基于ANSYS 的混凝土攪拌車(chē)副車(chē)架的有限元分析

高耀東 李 帥 孔祥剛

(1.內(nèi)蒙古科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，內(nèi)蒙古 014010;2.內(nèi)蒙古北方巴里巴工程專用車(chē)有限公司，內(nèi)蒙古 014033)

目前我國(guó)生產(chǎn)的混凝土攪拌車(chē)多數(shù)是由上裝部分和通用底盤(pán)組裝而成的［1］。其中，上裝部分由攪拌筒、前后支撐、副車(chē)架、液壓系統(tǒng)、操縱系統(tǒng)、清洗系統(tǒng)等主要部件組成。副車(chē)架起著連接底盤(pán)和整個(gè)上裝部分的重要作用?；炷翑嚢柢?chē)在行駛過(guò)程中，副車(chē)架不僅要承受拉伸、扭轉(zhuǎn)、彎曲的復(fù)合應(yīng)力，而且還要受動(dòng)載荷作用產(chǎn)生沖擊、振動(dòng)。當(dāng)達(dá)到一定的工作次數(shù)后，副車(chē)架會(huì)產(chǎn)生疲勞失效，這也是副車(chē)架結(jié)構(gòu)的常見(jiàn)失效形式。

針對(duì)上述的實(shí)際情況，本文以某廠生產(chǎn)的14 m3混凝土攪拌車(chē)為研究對(duì)象，用ANSYS 有限元分析軟件對(duì)該車(chē)型的副車(chē)架結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)分析和模態(tài)分析［4］，驗(yàn)證該結(jié)構(gòu)是否具有足夠的強(qiáng)度和剛度。

1 有限元模型的建立

1.1 副車(chē)架結(jié)構(gòu)

該副車(chē)架為鋼板焊接的縱截面為U 型槽鋼的箱型結(jié)構(gòu)，主要由2 根縱梁、2 根橫梁、8 根X型斜梁組成，長(zhǎng)6 830 mm、寬90 mm、高140 mm。其幾何模型的主要尺寸如圖1 所示。材料為Q345-B，彈性模量E=2.06×105MPa，泊松比μ=0.3，質(zhì)量密度ρ=7 850 kg/m3，抗拉強(qiáng)度極限σb的范圍為470 MPa～630 MPa，屈服強(qiáng)度極限σs=345 MPa。該材料為塑性材料，故選取極限屈服強(qiáng)度作為極限應(yīng)力，取強(qiáng)度安全系數(shù)n=1.4，則有許用應(yīng)力值［σ］=σs/n=247 MPa。

圖1 副車(chē)架的主要尺寸Figure 1 Main sizes of sub frame

1.2 模型建立

通過(guò)CATIA 軟件的三維建模功能，對(duì)副車(chē)架的幾何模型進(jìn)行實(shí)體建模。為方便計(jì)算可對(duì)副車(chē)架作以下簡(jiǎn)化處理:忽略非承載受力部件的影響;忽略部件上不需特別關(guān)注的小圓弧過(guò)渡等細(xì)節(jié);結(jié)構(gòu)中的焊接部分按理想焊接處理;去除副車(chē)架上非用于裝配的小孔結(jié)構(gòu)等［3］。

副車(chē)架的三維實(shí)體模型如圖2 所示。

圖2 副車(chē)架的三維實(shí)體模型Figure 2 Three dimensional solid model of sub frame

1.3 網(wǎng)格劃分

該副車(chē)架是由兩側(cè)縱梁與U 型鋼板焊接而成的，接觸部分是按理想焊接處理的，因此基于該結(jié)構(gòu)靜態(tài)特性分析的特點(diǎn)，選取SOLID45 號(hào)三維實(shí)體單元。劃分網(wǎng)格時(shí)，對(duì)于可能存在的應(yīng)力集中的位置處，網(wǎng)格可細(xì)密些，而對(duì)于非應(yīng)力集中處則可粗糙些，這會(huì)減輕對(duì)該結(jié)構(gòu)的應(yīng)力、應(yīng)變計(jì)算處理的工作量，提高效率。最終計(jì)算得出，副車(chē)架的有限元模型共有節(jié)點(diǎn)57 848 個(gè)，單元38 878個(gè)。副車(chē)架的有限元模型如圖3 所示。

