一幅图中,电场强度较大的地方电场线较密.
例1(2009年上海高考)两电荷量分别为q和-q的点电荷放在x轴上,相距为L,能正确反映两电荷连线上场强大小E与x关系的是图1中的( )
解析:如图2所示,根据两等量异种点电荷周围的电场线分布情况可知,两电荷连线的中点场强最小,但不为零,关于中点对称的连线上的两点场强大小相等,方向相同,所以两点电荷的连线上的场强先减小后增大,选项(A)项正确.
2. 等差等势面的疏密表示电场强度的相对大小
电场中电势相同的各点构成的面叫等势面,两相邻等势面间的电势之差相等的等势面叫等差等势面.等差等势面的疏密和电场线的疏密一致,同样可以表示电场强度的相对大小.
例2(2009年上海高考)位于A、B处的两个带有不等量负电的点电荷在平面内电势分布如图3所示,图中实线表示等势线,则( )
(A)a点和b点的电场强度相同
(B)正电荷从c点移到d点,电场力做正功
(C)负电荷从a点移到c点,电场力做正功
(D)正电荷从e点沿图中虚线移到f点电势能先减小后增大
解析:a、b两点处的等势面疏密程度不同,故电场强度大小不同,同时同一检验电荷在a、b两点受力方向不同,故电场强度的方向也不同,选项(A)错误;因为电场线与等势面垂直,且由电势较高的等势面指向电势较低的等势面,有φd>φc>φe>φf>φa=φb,故将正电荷由c点移到d点电场力做负功,选项(B)错误,将负电荷从a点移到c点电场力做正功,选项(C)正确;正电荷沿虚线由e点移到f点,电场力先做正功,后做负功,整个过程电场力做正功,电势能先减小后增大,选项(D)正确.选项(C)(D)正确.
3. φ-x图象的斜率表示电场强度的大小
φ-x图象表示电势随位置变化的关系.如果在x方向上取极小的一段,可以把此段对应的电场看做是匀强电场,φ-x图象上某一点切线的斜率表示该位置的电场强度.
例3(2009年江苏高考)空间某一静电场的电势φ在x轴上分布如图4所示,x轴上两点B、C的电场强度在x方向上的分量分别是EBx、ECx,下列说法中正确的有( )
(A)EBx的大小大于ECx的大小
(B)EBx的方向沿x轴正方向
(C)电荷在O点受到的电场力在x方向上的分量最大
(D)负电荷沿x轴从B移到C的过程中,电场力先做正功,后做负功
解析:根据图4电势随位置变化的规律,此电场是一正点电荷产生的电场.由φ-x图象的斜率可得到EBx>ECx,选项(A)正确;同样根据斜率可知O点x轴方向的场强为零,电荷在O点受到的电场力在x方向上的分量也为零,选项(C)错误;沿电场方向电势降低,在O点左侧,EBx的方向沿x轴负方向,在O点右侧,ECx的方向沿x轴正方向,选项(B)错误;负电荷沿x轴从B移到C的过程中,电势能先减小后增大,所以电场力先做正功后做负功,选项(D)正确.选项(A)(D)正确.
例4(2011年上海高考)两个等量异种点电荷位于x轴上,相对原点对称分布,正确描述电势φ随位置x变化规律的是图5中的( )
解析:将两个等量异种电荷的电场分为三个区域:正电荷的左侧、正负电荷之间、负电荷右侧,因电场线起始于正电荷,终止于负电荷,在正电荷的左侧,电场线向左侧;正、负电荷之间,电场线向右侧;负电荷右侧,电场线向左侧.根据电场线指向电势降低的方向和两个等量异种点电荷中点的场强不等于零(利用图象的斜率判断)而电势等于零的特点,逐段分析知选项(A)正确.
二、电势(φ)
1. 电场线指向电势降低的方向
电场线不仅可以通过疏密程度表示场强的相对大小,而且沿其方向电势降落最快.
