翼展式厢式货车车厢骨架强度与模态分析

1、图 3 车厢骨架翼展式厢式货车车厢骨架强度与模态分析王其光, 吴永根( 烟台大学机电汽车工程学院, 山东 烟台 264005)摘要:利用 AN SYS 10.0 软件, 建立了以梁单元和壳单元为根本单元的翼展式厢式货车车厢骨架有限元模型, 并对该车厢骨架进行静态分析和模态分析。计算结果可为车厢骨架结构设计、改良和轻量化提供理论依据。关键词: 翼展式厢式货车; 车厢骨架; 有限元分析; 静态分析; 模态分析中图分类号: U270.1+2文献标识码: A文章编号: 1673- 3142( 2007) 08- 0008- 06The Analysis of Static and Modal Char

2、 acter istics of the Fr ame of Wingspan VanWANG Qi- guang, WU Yong- gen( School of Mechanical and Electronic Engineering & Automotive Engineering, Yantai University, Yantai 264005, China)Abstr act: The finite element analysis model of the frame of wingspan van is established by shell element and

3、 beam element. The analysis of static and modal characteristics is made by ANSYS 10.0. The analysis results provide theoretical basis for the design, improvement and weight lighting of the frame.Key Wor ds: wingspan van; frame; finite element analysis; static analysis; modal analysis0 引言翼展式厢式货车车厢的两侧

4、厢板可以像两翼一 样展开, 货物可以从两侧及后门进行全方位的装卸, 适应了现代物流货物装卸的要求, 方便、快捷, 极大 地提高了运输效率。该翼展式厢式运输车多见于物 流基地、港口、码头、超市配货、转运中心等要求自动 作业强度高的物流行业, 也常应用于影视作业、活动 舞台、军队医护等车辆。因其更方便的装卸方式和 多种灵活的结构组合, 与普通厢式货车相比, 翼展式 厢式货车更具优势。目前翼展式厢式货车在国内正处于设计开发阶 段, 如何利用 CAD、CAE 工具快速高效地设计出样 车进行批量生产, 对于减少产品设计本钱, 缩短产品 开发周期, 具有重要的现实意义。本文针对某企业 生 产 的 DR53

5、10XYK 型 翼 展 式 厢 式 货 车 , 应 用 ANASYS 有限元分析软件对强度、刚度和模态 进行分析, 为厢式货车车厢结构的优化与轻量化设 计提供可资借鉴的数据。架、地板、前板、后门、侧栏板、中挡板、两翼板。底板骨架长度为 9467mm, 宽度为 2482mm, 包括 2 根纵 梁、17 根横梁、左右边梁及后边梁, 为左右对称结 构, 底板骨架上面铺有压花 Q235 钢板。翼展式厢式 货车如图 1、图 2 所示。图 1 翼展式厢式货车图 2两翼展开两翼板由两个弧型翼与中间的翼支撑纵梁铰链连接, 可以向上翻开, 翼支撑纵梁固定于前板与后门 骨架上。两侧栏板与底板铰链连接, 可以自由翻

6、开并 能 180°下翻。厢车两根纵梁与车架两根纵梁通过 5 个均匀分1 建立有限元模型1.1 研究对象实体模型DR5310XYK 型 翼 展 式 厢 式 货 车 车 厢 是 由 型 钢、钢板组成的焊接式框架结构, 主要包括底板骨收稿日期: 2007- 03- 30作者简介: 王其光 ( 1978- ) , 男, 山东济南人 , 硕士研究生 , 研究方向 为计算机辅助工程与仿真。·8·王其光 等 : 翼展式厢式货车车厢骨架强度与模态分析2007 年 8 月布的 U 型螺栓、2 个止推式连接板连接在一起, 车架长为 11710mm, 宽度为 767mm。底板总成和车架

