作业车车架分析报告

DAS10型作业车车架有限元分析计算报告1概述DAS10型作业车车架是发动机、分动箱、发电机组、电器与液压系统和车身各总成的则将会导致车架和悬架系统的载荷增加，使机车的车轮接地性变差，从而降低通过性。然后求解。力、应变危急点，同时也能对车架构造优化设计进展分析指导。DAS10车架开发设计阶段，由于缺乏必要的动态试验设备和完善的试验方法，对分析，建立适当的有限元模型，对其进展分析，以验证该车架的强度和刚度。车架的有限元分析车架静态有限元分析是计算在固定不变的载荷下的构造响应，它不考虑惯性和阻尼的学、物理学三方面对构造进展强度和刚度分析。车架三维建模建立车架争论对象有限元模型的目的是要建立能够准确反映车架系统的物理特性的数10学模型。去除对车架整体构造应力分布不产生太大影响的一些附件；对构造中细小的构造〔如细小的倒角、圆角等〕进展简化和无视；无视主梁和横梁上全部直径较小的孔及全部的螺栓和铆钉；部件材料全都且各向材质同性。sQ345B，密度ρ=7.85×10-6kg/mm3σb=470～630MPa，屈sPro/E1所示：车架的网格划分

图1 车架三维图把建立好的车架三维模型通过ANSYS与Pro/E软件的接口导入到ANSYS适应不规章外形且能满足确定精度要求的“AutomaticMethod”划分方法。经网格划分后得到车架模型共划分34341个单元，61124个节点，如图2所示：

图2 车架网格划分模型的质量进展简化。依据DAS10型作业车的重量安排计算得到，车体主要载荷分布如下表所示〔取值为近似整数值：序号主要部件质量〔t〕1整车43.532前转向架/后转向架6.73/5.73车体54动力系统2.415分动箱0.46柴油箱1.247液压油箱0.598作业平台、拨线装置等5.99其他21.87垂向总载荷工况约束条件：对车架约束的施加，既要保证消退车架构造的刚体位移，又不影响车架本向位移，并在后旁承处约束纵向位移。1.33所示：图3 车架加载模型通过计算机运算，ANSYS输出的结果如图4和图5所示：图5 垂向总载荷工况下变形分布图图图5 垂向总载荷工况下变形分布图+纵向拉伸载荷工况向约束。1125KN。通过计算机运算，ANSYS输出的结果如图6和图7所示：图6 垂向载荷+纵向拉伸载荷工况下应力分布图图7 垂向载荷+纵向拉伸载荷工况下局局部布图垂向载荷+纵向压缩载荷工况处约束纵向位移。TB/T13351400KN。通过计算机运算，ANSYS89所示：图8 垂向载荷+纵向压缩载荷工况下应力分布图图9 垂向载荷+纵向压缩载荷工况下局局部布图扭转载荷工况状态。将任意一个对角线的两个支承上升或下降，使车体产生扭转。加于车体的扭转力矩的计算公式为：PPM b 1 2K 1 2 K式中：M 扭转力矩，N·m；KPP ——分别为同一枕梁两支承点力的变化确定值，N;1 2b ——同一枕梁两支承点间的距离，m。1KTB/T1335-1996MK

40kNm地铁打磨车的两旁承之间的距离为b=2023mm，计算得到P1

P2

19.8KN )。约束条件：将枕梁上一个对角线的两旁承约束垂向位移、横向位移和纵向位移。19.8KN的支承力。通过计算机运算，ANSYS输出的结果如图10和图11所示：图图10 扭转载荷工况下应力分布图整车抬车工况

