基于ANSYS的貨物支撐裝置應(yīng)力接觸分析

韓金剛 楊詩衛(wèi) 楊艷萍 王愛民

(中車眉山車輛有限公司產(chǎn)品開發(fā)部 四川 眉山 620010)

基于ANSYS的貨物支撐裝置應(yīng)力接觸分析

韓金剛 楊詩衛(wèi) 楊艷萍 王愛民

(中車眉山車輛有限公司產(chǎn)品開發(fā)部 四川 眉山 620010)

采用ANSYS軟件對一種棚車用貨物支撐裝置進(jìn)行了應(yīng)力接觸分析，分析結(jié)果表明，該結(jié)構(gòu)強(qiáng)度儲備不夠充足，還需進(jìn)一步進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。

貨物支撐裝置；接觸分析；ANSYS；應(yīng)力

在實際工程中，許多結(jié)構(gòu)表現(xiàn)出一種與狀態(tài)相關(guān)的非線性行為，接觸問題就是其中的一種[1]。當(dāng)2個分離的表面相互碰觸并互切時，就稱它們處于接觸狀態(tài)[2]。鐵路貨車零部件承載中具有大量的接觸問題，如車體上心盤與轉(zhuǎn)向架下心盤間的接觸、貨物支撐裝置間的接觸等。ANSYS軟件可以通過建立在接觸面上的接觸單元與接觸物體連接，建立接觸系統(tǒng)整體平衡方程，較好地解決接觸問題。ANSYS支持3種接觸方式，即點-點，點-面，面-面，每種接觸方式使用不同的接觸單元，并適用于某一特定類型的接觸問題。本文采用ANSYS 12.1 分析某型棚車用貨物支撐裝置的應(yīng)力，以了解該裝置的運(yùn)用可靠性，解決運(yùn)用中存在的問題。

1 結(jié)構(gòu)概述

貨物支撐裝置由托盤座和底座組成(見圖1)。托盤座由型鋼和板材組焊而成，底座由5 mm厚的鋼板制成。托盤座與底座通過托盤座上的掛鉤掛于底座的開孔處(兩者配合時存在4 mm的間隙)，貨物置于托盤座上，垂向載荷通過托盤座與底座間的彈性接觸進(jìn)行傳遞。實際運(yùn)用過程中，底座或托盤座時常發(fā)生撕裂，如圖2所示，該結(jié)構(gòu)存在較大的運(yùn)用安全隱患，因此有必要對結(jié)構(gòu)進(jìn)行可靠性研究與分析。

圖1 貨物支撐裝置幾何模型

圖2 實際運(yùn)用狀態(tài)

2 結(jié)構(gòu)理論受力分析

結(jié)構(gòu)的理論受力分析如圖3所示，由于底座與托盤存在4 mm的裝配間隙，在托盤座受垂向載荷作用時，托盤座會繞車體發(fā)生橫向轉(zhuǎn)動，從而使面-面接觸轉(zhuǎn)變?yōu)榫€-面接觸，這樣就極易在底座與托盤座接觸處產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，削弱結(jié)構(gòu)強(qiáng)度儲備的同時，也存在破壞結(jié)構(gòu)的極大可能。

圖3 結(jié)構(gòu)受力分析

3 建立分析模型

3.1 分析假設(shè)

(1)由于結(jié)構(gòu)變形范圍較小，且許用應(yīng)力均小于材料屈服極限，故分析基于線彈性模型進(jìn)行。

(2)對于托盤座與底座的連接關(guān)系，認(rèn)為二者是彈性接觸關(guān)系，所有的變形與載荷通過二者間的接觸面?zhèn)鬟f。

(3)托盤和貨物的質(zhì)量集中于托盤的幾何中心，通過固定接觸連接形式將變形和載荷傳遞給托盤座等部件。

(4)采用輔助結(jié)構(gòu)模擬貨物支撐裝置與端側(cè)墻、底架等其他部件的柔性連接。

3.2 有限元模型的建立及接觸對定義

有限元分析模型采用空間笛卡爾坐標(biāo)系。該坐標(biāo)系中，X軸指向車輛運(yùn)行前方，Y軸與線路方向相垂直，Z軸垂直于軌道平面，其正方向為豎直向上。坐標(biāo)系XOY平面位于模型下端面上，原點為模型對稱中心，幾何模型如圖1所示。

因輔助結(jié)構(gòu)為組焊結(jié)構(gòu)，故采用4節(jié)點的殼單元Shell 63進(jìn)行離散，底座和托盤座采用8節(jié)點的實體單元Solid 45進(jìn)行離散；底座與托盤座間通過彈性體接觸模擬(二者的相對摩擦因數(shù)取0.3)，接觸單元定義在托盤座上；利用Mass 21質(zhì)量單元模擬托盤和貨物，與托盤座通過Beam 188梁單元和MPC多點接觸算法連接。離散時盡可能采用四邊形或六面體單元，個別過渡區(qū)域采用了三角形或四面體單元。除托盤座之外的4個承載點通過直接在梁單元端點施加垂向約束的方式模擬，在輔助結(jié)構(gòu)底部施加全約束。