圖3 副車(chē)架的有限元模型Figure 3 Finite element model of sub frame

2 靜力分析

2.1 基本載荷的確定

在分析副車(chē)架應(yīng)力時(shí)，主要施加載荷為混凝土的重量以及上裝部分空載的重量之和、各動(dòng)力總成、駕駛室及成員總成。攪拌車(chē)滿載時(shí)，14 m3的混凝土的重量為3.36×105N，其上裝部分的空載重量取1.4×104N，故上裝部分總重量為3.5×105N，動(dòng)力總成為0.4×104N，駕駛室及成員總成0.6×104N。經(jīng)計(jì)算，前支撐對(duì)副車(chē)架的載荷為289 862 N，后支撐對(duì)副車(chē)架的載荷為226 251 N。

2.2 典型工況的確定

攪拌車(chē)在行駛過(guò)程中常會(huì)遇到多種復(fù)雜工況，如平穩(wěn)運(yùn)行、緊急制動(dòng)、崎嶇不平路面上某一車(chē)輪被抬高而懸空等，針對(duì)這幾種實(shí)際情況進(jìn)行以下工況分類，選擇動(dòng)載系數(shù)。

(1)彎曲工況:攪拌車(chē)滿載時(shí)在路面上四輪著地平穩(wěn)運(yùn)行，副車(chē)架主要承受彎曲載荷，產(chǎn)生彎曲變形，取動(dòng)載系數(shù)1.5;

(2)制動(dòng)工況:攪拌車(chē)滿載行駛時(shí)，緊急剎車(chē)制動(dòng)，取制動(dòng)加速度4 m/s2;

(3)扭轉(zhuǎn)工況:攪拌車(chē)滿載行駛時(shí)，右后輪駛上100 mm 的凸臺(tái)而懸空，其余車(chē)輪處于同一水平面上;

(4)彎扭聯(lián)合工況1:攪拌車(chē)滿載行駛在崎嶇不平路面上時(shí)，既受動(dòng)載荷產(chǎn)生彎曲變形，同時(shí)右后輪產(chǎn)生100 mm 的懸空，其余車(chē)輪處于同一水平面上，取動(dòng)載系數(shù)1.5;

(5)彎扭聯(lián)合工況2:攪拌車(chē)滿載行駛在崎嶇不平路面上時(shí)，既受動(dòng)載荷產(chǎn)生彎曲變形，左前輪、右后輪同時(shí)產(chǎn)生100 mm 的懸空，其余車(chē)輪處于同一水平面，取動(dòng)載系數(shù)1.5。

2.3 各工況下的應(yīng)力分析

副車(chē)架在各工況下的應(yīng)力如圖4 至圖8 所示。

副車(chē)架在各工況下的最大應(yīng)力的計(jì)算結(jié)果如表1 所示。

圖4 彎曲工況下副車(chē)架的應(yīng)力分布Figure 4 Stress distribution of sub frame under bending working condition

圖5 制動(dòng)工況下副車(chē)架的應(yīng)力分布Figure 5 Stress distribution of sub frame under braking working condition

圖6 扭轉(zhuǎn)工況下副車(chē)架的應(yīng)力分布Figure 6 Stress distribution of sub frame under torsional working condition

圖7 彎扭工況1 下副車(chē)架的應(yīng)力分布Figure 7 Stress distribution of sub frame under bending and torsional working condition 1

圖8 彎扭工況2 下副車(chē)架的應(yīng)力分布Figure 8 Stress distribution of sub frame under bending and torsional working condition 2

表1 副車(chē)架在各工況下的最大應(yīng)力計(jì)算結(jié)果Table 1 Maximum stress calculated result of sub frame under various working conditions

