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    基于有限元法的搖枕強度計算及結(jié)構(gòu)改進

    2015-04-25 03:31:38楊志明蔣全強張艷兵劉瑩
    鞍鋼技術(shù) 2015年2期
    關(guān)鍵詞:交界處轉(zhuǎn)向架幅值

    楊志明,蔣全強 ,張艷兵 ,劉瑩

    (1.鞍鋼股份有限公司技術(shù)改造部,遼寧 鞍山 114021;2.遼寧科技大學(xué)機械與自動化學(xué)院,遼寧 鞍山114051)

    搖枕是連接車輛車體和轉(zhuǎn)向架的連接裝置,是轉(zhuǎn)向架的重要組成部分[1]。搖枕運行時的工況比較惡劣,在運行過程中容易出現(xiàn)裂紋甚至斷裂,進而造成較大危險及損失[2]。相關(guān)數(shù)據(jù)顯示,搖枕是轉(zhuǎn)向架中可靠性最差的零部件[3-4]。隨著重載鐵水車的發(fā)展,保證搖枕的安全至關(guān)重要,故對搖枕強度進行研究具有重要意義。

    本文以彈簧元的形式考慮了搖枕兩側(cè)彈簧的支撐作用,在此基礎(chǔ)上建立了搖枕的三維有限元模型,對其進行了應(yīng)力分析。結(jié)合應(yīng)力分析結(jié)果,對搖枕局部進行了結(jié)構(gòu)改進,通過對改進前后的應(yīng)力分布結(jié)果進行對比,證明改進效果比較明顯。

    1 搖枕應(yīng)力場的有限元分析

    搖枕應(yīng)力場有限元分析分為模型建立和邊界條件處理等幾個步驟。

    1.1 實體模型的建立

    根據(jù)實際尺寸,利用Solidworks軟件,建立了搖枕的三維模型,如圖1所示。

    1.2 材料屬性和彈簧剛度的確定

    1.2.1 材料屬性

    搖枕主體材料選擇為鑄造碳鋼,相關(guān)參數(shù)[5]如表1所示。

    表1 材料參數(shù)

    1.2.2 彈簧的剛度計算

    根據(jù)彈簧剛度計算公式[6]:

    式中,kF為彈簧剛度,N/mm;G 為切變模量,MPa;d為彈簧絲直徑,mm;D為彈簧中徑,mm;n為彈簧的有效圈數(shù)。

    搖枕兩側(cè)實際彈簧布置為:共計24根彈簧,12個彈簧安置點,每個安置點各有兩根彈簧,以并聯(lián)方式安置。根據(jù)并聯(lián)彈簧剛度計算原則,將兩根彈簧剛度疊加等效為一根彈簧。經(jīng)計算,彈簧剛度取值為kF=1 000 N/mm。

    1.3 分析模型的建立

    根據(jù)搖枕模型具有對稱性,以及考慮其最大受力為受垂向載荷作用[7],垂向載荷在搖枕上具有對稱性,為了簡化計算,取搖枕的二分之一模型進行計算。并根據(jù)實際受力情況,對搖枕的局部進行了簡化,簡化后的分析模型如圖2所示。有限元模型采用Solid45實體單元和COMBIN14彈簧—阻尼單元聯(lián)合使用,共計建立6個彈簧單元。網(wǎng)格劃分采用自由網(wǎng)格劃分,控制單元的邊長為0.015 m,共計劃分單元155 070個單元。

    1.4 載荷施加

    根據(jù)相關(guān)文獻及資料顯示,搖枕最大應(yīng)力是在受垂向載荷作用時發(fā)生的[7],故本文對搖枕的受力情況進行分析時,只考慮其受垂向載荷。

    垂向載荷工況:搖枕兩端通過彈簧支撐,彈簧下端施加全約束;垂直方向作用力F按實際的受力狀態(tài)將其以面載荷P的形式均勻的作用在心盤安裝面上,其中F值為一個轉(zhuǎn)向架承受的垂向靜載荷,其值等于轉(zhuǎn)向架軸重與軸數(shù)的乘積減去轉(zhuǎn)向架的自重[8],并在其對稱面施加對稱載荷。

    式中,F(xiàn)為一個轉(zhuǎn)向架承受的總載荷,N;G為軸重,t,G=55.63 t;H 為一個轉(zhuǎn)向架重量,t,H=6.8535 t;g為重力加速度。