例5(2008年江苏高考)如图6所示,实线为电场线,虚线为等差等势线,且AB=BC,电场中的A、B、C三点的场强分别为EA、EB、EC,电势分别为φA、φB、φC,AB、BC间的电势差分别为UAB、UBC,则下列关系中正确的有( )
解析:A、B、C三点处在一条电场线上,沿着电场线的方向电势降低,有φA>φB>φC,选项(A)正确;由电场线的疏密程度可以看出电场强度的相对大小关系为EC>EB>EA,选项(B)正确;由图6中的等差等势线的分布可以直接看出UAB
2. 电场线由电势高的等势面指向电势低的等势面
等势面也是用来形象描绘电场的,等势面和电场线的关系:电场线跟等势面垂直,并且由电势高的等势面指向电势低的等势面.
例6(2009年全国高考Ⅰ)如图7所示,一电场的电场线分布关于y轴(沿竖直方向)对称,O、M、N是y轴上的三个点,且OM=MN.P点在y轴右侧,MP⊥ON.则( )
(A)M点的电势比P点的电势高
(B)将负电荷由O点移动到P点,电场力做正功
(C)M、N两点间的电势差大于O、M两点间的电势差
(D)在O点静止释放一带正电粒子,该粒子将沿y轴做直线运动
解析:由图7可知M和P两点不处在同一电场线上,这时可以根据电场线和等势线的特点分别大致画出过M点和P点的等势线,如图8中的虚线所示,由于电场线由电势高的等势面指向电势低的等势面,有φM>φP,选项(A)正确;同理,有UOP>0,将负电荷由O点移到P点电场力做负功,选项(B)错误;可以借助匀强电场中的公式U=Ed及电场线疏密程度定性讨论UOM、UMN的大小,O到M的平均电场强度大于M到N的平均电场强度,所以有UOM>UMN,选项(C)错误;从O点释放带正电粒子后,该粒子所受电场力的方向始终沿y轴正方向,则带电粒子将沿y轴做直线运动,选项(D)正确.选项(A)(D)正确.
3. 利用UAB=φA-φB判断电势的变化
若电场中A点的电势为φA,B点的电势为φB,则它们之间的电势差可以表示为UAB=φA-φB,当A点电势比B点高时,UAB为正值,UBA则为负值.
例7(2009年福建高考)如图9所示,平行板电容器与电动势为E的直流电源(内阻不计)连接,下极板接地.一带电油滴位于电容器中的P点且恰好处于平衡状态.现将平行板电容器的上极板竖直向上移动一小段距离,则( )
(A)带电油滴将沿竖直方向向上运动
(B)P点的电势将降低(C)带电油滴的电势能将减小
(D)若电容器的电容减小,则极板带电荷量将增大
静强度分析 篇6
关键词：风力发电机组塔架,强度,刚度,模态,有限元分析
0 引言
塔架是风力发电机组中的主要支承装置, 它将风力发电机组与地面联接, 为水平轴叶轮提供需要的高度, 而且要承受极限风速产生的载荷。对于大型风力发电机组, 其塔架高度一般都在数十米以上, 重量占风力机组总重的50%左右, 是重要的受力部件, 其设计水平直接影响风力发电机的工作性能和可靠性。设计时, 塔筒一方面要满足刚度、强度等要求, 另一方面要减轻重量, 降低成本。目前塔筒大都设计为柔性塔, 即其一阶固有频率一般在叶轮旋转频率的1倍～3倍之间, 所以在设计时还必须考虑塔筒与叶轮是否会发生共振, 因此强度、刚度及模态频率是塔筒有限元分析中必须计算的内容。
1 塔架有限元模型
1.1 几何模型
目前常见的塔架有锥筒式、桁架式、混凝土式等几种形式。在国际风电市场上, 现代大型风力发电机组通常采用锥筒式塔架, 这种形式的塔架一般由若干段20 m～30 m的锥筒用法兰联接而成, 塔架由底向上直径逐渐减小, 整体呈圆台状, 因此也有人称此类塔架为圆台式塔架。这类塔架的优点是安全性能好, 而且进行维修时比较安全方便。本论文的研究对象为一台1.5 MW风力发电机组塔架, 塔架为锥筒型, 塔底设有舱门, 共分为3段, 各段间用法兰与螺栓联接。其几何模型如图1所示。
1.2 单元选择、材料属性及网格划分
在进行有限元分析计算时, 选择合理的单元类型和网格的划分是十分关键的。根据该塔架的几何结构特征, 可采用板单元或壳单元, 但是从理论上讲, 板单元的变形为弯曲变形, 而壳单元除了弯曲变形外还有中面变形, 而且壳体的弯曲内力和中面内力相互联系, 相互影响。因此, 分析锥形塔架采用壳单元更为合理, 建模时选择8节点Shell93壳单元。