從表1 計(jì)算結(jié)果可知，副車(chē)架在勻速行駛時(shí)的純彎曲工況、緊急剎車(chē)的制動(dòng)工況和某輪駛上凸臺(tái)的純扭轉(zhuǎn)工況下，所受最大應(yīng)力值均遠(yuǎn)小于許用應(yīng)力值247 MPa，說(shuō)明在這三種工況下副車(chē)架是安全可靠的。最大應(yīng)力出現(xiàn)在副車(chē)架兩縱梁與主車(chē)架的連接處，這說(shuō)明攪拌車(chē)在行駛過(guò)程中因?yàn)槁访娌黄降仍蛞鸬奈⑿≌駝?dòng)使得主副車(chē)架相互擠壓而產(chǎn)生應(yīng)力。對(duì)于在動(dòng)載荷作用下某一輪被抬高的扭轉(zhuǎn)工況1，副車(chē)架受到扭轉(zhuǎn)力矩而產(chǎn)生較大的應(yīng)力，其最大應(yīng)力值已經(jīng)略微超過(guò)許用應(yīng)力。對(duì)于兩輪同時(shí)被抬高的極限扭轉(zhuǎn)工況2，其最大應(yīng)力值為301 MPa，仍然小于屈服極限345 MPa。

綜上所述，副車(chē)架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)因?yàn)樽⒅匕踩蛩?，遠(yuǎn)遠(yuǎn)超出剛度和強(qiáng)度的需求。為了使該副車(chē)架結(jié)構(gòu)更加合理、材料利用率更高，在后續(xù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)中適當(dāng)降低安全系數(shù)，減輕車(chē)架質(zhì)量，以降低成本。

3 模態(tài)分析

模態(tài)分析就是確定結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性，得到其固有頻率和振型的一個(gè)過(guò)程。固有頻率和振型特點(diǎn)是動(dòng)載荷結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的重要依據(jù)。對(duì)副車(chē)架結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析，目的就是確定副車(chē)架的動(dòng)態(tài)特性參數(shù)，提高結(jié)構(gòu)的可靠性和避免共振的產(chǎn)生。

本文模態(tài)提取方法采用Block Lanczos 法，該法適用于大型結(jié)構(gòu)對(duì)稱的質(zhì)量剛度矩陣，具有收斂快、處理大自由度、允許有質(zhì)量較差的實(shí)體單元等優(yōu)點(diǎn)。提取6 階頻率，各階頻率值如表2 所示。由于路面不平引起的激振頻率一般可取(1～20)Hz，該型號(hào)的攪拌車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況激振頻率為(27.5～32)Hz，最大扭矩轉(zhuǎn)速激振頻率為(60～80)Hz［2］。

由表2 結(jié)果可知:1 階模態(tài)頻率為34.748 Hz，避開(kāi)了路面的激振頻率;2 階模態(tài)頻率為39.025 Hz，在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況頻率范圍之外;4至6 階頻率均高于發(fā)動(dòng)機(jī)最大頻率值80 Hz，并且各階振型平穩(wěn)未有突變發(fā)生。充分證明該副車(chē)架不會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理。各階振型如圖9 至圖14 所示。

4 結(jié)束語(yǔ)

本文運(yùn)用CATIA 軟件對(duì)14 m3混凝土攪拌車(chē)副車(chē)架結(jié)構(gòu)進(jìn)行了三維實(shí)體建模，并導(dǎo)入ANSYSY 進(jìn)行有限元靜力分析，驗(yàn)證得出副車(chē)架結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度、剛度均滿足設(shè)計(jì)要求。并且還對(duì)該結(jié)構(gòu)進(jìn)行了模態(tài)分析，從分析結(jié)果可知副車(chē)架沒(méi)有共振現(xiàn)象產(chǎn)生，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理。為后續(xù)的拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)，改進(jìn)副車(chē)架結(jié)構(gòu)奠定了基礎(chǔ)。

表2 副車(chē)架的各階頻率Table 2 Various phases frequencies of sub frame

圖9 副車(chē)架第1 階振型Figure 9 1st phase vibration model of sub frame

圖10 副車(chē)架第2 階振型Figure 10 2nd phase vibration model of sub frame

圖11 副車(chē)架第3 階振型Figure 11 Third phase vibration model of sub frame

圖12 副車(chē)架第4 階振型Figure 12 Fourth phase vibration model of sub frame

圖13 副車(chē)架第5 階振型Figure 13 Fifth phase vibration model of sub frame

圖14 副車(chē)架第6 階振型Figure 14 Sixth phase vibration model of sub frame

［1］董志明，潘艷君.混凝土攪拌運(yùn)輸車(chē)副架的受力 分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化［J］.專用汽車(chē)，2008(05):47-49.

［2］夏宇輝.基于有限元法的攪拌車(chē)主副車(chē)架結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)［D］.武漢理工大學(xué)，2011.

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