結(jié)構(gòu)有限元模型(見圖4)共有308 196個節(jié)點，87 354個Shell 63單元，157 252個Solid 45單元，2個Mass 21單元和4個Beam 188單元。

圖4 結(jié)構(gòu)有限元離散模型

3.3 計算載荷與載荷工況

根據(jù)結(jié)構(gòu)的實際受力情況，貨物承載裝置的應(yīng)力分布主要受裝載貨物垂向載荷的影響。為使分析結(jié)果更為準(zhǔn)確，載荷的選取參照了AS 7520.2標(biāo)準(zhǔn)和車輛實際運(yùn)用狀態(tài)，取正常運(yùn)用垂向載荷(4個托盤座總承載2.25 t)和超常運(yùn)用垂向載荷(4個托盤座總承載4 t)。此外，考慮AS 7520.2標(biāo)準(zhǔn)指明的運(yùn)行振動影響，以及托盤座、底座和裝載貨物受到的力與重力方向一致，分析時垂向取0.3g的動態(tài)載荷。按照貨物的裝載位置(見圖5)，分別從第1行孔至第6行孔，設(shè)有6個工況(工況序號與裝載位置序號一致，即工況1載荷施加于第1行孔處)，每個工況均有正常載荷和超常載荷作用，其中正常載荷大小為“4個托盤座共承載2.25 t”，超常載荷大小為“4個托盤座共承載4 t”。

圖5 裝載位置

4 計算結(jié)果與評定

經(jīng)過13次非線性迭代計算后，模型收斂。在正常和超常垂向載荷的作用下，結(jié)構(gòu)在各個計算工況的載荷作用下，托盤座與底座的最大應(yīng)力節(jié)點分布如表1所示。

在正常載荷作用下，底座的最大節(jié)點應(yīng)力為451.795 MPa～484.075 MPa，均超出了材質(zhì)的許用應(yīng)力(440 MPa)和屈服極限(450 MPa)，托盤座的最大節(jié)點應(yīng)力均小于材料的許用應(yīng)力(440 MPa)；在超常垂向載荷的作用下，底座的最大節(jié)點應(yīng)力為818.563 MPa～877.44 MPa，均已超出了材質(zhì)的抗拉極限(550 MPa)；托盤座的最大節(jié)點應(yīng)力為520.163 MPa～564.697 MPa，均已超出了材質(zhì)的屈服極限(450 MPa)和抗拉極限(550 MPa)。托盤座最大應(yīng)力如圖6和圖7所示，底座最大應(yīng)力如圖8和圖9所示。

表1 結(jié)構(gòu)最大計算應(yīng)力

圖6 第4行孔處托盤座應(yīng)力應(yīng)力云圖(正常載荷)

圖7 第4行孔處托盤座應(yīng)力云圖(超常載荷)

圖8 第2行孔處底座應(yīng)力云圖(正常載荷)

圖9 第2行孔處底座應(yīng)力云圖(超常載荷)

由圖6～圖9可知，結(jié)構(gòu)在承載過程中底座和托盤座接觸處均產(chǎn)生了較嚴(yán)重的應(yīng)力集中現(xiàn)象，這與理論分析一致。由此可知，底座和托盤座配合承載時，結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度儲備不足，在運(yùn)用過程中極易被破壞，此貨物承載裝置應(yīng)進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計。

5 結(jié)論

通過上面的分析和仿真計算可知，貨物支撐裝置中由于存在較大的裝配間隙，在運(yùn)用過程中時常出現(xiàn)線-面接觸，觸發(fā)結(jié)構(gòu)受載產(chǎn)生十分明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象，極大地削弱了結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度儲備，仿真分析結(jié)果與運(yùn)用故障的發(fā)生處和結(jié)構(gòu)理論分析都十分吻合。因此，此貨物支撐裝置需進(jìn)行進(jìn)一步的優(yōu)化設(shè)計，以達(dá)到減小裝配間隙、保證運(yùn)用中托盤座與底座時刻保持面-面接觸的目的。

[1] 劉相新，孟憲頤.ANSYS基礎(chǔ)與應(yīng)用教程[M].北京：科學(xué)出版社，2006.

[2] 王新敏.ANSYS工程結(jié)構(gòu)數(shù)值分析[M].北京：人民交通出版社，2007.□

(編輯：繆 媚)

2095-5251(2016)02-0044-03

2015-01-20

韓金剛(1985-)，男，碩士研究生學(xué)歷，工程師，從事鐵路貨車結(jié)構(gòu)設(shè)計及仿真研究工作。

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