图11 扭转载荷工况下变形分布图位约束纵向位移。的重量。通过计算机运算，ANSYS1213所示：图13 整车抬车工况下变形分布图图图13 整车抬车工况下变形分布图2.3.8三点支承工况位移和横向位移。载荷施加：和垂向总载荷工况一样加载垂向载荷。通过计算机运算，ANSYS1415所示：14三点支承工况下应力分布图15三点支承工况下变形分布图车架模态分析预备。得到该车架前十二阶固有频率与振型云图，局部图如下所示。图16 前12阶模态值图17 第7阶模态振型云图〔一阶垂弯〕图18 第8阶模态振型云图〔一阶扭转〕图图19 第9阶模态振型云图〔二阶垂弯〕2010阶模态振型云图〔二阶扭转〕图图21 第11阶模态振型云图〔三阶垂弯〕评定标准强度准则依据EN12663-2023《铁道车辆车体构造要求》中规定，在受垂向总载荷和纵向拉伸、DGMC-16型轨道车车体钢构造的材质均为Q345B低合金高强度构造钢。依据TB/T1335-1996《铁道车辆强度设计及试验许用应力为293MPa。刚度准则EN12663-2023《铁道车辆车体构造要求》中要求车体刚度极限值应保证车中要求，用垂直静载荷工况下车架构造的挠跨比来校核车架的刚度。因地铁打磨车的车架为主要承载构造，承载方式与底架承载的敞、平车类似，因此承受的评定标准为：车体的垂向弯曲刚度应使车体底架边梁在机车整备状态〔垂直静载工况〕f与机车的定Lf/L≤1/9009200mm，可得知底架两侧边梁的挠10mm。振动稳定性准则假设某一零件本身的固有频率与激振源的频率重合或成整倍关系时，这些零件就会发车体定距等有关。对客车来讲，车体的弯曲自振频率假设接近于人体内部器官的共振频率，将对旅客乘坐舒适性产生不良影响。争论说明，为了保证旅客有足够的舒适度，车体的弯曲振动频率应不低于8Hz。依据TB/T1335-1996《铁道车辆强度设计及试验鉴定标准》，在设计制造机车车体时，要求机车车体在整备状态下的一阶垂向弯曲振动频率要大于10Hz。分析结论强度分析垂向总载荷工况下，车架钢构造最大应力为61.55MPa于第一工况的许用应力；165.34MPa，发生在后端牵引梁的后从板座处，小于第一工况的许用应力；207.29MPa，发生在靠近前牵引梁的横梁处，小于第一工况的许用应力；在扭转载荷工况下，车架钢构造最大应力为129.42MPa，发生在车架一端旁承处，小于第一工况的许用应力；整车抬车工况下，车架钢构造最大应力为136.79MPa，发生在车架后驾车位处，小于第一工况的许用应力；三点支承工况下，车架钢构造最大应力为139.38MPa，发生在车架后旁承处，小于第一工况的许用应力。刚度分析3.19mm，消灭在车架边梁中部，小于规定的挠度值；8.28mm，消灭在车架的边梁上；4.23mm，消灭在车架前面板部位上，小于规定的挠度值；模态分析一阶弯曲固有频率计算车架一阶弯曲固有频率f由下式计算：1g1gWWccWc-车架构造自重kNmm，为强度计算的结果。8.5t，计算车架的固有频率为：1gW1gWWc19800385c17.6Hz，大于规定值，其静刚度满足要求。6.4731Hz10Hz。6.车体模态分析10Hz。在此根底上对车体进展三维建模，模型图见1123，7-1124-28。TB1335规定的值。图22 车体三维模型图图23 车体模态计算结果图24 车体第7阶模态〔车体弯曲〕图图25 车体第8阶模态〔车体后端扭转〕图26 车体第9阶模态〔车体二阶弯曲〕图图27 车体第10阶模态〔车顶扭曲〕图28 车体第11阶模态〔车体横向弯曲〕参考文献TB1335-1996TB/T2541-1995尹艳.CRH2动车组头车车体构造强度争论；腾万秀.高速动车组车体构造强度及动态特性争论；隆孝军.王毅.南非机车车架设计分析；闫雪冬.ANSYS软件在我厂昆明动车组设计中的应用.长春客车厂；李晓东.东风8