基于ANSYS的液壓平板車車架結構和模態(tài)分析

1、冶金用液壓平板車是一種特殊的重型運輸機械,主要用于鋼鐵、冶煉等生產過程中的液態(tài)鐵水運輸。由于它的特殊用途和工作環(huán)境,其車架和一般用途平板車架結構有明顯區(qū)別和要求。我國對此類重型車車架設計及強度校核多依靠經典的材料力學、彈性力學等傳統(tǒng)的經驗和方法。它具有簡單易行的優(yōu)點,但帶有相當的盲目性,每次車架的設計改進都不會有重大突破;而且設計周期長。該方法也不能對車架結構的應力分布及剛度分布進行定量分析。因此,設計中不可避免地造成車架各部分強度分配不合理。這樣使得整個車架設計的成本提高,而且容易造成某些部位強度不足,容易引起事故;而某些部位強度又過于富余,造成浪費,從而使車架達不到優(yōu)化設計的目的1。同時,

2、車輛是運輸機械,其工作過程總是受到隨時間變化的載荷作用。當動載荷很小時,可忽略不計,只需進行靜態(tài)分析。若所受動載荷較大,或者雖然不大但作用力的頻率與結構的某一固有頻率接近時,都可能引起結構共振,從而引起很高的動應力,造成強度破壞或產生不允許的變形,破壞車輛的性能。因此,必須對車輛的結構進行動態(tài)分析2。本文基于有限元法對某公司的液壓平板車架進行仿真分析,主要流程為:根據CAD圖紙,在UG軟件中建立如圖1所示的車架實體模型;通過功能強大的前處理軟件HyperMesh對實體模型進行網格劃分,建立車架的有限元計算模型;然后利用Hy-perMesh與ANSYS軟件的數據交換接口,把經過前處理工作的有限元

3、模型直接導入ANSYS;基于ADAMS軟件建立液壓平板車的多剛體動力學整車模型,如圖2所示,對該模型進行靜平衡下的勻速直線行駛分析,得到車架與懸架連接處的載荷,依據該載荷對有限元模型設定載荷和約束條件;進而計算車架的剛度、強度、振動模態(tài)等關鍵性能指標;最后分析計算結果。圖1車架實體模型圖2多剛體動力學整車模型1有限元模型的建立1.1液壓平板車車架結構特點液壓平板車車架包括兩根縱梁和若干根橫梁,皆為厚板和型材組焊而成。車架前部有駕駛室、發(fā)動機、油箱、水箱等大質量部件,中部放置裝有鐵水且附有耐火層的載物桶,整個車架上面的橫梁組之間鋪有鋼板。1.2網格劃分根據有限元分析的基本理論,單元類型選擇的恰當

4、與否,對計算的精度和速度有著直接的影響。綜合考慮車架的結構和受力特點,選取4節(jié)點四邊形單元SHELL63單元。SHELL63具備彎曲收稿日期:2007-08-23張衛(wèi)東1,莫旭輝2,彭勁松3(1.中南大學機電工程學院,長沙410083;2.湖南大學機械與汽車工程學院,長沙410082;3.長沙凱瑞重工機械有限公司,長沙410013摘要:基于有限元法對冶金用重型液壓平板車車架進行了滿載勻速直線行駛工況下的應力和應變計算,同時對車架進行了模態(tài)分析,研究了車架結構與其固有頻率及其振型的關系,為車架結構改進提供了一定的參考依據。關鍵詞:液壓平板車;車架;有限元法;模態(tài)分析中圖分類號:U441.3文獻標

5、識碼:A文章編號:1005-2550(200803-0046-04基于ANSYS 的液壓平板車車架結構和模態(tài)分析46和膜的特性,能承受平面內和法線方向的荷載。這個單元在節(jié)點上有6個自由度:節(jié)點x 、y 、z 方向的平動和繞節(jié)點x 、y 、z 方向的旋轉。它也具備了應力硬化和大變形能力。由于整個車架的結構復雜,在建立模型時,在不影響強度分析的前提下,根據具體情況進行適當簡化,有限元模型如圖3所示。圖3車架有限元模型1.3邊界條件處理及材料特性參數由于針對車架的整體應力和應變分析,需要把車架從整車模型中分離出來,因此在滿載勻速直線行駛分析工況下,對邊界條件作以下簡化處理(位置說明見圖4、圖5。圖4

