搜索車輪強(qiáng)度試驗有限元仿真
2013-05-08 by:廣州有限元分析、培訓(xùn)中心-1CAE.COM 來源:仿真在線
作者: 秦宇 蔡敢為 任延舉 張磊 來源: 萬方數(shù)據(jù)
關(guān)鍵字: 車輪 強(qiáng)度 有限元
利用ANSYS針對慕車輪建立整體有限元模型。模擬車輪動態(tài)彎曲疲勞試驗。得到車輪應(yīng)力分布圖,并對車輪壽命進(jìn)行預(yù)測。然后對策車輪螺母座剛度試驗進(jìn)行模擬。得到其位移變化以及螺母座局部應(yīng)力分布,最后通過試驗對研究結(jié)果進(jìn)行了驗證,可為各類機(jī)車車輪的強(qiáng)度分析方法提供參考。
目前大多數(shù)機(jī)車采用剛性車橋,其車輪承擔(dān)整機(jī)的重量與各種工作負(fù)荷,同時把路面的工作反力傳遞給車架。車輪還是行走、支承、導(dǎo)向和緩沖的構(gòu)件。車輪結(jié)構(gòu)的優(yōu)劣對機(jī)車能否行駛及行駛性能的好壞有很大的影響。車輛的作業(yè)環(huán)境復(fù)雜,施工條件惡劣,在行駛或作業(yè)過程中振動強(qiáng)烈,不僅降低了機(jī)器的使用壽命與工作性能,而且還通過各種途徑傳遞給駕駛?cè)藛T,使駕駛?cè)藛T產(chǎn)生疲勞,而地面不平度的隨機(jī)激勵是整機(jī)的主要振動源,車輪便是這個振動的直接傳遞者,那么車輪性能的好壞就顯得尤為重要了。本文針對某車輪的強(qiáng)度分析,可以為各類機(jī)車上使用的車輪的強(qiáng)度分析方法提供一定的參考。
車輪強(qiáng)度試驗應(yīng)包括動態(tài)彎曲疲勞試驗及車輪螺母座剛度試驗。目前對車輪進(jìn)行強(qiáng)度分析和壽命預(yù)測的主要方法是對車輪鋼圈單獨(dú)建模加載分析,這種方法雖然方便、快捷,但忽略了一些重要的影響因素,由于沒有考慮螺栓預(yù)緊力對車輪應(yīng)力分布的影響及法蘭盤對車輪的作用效果,分析結(jié)果往往和車輪的實際情況具有較大的差異。螺栓預(yù)緊力及法蘭盤對車輪應(yīng)力分布又有著舉足輕重的影響。因而在對車輪進(jìn)行強(qiáng)度分析和壽命預(yù)測時一定要考慮這些因素的影響。而對螺母座強(qiáng)度分析,前人方法是對螺母座局部造型,直接表面加載,這樣很難實現(xiàn)與實際受力工況等同,這里模型加入螺母,更好模擬實際情況。
本文應(yīng)用有限元分析軟件ANSYS對車輪進(jìn)行包括加載軸在內(nèi)的整體有限元建模,并在此模型的基礎(chǔ)上,通過旋轉(zhuǎn)加載模擬車輪動態(tài)彎曲疲勞試驗,得到車輪應(yīng)力分布圖,分析了車輪的強(qiáng)度情況,預(yù)測了車輪的疲勞壽命;接著建立車輪l,4模型,對車輪螺母座剛度試驗進(jìn)行模擬,從而得到螺母座局部應(yīng)力分布以及位移變化,最后通過實例對研究結(jié)果進(jìn)行了驗證。
1 車輪有限元模型的建立
圖1所示為車輪動態(tài)彎曲疲勞試驗裝置簡圖。試驗時用卡盤將車輪下緣處固定在旋轉(zhuǎn)體上,即緊固;在加載軸支點(diǎn)處施加徑向載荷,通過力臂對車輪形成彎矩;借助旋轉(zhuǎn)體旋轉(zhuǎn)施加動態(tài)彎曲。應(yīng)用ANSYS軟件的相關(guān)功能,可建立包括加載軸與連接螺栓在內(nèi)的車輪臺架整體有限元模型。如圖2所示。
圖1動態(tài)彎曲疲勞試驗方法
圖2車輪動態(tài)彎曲疲勞試驗臺架整體模型
對于螺母座剛度試驗,采用緊固力矩法,圖3所示為試驗裝置簡圖。試驗時車輪固定在試驗平臺上,對任意一個螺母用力矩扳手加載,施加緊固力矩為30N·m→100N·m→oN·m→30N·m的載荷歷程。研究對象為螺母座,基于車輪在幾何形狀及載荷上的特點(diǎn),為減小計算規(guī)模、節(jié)省計算時間,按前后左右對稱取1/4。由于緊固力矩需要施加到螺母上,還要對螺母建模。通風(fēng)孔等存在與否對位移幾乎沒有影響,可以將其省略。可以將模型進(jìn)行必要簡化,如圖4所示。
圖3車輪螺母座試驗
圖4車輪螺母座有限元模型
2 車輪有限元模型邊界條件和加載方式
車輪有限元模型邊界約束條件及力的加載方式對車輪的強(qiáng)度分析和壽命預(yù)測結(jié)果的精度影響極大。因而選取適當(dāng)?shù)能囕営邢拊Ｐ瓦吔缂s束條件及力的加載方式是十分重要的。