塔架材料为Q345D, 弹性模量为2.06×105 MPa, 泊松比为0.3, 密度为7 800 kg/m3。在划分单元网格时, 考虑到塔架舱门处为危险部位, 故对于其周围进行了网格细化, 经MeshTool处理, 将模型离散为17 669个单元、53 146个节点。塔架网格划分见图2。
1.3 边界条件和计算载荷
由于风力发电机组塔架与地面基础固连, 在进行静强度分析时可以对塔底施加全约束, 塔底所有节点的自由度为零。塔筒载荷采用GL (Germanischer Lloyd) 规范推荐的塔筒顶部坐标系, 原点位于塔筒中心轴与塔筒顶部上缘的交点处, XK轴为沿风轮轴的水平方向, 固定于塔筒, ZK为垂直向上, YK轴按右手定则确定, 该坐标系不随机舱旋转, 见图3。建模时, 通过MPC (Multipoint constraint) 单元将计算得到的各种载荷工况下的极限载荷传递到塔筒, 进行计算分析。
2 塔架静强度分析
计算表明, 在各种载荷工况下, 塔筒根部及舱门圆角附近都具有较大的应力。当轴向推力最大时塔筒所受应力值最大。计算结果见图4、图5。
图4和图5中, Von Mises等效应力是按第四强度理论确定的, 应力单位为Pa, 变形单位为m。
由计算结果可见, 在载荷作用下, 最大变形位于塔筒顶部, 产生的最大变形为445.6 mm, 塔架的等效应力由塔底至塔顶逐渐减小, 最大应力发生在塔架根部及舱门过渡圆角处, 在舱门过渡圆角处出现一定的应力集中。最大Von Mises等效应力为146.4 MPa。
Q345D钢的允许拉压应力为345 MPa, 考虑到安全系数可取极限值为230 MPa (安全系数1.5) 。根据工程经验, 塔架最大允许的变形量为塔架高度的 (0.5～0.8) %。因此, 塔架最大等效应力为许用应力的63.7%, 塔顶最大变形量为塔高的0.71%, 均满足设计要求。
3 塔架模态分析
模态计算时, 应考虑机舱和风轮的质量对塔筒的影响, 采用Mass21集中质量单元来模拟风轮和机舱特性。单元处于塔筒上方机舱和风轮系统的质心位置, 并将质量单元节点与塔顶单元节点相耦合, 使其保持相同自由度。计算时, 分为考虑塔筒顶部质量和不考虑塔筒顶部质量两种情况。
表1是利用ANSYS模态分析得到的塔架前4阶固有频率和振型。
图6、图7为塔筒的第1阶和第3阶模态振型。
由上面的模态分析结果可以看出, 塔筒的前两阶振型分别为不同方向的摆动;第3阶和第4阶振动则为不同方向的一阶弯曲振动。根据振动理论, 振动的能量主要集中在低阶频率中, 因此, 塔筒的振动主要以摆动和弯曲振动为主, 但是高阶的扭转振动也会有一定程度的影响。根据相关标准, 设计中应该保证塔架的1阶固有频率不会与风轮旋转频率或过桨频率 (三叶片风力机的1P和3P) 一致。塔架固有频率在风轮频率及其3倍频的±10%范围之外时, 由共振引起的附加载荷问题通常不会发生。正常发电过程中, 风轮转速在9.9 r/min～17.9 r/min之间。风轮最低转速对应的转频为fa=0.17 Hz;风轮最高转速对应的转频的3倍频为fb=0.89 Hz;塔筒1阶固有频率为f1=0.44 Hz。图8为机组的坎贝尔图。
图8中:1P为风力机的1阶固有频率;2P为风力机的2阶固有频率;3P为风力机的3阶固有频率;f1为塔架的1阶固有频率。
由图8可见, 机组的1阶固有频率没有与风轮转频的1倍频与3倍频相重合, 在风轮转速为9.9 r/min时, 风轮3倍频0.50 Hz与塔架固有频率相差15.1%;在风轮转频为17.9 r/min时, 风轮1倍频0.30与塔架固有频率相差30.7%。因此, 在机组运行过程中塔架不会发生谐振, 保证了机组运行的可靠性。
4 结论
计算分析结果表明所建立的风力发电机组塔架模型是正确的。在文中各种载荷工况下, 塔筒根部及舱门圆角附近都具有较大的应力, 但是都小于许用应力, 均满足静强度要求。通过模态分析, 验证了在风力发电机组运行过程中塔架不会发生谐振, 保证了机组运行的可靠性。
参考文献
[1]陆萍, 黄珊秋, 张俊, 等.风力机筒形塔架结构静动态特性的有限元分析[J].太阳能学报, 1997, 18 (4) :359-363.