7、一 起承当来自车厢和货物的作用力, 货物重量( 满载时12T) 作用在 Q235 钢板上。因为侧栏板、中挡板和两 翼板不承受货物重力, 故研究对象不考虑侧栏板、中 挡板和两翼板, 简化的车厢骨架模型如图 3 所示。1.2 有限元建模在骨架有限元建模的过程中, 忽略了对骨架强度 影响较小的覆盖件、小装置等部件; 将骨架纵、横梁上 所有的工艺孔忽略不计, 并且把所有的倒角和过渡圆 角都简化成直角。整个车厢骨架纵梁、横梁、边梁和肋 采用 BEAM189 单元建模, 地板用 SHELL93 单元建 模, 连接处共用节点。为了较准确地模拟车厢骨架约束, 有限元模型 中考虑了车架, 将车厢骨架与车架连接成

8、整体, 车厢 纵梁与车架纵梁 U 型螺栓连接处应用节点耦合, 分 别耦合对应节点的 X、Y、Z、ROTX 四个自由度。货车 10 个车轮通过 4 个钢板弹簧共 6 个支点 支撑车架, 前悬架共 4 个支点, 后悬架共 2 个支点。 前悬架采用纵置弹簧 ( COMBIN14) 和横置刚性梁图 6 横梁剖面模型图 5 中所示。1.3 用户化截面图 7 纵梁剖面模型由于局部梁截面比拟复杂, 有限元建模过程中定制了局部 BEAM189 用户化截面, 如图 8图 11 所示。图 8 侧梁截面图 9 后梁截面( MPC184)模拟,如图 4 所示。后悬架用纵置弹簧( COMBIN14) 模拟。整个骨架划分

9、网格后包括 12149 个单元, 33653 个节点, 有限元分析模型及局部纵横梁剖面结构如 图 5图 7 所示, 纵梁取 X 方向, 横梁取 Y 方向, 如图 10 上横梁截面图 11 翼支撑纵梁截面1.4 材料性能所有梁和壳都用 Q235 钢材, 材料物性参数如 表 1 所示。表 1 车厢骨架材料特性数据输入用 kg- mm- s 单位制, 输出结果中应变的单位为 mm, 应力的单位为 kPa, 频率的单位为 Hz。计算结果中最大应力小于 235 MPa 即可满足强 度条件。2 静力学分析静力学分析是对满载时的结构强度和刚度进行 校核。厢式货车在满载运行过程中, 存在以下几种情 形: 弯曲

10、、弯扭、制动、转弯。弯曲工况是计算在良好 路面上匀速直线行驶时的应力分布和变形情况。弯 扭工况计算满载静止时右前轮下沉 120mm 的应力图 4 前悬架有限元模型图 5 有限元模型·9·名称弹性模量( GPa)泊松比密度( kg /mm3)屈服强度( MPa)Q235210×10- 62352007 年第 8 期农业装备与车辆工程分布和变形情况。制动、转弯时, 骨架除受静态载荷外, 还受车身和货物的惯性力作用, 也应校核。2.1 弯曲工况载荷处理: 计算中, 12T 货物的重量以面载荷的 形式平均分布到车厢地板上; 铝合金侧栏板重量以 线载荷的形式加在两边侧梁上;

11、 车头重量加在车架 前部; 车厢骨架重力取为惯性载荷, 取重力加速度9800mm /s2, 方向与重力方向相反。约束处理: 弯曲工况自由度约束情况如图 12 所 示, 约束前后悬架与车架连接节点除 Z 方向的全部 自由度, 约束前悬架横置刚性梁中间节点的全部自 由度, 约束后悬架纵置弹簧最下方节点全部自由度。弯曲工况底板骨架和车架变形如图 15 所示, 最大变形在前端, 变形量 68.15mm, 最大应力出现在后 悬架支撑点附近, 应力值为 154.7 MPa, 如图 16 所示。图 15 弯曲工况底板骨架和车架变形图图 16 弯曲工况底板骨架和车架最大应力点位置2.2 弯扭工况此时骨架处于满