6、邊界條件施加處懸架的位置說明曲線1:后后左曲線2:后后右曲線3:后前左曲線4:后前右曲線5:前后左曲線6:前后右曲線7:前前左曲線8:前前右圖5各懸架支撐點受力分析(1在后后右懸架跟車架的連接處節(jié)點約束x 、y 、z 自由度,后后左懸架跟車架的連接處節(jié)點約束x 、z 自由度;(2在前前右懸架跟車架的連接處節(jié)點約束y 、z 自由度,前前左懸架跟車架的連接處節(jié)點約束z 自由度;(3在前后左、前后右、后前左、后前右懸架與車架的連接處節(jié)點施加垂直方向的向上的反作用力,如表1所示(由ADAMS 整車動力學分析中提取反力數據最大值見圖5。從各懸架的受力分析曲線得以下數據見表1、表2。表1懸架支撐點受力分析

7、-105N表2提取的約束反力數值校對各支撐垂向力:F=21.0634×105N 。由簧上質量計算重力為21.243×105N 。F G 。從以上曲線可以看出,在滿載直線勻速行駛時,懸架受力最大值仍然是出現在最前右側支撐處。同軸上左右支撐相差約為0.4×105N ,滿載等速轉彎行駛的差值要小,主要是由于質量有偏心所導致,整車質心不在車輛縱向中心面內。車架材料為Q345鋼,彈性模量E=2.1×105MPa ,泊松比=0.3,屈服極限s =345MPa ,密度=7.85×103kg/m 3。在進行強度分析計算時,考慮了以下工作工況:滿載時,載物桶加鐵

8、水的總質量P =180t ,采用均布載荷加在左右梁對應節(jié)點上;駕駛室、發(fā)動機、油箱、水箱等的質量均布載荷加在右梁和前縱梁對應的節(jié)點上,考慮自重。2有限元計算結果與分析節(jié)點最大位移值和最大Von Mises 應力值及其位置如圖6和圖7所示,工作工況的局部最大應力云圖如圖8所示。圖6車架有限元分析位移云圖前后左前前左前前右后前右前后右后后右后前左后后左-2.0E+005-2.5E+005-3.0E+005-3.5E+005時間/s曲線1曲線2曲線4曲線6曲線8曲線7曲線5曲線30102030405060708090100力/N后后左后后右后前左后前右最大值2.08182.43132.22102.6

9、585最小值2.19522.56942.31732.7136平衡值2.08792.48752.22722.6618前后左前后右前前左前前右最大值2.55162.93832.71503.0703最小值2.61923.01212.82553.1718平衡值2.61803.00982.80983.1614部位載荷值/kN前后左懸架261.80前后右懸架300.98后前左懸架222.72后前右懸架266.1847圖7車架有限元分析VonMises應力云圖圖8車架有限元分析應力最大處應力云圖從以上計算結果可知,在工作工況時,最大位移值約13mm,出現在承載物重的左、右邊梁處,這樣的變形是允許的,與該車滿

10、載下實際測量結果相符。最大VonMises應力值=334376MPa,接近屈服極限s=345MPa,但是最大應力值的位置只是出現在車架與后后_右懸架的接觸處的約束位置點。出現這一情況的主要原因是由于在有限元分析時,邊界條件的模擬對實際情況的簡化造成的。其余地方的應力分布如圖5所示,還是比較均勻的,均在170MPa以下,整個車架的受力是安全的。3車架模態(tài)分析模態(tài)分析是用來確定結構的振動特性的一種技術,是所有動力學分析類型的最基礎的內容。模態(tài)分析可以使結構設計避免共振或以特定頻率進行振動;可以使工程師認識到結構對于不同類型的動力載荷是如何響應的;有助于在其他動力分析中估算求解控制參數(如時間步長等