對動態(tài)彎曲疲勞試驗,根據(jù)試驗條件可知,試驗中力的加載位置有三處:一是車輪輪輞邊緣,施加的是固定載荷約束;二是螺栓孔,通過螺母螺栓施加預(yù)緊力;三是加載軸端,在支點(diǎn)處施加徑向載荷。
根據(jù)彎曲疲勞試驗方法,這里在車輪輪緣施加(All DOF)約束,即所有六個自由度全約束,作為固定約束;在螺栓連接處施加預(yù)緊力;在加載軸端面施加一徑向力,形成彎矩。
對于螺母座剛度試驗,采用緊固力矩法對任意—個螺母用力矩扳手施加緊固力矩為30N.m→100N.m→oN·m→30N.m歷程時,軸向位移不能大于0.3mm。在前處理過程中,由于螺母螺栓材料特殊,在受力時是基本不會產(chǎn)生變形的,所以我們利用節(jié)點(diǎn)自由度耦合來處理螺母。在輪輻下表面與法蘭盤接觸區(qū)域,設(shè)置接觸對與摩擦來接近真實工作情況。根據(jù)實際試驗的邊界和載荷條件,對1/4車輪有限元模型的截面施加對稱約束,輪輻安裝面端與法蘭接觸區(qū)域施加軸向的單向約束。將緊固力矩轉(zhuǎn)換為軸向力施加在螺母端面,載荷歷程采用斜坡和階梯交替的八個載荷步來實現(xiàn),有利于計算順利收斂。
3 有限元計算結(jié)果分析
應(yīng)用ANSYS軟件對彎曲疲勞試驗?zāi)Ｐ瓦M(jìn)行分析求解,得到圖5所示的整體模型在彎曲作用下的應(yīng)力大小及分布情況。由于實際試驗是動態(tài)旋轉(zhuǎn)的,將車輪模型以一定角度進(jìn)行旋轉(zhuǎn),并重新加載、求解。這樣便可以知道在動態(tài)旋轉(zhuǎn)過程中,不同時刻、不同載荷方向時鋼圈最大應(yīng)力位置。
圖5車輪動態(tài)彎曲疲勞FEA結(jié)果圖
通過仿真計算可知,車輪的最大應(yīng)力為:or max=208MPa。根據(jù)材料學(xué)知識可知,出現(xiàn)最大應(yīng)力的位置即為最容易產(chǎn)生裂紋的位置,通過對仿真分析結(jié)果和試驗結(jié)果進(jìn)行分析對比可以發(fā)現(xiàn),仿真分析結(jié)果和試驗結(jié)果基本吻合,說明仿真分析結(jié)果是合理的。
由于車輪是在等幅載荷作用下進(jìn)行試驗的,因而可采用名義應(yīng)力法對車輪疲勞壽命進(jìn)行預(yù)測。通過名義應(yīng)力法分析計算,得到車輪壽命為7.9萬次。
圖6為與仿真分析時具有相同車輪型號、結(jié)構(gòu)尺寸及相同加載條件下所得到的車輪動態(tài)彎曲疲勞壽命統(tǒng)計圖。從圖6中可以看出,試驗所得車輪鋼圈壽命在6.5萬次左右,與仿真分析所得到的疲勞壽命基本吻合。說明仿真分析結(jié)果是合理的。
圖6車輪動態(tài)彎曲疲勞壽命
對螺母座剛度試驗?zāi)Ｐ瓦M(jìn)行分析求解,得到螺母座各個時段位移的FEA結(jié)果,如圖7所示,螺母座的永久變形量(即軸向位移)為0.095 mm≤0.3mm,滿足螺母座剛度試驗要求。實際試驗變形為0.1mm,在誤差范圍內(nèi)可接受。
圖7螺母座剛度FEA結(jié)果圖
4結(jié)論
(1)動態(tài)彎曲疲勞試驗建立的車輪有限元仿真模型,完全按照實物建模,沒有簡化近似處理。用旋轉(zhuǎn)加載近似模擬車輪彎曲疲勞實驗臺架的工作情況,影響因素考慮比較全面。仿真的危險點(diǎn)位置與試驗裂紋出現(xiàn)區(qū)域一致,說明用仿真分析方法確定疲勞裂紋易發(fā)區(qū)域是有效的。
(2)通過螺母座位移FEA與實際試驗結(jié)果相對比,兩者的誤差在一定的系數(shù)范圍內(nèi),具有一定指導(dǎo)意義。對螺母座剛度的分析,得出螺母座的參數(shù)結(jié)構(gòu)是可行的,能保證剛度要求。
(3)從ANSYS后處理模塊中可以直觀地看到車輪受力后的變形、位移和應(yīng)力分布,因此可以快速準(zhǔn)確地得到整個車輪的基本力學(xué)特性;本文的研究工作為其它車輪的強(qiáng)度分析及壽命預(yù)測具有一定的參考價值。
相關(guān)標(biāo)簽搜索：車輪強(qiáng)度試驗有限元仿真 Ansys有限元培訓(xùn) Ansys workbench培訓(xùn) ansys視頻教程 ansys workbench教程 ansys APDL經(jīng)典教程 ansys資料下載 ansys技術(shù)咨詢 ansys基礎(chǔ)知識 ansys代做 Fluent、CFX流體分析 HFSS電磁分析 Abaqus培訓(xùn)