12、载状态, 载荷处理同弯曲工况,右前轮下沉 120mm, 其他约束同弯曲工况。图 12 弯曲工况约束和加载图计 算 结 果 :车 架 最 大 变 形 量 为 mm( 图17) , 出 现 在 前 板 右 上 角 。 骨 架 应 力 的 最 大 值 为MPa, 最大应力节点位置在前端第一根横梁右 端, 图 18 所示。图 13 弯曲工况变形图计算结果: 骨架变形如图 13 所示, 最大变形量 为 mm, 出现在翼支撑纵梁中部。车架应力的最 大值为 MPa, 出现在车厢底板倒数第 8 根横梁 中部与地板连接处, 最大应力点在地板上, 局部放大 如图 14 所示。图 17弯扭工况变形图图 14 弯曲工

13、况最大应力点位置图 18 弯扭工况最大应力点位置·10·2007 年 8 月制开工况底板骨架和车架变形如图 22 所示, 最大变形在尾部, 变形量 mm。图 19 弯扭工况底板骨架和车架变形图弯扭工况底板骨架和车架变形和原位置比照方图 19 所示,mm。最大变形在车架右纵梁前端,变形量图 22 制开工况底板骨架和车架变形图2.4 转弯工况 转弯工况主要考虑当货车以最大转向速度转弯时, 惯性力对车身的影响。载荷处理除了同弯曲工况 外, 取地面附着系数为 0.4, 在 Y 方向上附加 0.4×9800mm /s2 的离心力。约束处理同弯曲工况。 作用在货物的重心上的横

14、向惯性力简化为摩擦力和扭矩, 摩擦力作用在货物与底板的接触面上, 扭 矩利用作用在左右边梁上相反方向的拉力作用来等 效, 货物对前板、后门的横向拉力通过作用在前板、 后门侧立柱一定横向推力来模拟。计算结果: 车架变形如图 23 所示, 最大变形量 为 mm, 出现在前板左上方。骨架应力的最大 值为 MPa, 最大应力节点位置在后左悬架支撑 车架的支点位置, 如图 24 所示。2.3 制开工况制开工况主要考虑货车以最大制动加速度制 动时, 地面制动力对骨架的影响。载荷处理除了同 弯曲工况外, 因最大制动减速度与地面附着系数成 正 比 , 取 最 大 附 着 系 数 为 0.7, 所 以 在 X

15、方 向上附 加- 0.7×9800mm/s2 的惯性力。约束处理同弯曲工况。 作用在货物的重心上的纵向惯性力简化为摩擦力和扭矩, 摩擦力作用在货物与底板的接触面上, 扭 矩用作用在前后梁上相反方向的拉力作用来等效, 货物对前板的挤压力通过前板承受一定的纵向推力 来模拟。计算结果: 车架变形如图 20 所示, 最大变形量 为 mm, 出现在前板上部。骨架应力的最大值为MPa, 最大应力节点位置在地板纵梁与前数第3 根横梁搭接部位, 如图 21 所示。图 23 转弯工况变形图图 20 制开工况变形图图 21 制开工况最大应力点位置图 24 转弯工况应力最大位置·11·

16、2007 年第 8 期农业装备与车辆工程转弯工况底板骨架和车架变形如图 25 所示, 最大变形在前部左侧, 变形量 mm。图 30 五阶模态振型图 31 六阶模态振型图 25 转弯工况底板骨架和车架变形图通过对车厢骨架有限元模型进行静力学计算,各种工况最大应力均小于 235 MPa,最大变形均小图 32 七阶模态振型图 33 八阶模态振型于设计要求, 结果说明该骨架的强度和刚度满足要求, 并有足够的余量。强度和刚度有余量说明可以 对该车厢骨架进一步优化, 以到达节省材料、减少车 厢质量的目的。应该认识到, 在建模过程中略去了覆盖件、小装 置、工艺孔等对骨架强度的影响, 会导致计算得到的 强度和

17、刚度值比实际的偏低。骨架在不同工况下的 最大应力点位置是结构优化的重点。图 34 九阶模态振型图 35 十阶模态振型表 2车厢骨架模态分析结果固有频率 ( Hz)阶次123456789103 模态分析模态分析是用来计算车厢骨架结构固有频率和 确定振动型式, 从而判断结构的整体或局部的刚度。 固有频率和振型向量是进行车架动态结构设计中必 不可少的参数。因为较低阶固有频率及相应振型对 动态特性的影响最大, 故在研究结构的响应时, 往往 只需要了解前几阶的固有频率和振型特性。本 文 利 用 Ansys 包 含 的 BlockLanczos 法 ,提取空载约束时的前 10 阶固有频率和振型, 具体振型