    經(jīng)計算可得:

    根據(jù)公式:

    式中,P為加在心盤上的壓力值,MPa;S為心盤面積。

    1.5 結(jié)果分析

    通過ANSYS軟件,對搖枕二分之一模型進行了靜力分析,其應(yīng)力分布如圖3所示。

    從圖3看出,搖枕的最大應(yīng)力為199 MPa,小于其屈服極限248 MPa。搖枕的最大應(yīng)力出現(xiàn)在心盤座與搖枕交界處附近,且此處存在較大應(yīng)力突變。為了更好的觀察搖枕受力情況,做路徑圖,路徑應(yīng)力曲線如圖4所示。

    圖4顯示,在心盤座與搖枕交界處附近,應(yīng)力發(fā)生了較大的突變,突變幅值在80 MPa左右,這種受力狀態(tài)很容易引起此處發(fā)生疲勞損壞,造成較大的危險及損失,故需對此處進行結(jié)構(gòu)改進,降低其應(yīng)力值及應(yīng)力突變。

    2 結(jié)構(gòu)改進

    針對心盤座與搖枕交界處出現(xiàn)的較大應(yīng)力突變現(xiàn)象,對其進行結(jié)構(gòu)改進,在此處增加半徑為25 mm的圓倒角,結(jié)構(gòu)改進后的模型如圖5所示。通過ANSYS軟件對改進后的模型進行應(yīng)力計算,其應(yīng)力如圖6所示。

    從圖6可以看出,改進后模型最大應(yīng)力值為170 MPa,比原模型應(yīng)力值199 MPa降低14.6%。最大應(yīng)力值出現(xiàn)在漏沙口附近。為了更好的觀察搖枕受力情況,選取與圖3相同的路徑,做路徑圖曲線如圖7所示。

    從圖7可以看出,改進后心盤座與搖枕交界處的應(yīng)力突變幅度較原模型明顯減少,突變幅值約為40 MPa,且突變處最大應(yīng)力值減小為144 MPa,較原模型突變處最大應(yīng)力值165 MPa降低了12.7%。證明改進是有效的。改進后的模型已應(yīng)用于實際工作中,應(yīng)用效果良好。

    3 結(jié)語

    (1)搖枕靜力強度計算結(jié)果表明,其應(yīng)力分布在1~199 MPa,小于材料的屈服極限248 MPa。通過路徑圖發(fā)現(xiàn),心盤座與搖枕交界處應(yīng)力突變幅值為80 MPa,易引起材料疲勞損壞。

    (2)對搖枕進行了結(jié)構(gòu)改進,在心盤座與搖枕交界處增加半徑為25 mm的圓倒角,并用ANSYS軟件對改進后的模型進行了應(yīng)力計算。通過計算發(fā)現(xiàn),改進后的模型應(yīng)力分布為1~170 MPa,較原模型降低了14.6%;改進后的模型突變幅值由原來80 MPa降為40 MPa,較原模型降低50%,證明改進是有效的。

    [1] 夏祥春.基于有限元法的搖枕疲勞強度分析[J].裝備制造技術(shù),2012 (7):17-19.

    [2]王丹丹,謝基龍,王斌杰.基于實測載荷譜的轉(zhuǎn)K6轉(zhuǎn)向架搖枕的疲勞壽命仿真分析[J].鐵道機車車輛,2008(2):23-25.

    [3] 施治才,侯衛(wèi)星.貨車轉(zhuǎn)向架疲勞強度規(guī)范[M].青島:鐵道部四方車輛研究所,1989.

    [4] T.Ghidini,C.Dalle Donne.Fatigue life predictions using fracture mechanics methods [J].Engineering Fracture Mechanics,2008(11):1-15.

    [5] SCHIJVE J.Fatigue of structures and materials in the 20th Century and the state of the art [J].International Journal of Fatigue,2003(25):679-702.

    [6] 濮良貴,紀(jì)名剛.機械設(shè)計[M].北京:高等教育出版社,2006:397-398.

    [7] 姜建東.轉(zhuǎn)向架搖枕強度的計算及結(jié)構(gòu)優(yōu)化[J].機車車輛工藝,2006(3):4-6.

    [8]廖永亮,卜繼玲,傅茂海.重載貨車轉(zhuǎn)向架搖枕有限元分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化[J].鐵道機車車輛,2008(5): 28-31.

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