[2]刘义, 许志沛.机械设计中基于有限元方法的模态分析[J].机械, 2003, 30 (s1) :96-98.
[3]黄东胜, 王朝胜, 邹富顺, 等.风力机塔架模态分析及应用[J].装备制造技术, 2009 (9) :19-21.
静强度分析 篇7
半挂车车架作为大型设备的承载基体,在装载、运输中承受主要的载荷,是重要的受力件。因此,半挂车车架必须要有足够的刚度和强度来承受其上的载荷。若车架的强度和刚度达不到要求,则会造成车架开裂等各种损坏现象的发生,轻则影响汽车的正常行驶,重则造成严重的交通事故。对车架进行强度分析,也是对车架进行优化设计和结构改进的基础。
本文以某移动式搅拌设备的半挂车车架为研究对象,其车架主要由H型钢焊接而成,将车架简化处理后导入前处理软件Hpyermesh中划分网格,再使用 Radioss软件对车架进行有限元分析,考察车架的刚度和强度,并为以后的优化设计及改进提供理论依据。
1半挂车车架有限元模型
在PRO/E软件中建立车架的三维模型,将建立好的车架模型进行简化处理,将简化后的模型导入到前处理软件Hypermesh中,考虑到车架纵梁、横梁的厚度尺寸远小于其他方向的尺寸,对车架抽取中性面,采用3节点或4节点壳单元建立有限元模型,把钢板弹簧理想化为两根垂直的弹簧和一根刚度大的平衡梁,约束平衡梁中心的y方向自由度,z方向自由度以及绕z轴转动的自由度,弹簧用celas2单元模拟,设置弹性系数k=5×104N/mm,板簧支架使用RBE2单元模拟。在搅拌设备的质心处建立一个节点,采用RBE3单元将该节点与车架承载面节点连接,满载载荷将通过质心处节点分布到车架表面。
创建材料集(material collectors),输入车架的弹性模量-2.1E5MPa,泊松比-0.3,材料密度-7.8E-9T/mm3,建立材料属性。这样车架本身的体积力就由软件根据截面形状自动计算。
最终完成的有限元模型如图1所示,分析中采用单位制:长度—mm,质量—t,力—N,时间—s,应力—MPa。
2车架的静强度分析及改进措施
移动式搅拌设备的半挂车车架用于装载搅拌设备,其承载的搅拌设备设计重量为20t,但为了保证一定的安全系数,该车架按照30t进行刚度、强度校核。
本文主要分析车架在满载匀速行驶、满载转弯和满载爬坡三种工况下的受力情况以及边界条件,并得出有限元分析结果。
2.1满载匀速行驶工况
满载匀速行驶工况模拟汽车在满载、四轮着地、在良好的好路面匀速直线行驶时车架对其所承受的重力载荷的响应情况,在这个工况下,牵引座处对车架的拉力忽略不计,约束车架牵引座处的六个自由度,悬架处平衡梁的y、z方向平动自由度和绕y轴的转动自由度,并搅拌设备质心施加3×105N,方向沿y轴向下,对车架进行有限元分析,得到最大应力为167.5MPa,最大应力集中在车架颈部,应力分布如图2所示。
2.2满载转弯工况
汽车转弯时除了受到重力载荷外,还承受转弯侧向加速度带来的侧向力,转弯时速度较慢,施加0.1g的侧向加速度,在搅拌设备质心处施加z方向的侧向力3×103N以及y方向的载荷3×105N,约束牵引座处x,y,z三个方向的平动自由度以及悬架处平衡梁的z向平动自由度,释放其余自由度,最终得到最大应力为196.9MPa,发生在车架前端横梁与纵梁连接处,应力分布图如图3所示。
2.3满载爬坡工况