18、如图 26- 图 35 所示, 频率值如表 2 所示。模态分析结果说明, 该车架的整体固有频率值 不是很高, 特别是低阶频率, 说明该车架动刚度较 小。需要调整横梁的位置或改变横梁的截面形状及 尺寸来提高刚度。4 结论本 文 以 有 限 元 的 基 本 理 论 为 基 础 , 利 用 ANSYS 有限元分析软件对 DR5310XYK 型翼展 式厢式货车车厢骨架建立了骨架有限元分析模型, 用板梁单元对车架进行离散化, 定义了载荷和边界 约束条件, 并通过求解器对所建骨架有限元模型进 行静力分析和模态分析, 得到骨架的应力分布、变 形、振动频率和振型, 可为车厢骨架结构设计、改良( 下转第 36

19、页)图 26 一阶模态振型图 27 二阶模态振型图 28 三阶模态振型图 29 四阶模态振型·12·2007 年第 8 期农业装备与车辆工程信息及时间信息, 时间信息用来纪录数据存储的时间,利用 LabVIEW 提供的 datalog 格式的文件来解决类型之间的转换问题。数据记录文件类似于数据库文件, 将数据存储为记录序列, 各个纪录的数据类 型一致, 但是每个记录中可以是任意类型数据的组 合, 每个记录实际上是一个簇。LabVIEW 按纪录由数据记录文件中索引数据, 它自动为每个数据记录文件保存每个纪录的数据 量。这样简化了数据的读取, 因为可以按原来的数据 分块把一个记

20、录读回来, 而不需要知道一个记录包 含多少字节的数据。5.3 数据处理模块数据处理主要包括: 频谱分析、滤波、相关分析 求不平衡振动信号幅值与相位。回转机械的故障很多, 并不是所有的振动都是 由不平衡引起的, 所以在实施动平衡分析之前, 需要 判别引起振动的原因。因此在本系统中, 频谱分析 是不可少的辅助分析功能模块。滤波可将其他干扰信号去掉, 便于进一步的分 析计算。利用相关分析方法可以求得两个同频信号的相 位差和幅值。做好动平衡, 其前提是必须精确地测 出不平衡量的大小和位置, 这要求在振动信号中精 确地提取由不平衡引起的振动分量的幅度值和其与 基准信号之间的相位差。所以说, 从合成波形中

21、检 测出基频信号, 并准确地测定其幅值和相位, 是实施 动平衡最根本和最重要的内容。过去, 动平衡测试的研究着重于用硬件解算幅 值和相位, 例如, 基频的检测通常是由一台具有跟踪 滤波功能的专用仪器所完成。现在, 为了进一步提 高动平衡的测试精度, 本文根据相关原理, 采用软件 方法来完成幅值和相位的求解。相关分析前面板如图 7 所示。图 7 相位差幅值计算前面板6结论本文通过对单圆盘柔性转子实验台的研究, 解出了不平衡振动幅值与相位的具体数值, 从而可以进一步确定不平衡量的位置, 对利用软件实现旋转 机械的动平衡具有很重要的参考价值。参考文献 1 钟一谔. 转子动力学 M . 北京: 清华大学出版社, 1987. 2 王汉英. 转子平衡技术与动平衡机 M . 北京: 机械工业出版社,1988. 3 Andrew D.Dimarogonas. Vibration Engineering. WestPub.Co. c1976. 4 明日和彦. 动平衡实验 M . 吉林: 吉林人民出版社, 1980. 5 叶能安. 动平衡原理和动平衡机 M . 武汉: 华中工学院出版社,1985. 6 季文美.机械振动 M . 北京: 科学出版社, 1885. 7 周仁睦. 转子动平衡原理、方法和标准 M . 杭州: 浙江大学 出版社, 1992. 8 周保堂. 旋转