11、。車架結構作為一個彈性承載體,本來是一個無限多自由度的振動系統(tǒng),在汽車高速行駛過程中會受到顯著的動載荷作用,車架的彎曲、扭轉振動會造成車架的疲勞,在其內部產生很大的動應力,影響舒適和行駛平順性。當外界的激振頻率與系統(tǒng)的固有頻率接近時,將產生共振。共振不僅使成員感到不舒服,帶來噪聲和部件的早期疲勞損壞,還會破壞車架表面的保護層和密封性,從而削弱抗腐蝕性能。因此,合理的車架模態(tài)分布對提高整車的可靠性和NVH性能等有著十分重要的意義3。在ANSYS中有以下幾種提取模態(tài)的方法: Block Lanczos法、子空間法、縮減法、PowerDynamics 法、不對稱法和阻尼法。使用何種模態(tài)提取方法主要取

12、決于模型大小(相對于計算機的計算能力而言和具體的應用場合8。本文利用ANSYS軟件中的BlockLanc-zons算法計算自由邊界條件下車架的主要低階模態(tài)。計算時提取模態(tài)數為10階,各階模態(tài)振形及頻率如表3所示。其中,前5階的振型描述見圖9至圖13和表4。評價車架動態(tài)性能的好壞主要看車架低階頻率,車架低階頻率應該高于車架其他附件結構的固有頻率、發(fā)動機的固有頻率、減速器及其后續(xù)的傳動系統(tǒng)和行駛系統(tǒng)的轉動部件的最高工作頻率。以上外部激勵所產生頻率一般都在17Hz以下,所以該車車架的低階模態(tài)頻率分布是合理的。表3車架模態(tài)列表表4車架各階模態(tài)振型描述圖9一階振型圖10二階振型模態(tài)階數頻率/Hz120.

13、67223.94324.73425.97534.50642.00742.38850.54953.131057.18模態(tài)階數振型描述1車架整體一階縱向彎曲模態(tài)2車架整體二階縱向彎曲模態(tài)3車架整體一階縱向彎曲扭轉模態(tài)4車架整體一階扭轉模態(tài)5車架整體二階扭轉模態(tài)48圖11三階振型圖12四階振型圖13五階振型4結論應用有限元方法對某重型液壓平板車車架進行了整體剛度和強度分析,其中彎曲剛度用車架在鉛垂載荷作用下產生的撓度大小來描述,滿載下約為13mm,與該車滿載下實際測量結果相符。從應力云圖可以看出,最大應力值遠遠低于材料的屈服極限,整個車架強度比較安全。從滿足車架強度條件方面來考慮,車架材料比較富余,

14、但是提高車架強度,使得車架在滿載下的垂向撓度降低,有利于減少該車在工作過程中由于車架振動對鐵水晃動的影響。采用有限元法對車架進行強度、剛度分析,其結果比常規(guī)的解析法更準確、可靠,且可獲得局部危險區(qū)域的應力分布,從而為實際設計提供有價值的參考。模態(tài)分析得出了該重型車車架的固有頻率和振型,結果表明,車架在自然約束條件下低階頻率范圍在2060Hz,車架振型表現為垂直彎曲、彎扭組合和扭轉等。參考文獻:1劉鵬,馮國勝.某重型鋼水罐車車架結構的有限元分析及優(yōu)化J.石家莊鐵道學院學報,2006,(2:68-71.2黃華,茹麗妙.重型運輸車車架的動力學分析J.車輛與動力技術,2001,(2:40-44.3高云

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17、ation about Hydraulic ConveyanceVehicle Frame Structure and ModalAnalysis Based on ANSYSZHANG Wei-dong1,MO Xu-hui2,PENG Jin-song3 (1.School of Mechanical and Electrical Engineering,CentralSouth University,Changsha410083,China;2.School of Machinery and Automobile Engineering,Hunan University, Changsha410082,China;3.Changsha Kairui Heavy Industry Machinery Co.,Ltd,Changsha410013,China Abstract:Using finite element method,stress and strain of the heavy hydraulic conveyance vehicle framework is analyzed when the vehicle is moving at the uniform velocity with full load.Then the relations between