爬坡启动时公路纵坡坡度i=9°,起动加速度a=0.23m/s2,载荷由结构自重以及惯性力组成,在牵引座处沿车架纵向施加1.2×105N的牵引力,约束车架牵引座处y,z向平动自由度,并在搅拌设备质心处施加3×105N,与重力加速度方向夹角为9°,约束车架悬架处x,y,z三个方向的平动自由度,释放其余自由度,经有限元计算后得到的最大应力为253MPa,最大应力单元集中在车架牵引座附近,应力分布图如图4所示。
2.4改进措施
车架材料为A610L,它的屈服极限为500MPa,强度极限为550～610MPa。根据Radioss对车架三种工况进行应力结果可知最大应力为279MPa,满足车架结构的刚度、强度要求,但观察应力分布图发现,车架第一根横梁与纵梁连接处和颈部以及车架牵引座处应力集中,在满载工况下车架颈部,应在这些部位适当使用加强筋,改进车架整体的应力分布,消除隐患,使车架结构更安全,同时也利于后续工作中车架的尺寸优化设计,最终在保证结构强度、刚度的前提下实现轻量化设计,改进后各工况的应力分布见表1。
3模态分析
模态分析是分析结构的动力特性,与结构承受的载荷无关,只要给定了质量、弹性模量、泊松比等材料参数,施加边界约束就可以得到结构的模态频率。考虑到车架振动贡献主要在于低阶模态,故本文使用Radioss软件提取前6阶进行计算,得到各阶固有频率与主要振型描述见表2。
从表2的模态分析结果可以看出:
1) 车架1～6阶的振型为车架的整体振动,模态频率在7～20Hz范围内,其振型主要表现为竖直面内的弯曲振动、扭曲振动、水平面的左右弯曲振动和弯扭组合几种形式。由上面各振型可以看出,车架各阶振型比较平滑,无明显突变,这说明了该车架在结构方面设计上比较合理。
2) 半挂车车架主要受路面激励源的影响,为保证整车振动性能良好,必须保证激励源的激励频率与车架的低阶固有频率避开,根据半挂车的实际行驶路况,路面激励力一般在3Hz以下,从表1可以看到,车架的整体模态频率在7～20Hz内,避开了这一频率,且整体振型比较平滑,具有较好的动态特性。
4结论
本文用Hypermesh建立了某移动式搅拌设备的半挂车车架的有限元模型,并对车架在满载匀速、满载弯曲、满载爬坡三种工况下进行了静态强度计算,得到了车架在主要载荷工况下的应力分布。计算结果表明,车架应力分布比较均匀,对于车架第一横梁和纵梁连接处以及车架前部的应力集中问题,使用加强筋改进应力集中,消除隐患,并为后面实现轻量化优化设计做好准备。
从车架的模态特性可知,车架的动态特性较好:模态频率在7～20Hz范围内,其振型主要表现为竖直面内的弯曲振动、扭曲振动、水平面的左右弯曲振动和弯扭组合几种形式。车架各阶振型比较平滑,无明显突变,且其低阶固有频率避开了路面激励源的频率,说明了该车架在结构方面设计上比较合理。
参考文献
[1]王波,吴慧.混凝土生产系统设备优化设计[J].水利水电技术,2009,40(10):38-40.
[2]潘平,王国权,林梅友,等.半挂牵引车车架的强度特性分析[J].北京信息科技大学学报,2010,25(2):52-57.
[3]王勖成.有限单元法(下)[M].北京:清华大学出版社,2003.
[4]于开平,周传月,谭惠丰.HyperMesh从入门到精通[M].北京:机械工业出版社,2005.
[5]余志生.汽车理论[M].5版.北京:机械工业出版社,2008.