軟起動(dòng)隔爆箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算【說明書+CAD+UG】
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桂林電子科技大學(xué)
編號：
畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)外文翻譯
（譯文）
院 （系）： 機(jī)電工程學(xué)院
專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
學(xué)生姓名： 伍榮展
學(xué) 號： 1000110131
指導(dǎo)教師單位： 桂林電子科技大學(xué)
姓 名： 高成
職 稱： 助理研究員
2014 年 05 月 26 日
2
利用重型載貨汽車的有限元應(yīng)力分析的初步數(shù)據(jù)預(yù)測其疲勞壽命
Roslan Abd Rahman, Mohd Nasir Tamin, Ojo Kurdi
馬來西亞工程大學(xué)機(jī)械工程系81310 UTM, Skudai,
Johor Bahru
摘 要
本文對一重型貨車底盤做了應(yīng)力分析。應(yīng)力分析能夠確定零件的最大受力點(diǎn)，是分析零部件疲勞研究和壽命預(yù)測的重要手段。前人已有用商用有限元軟件ABAQUS軟件對底盤模型進(jìn)行分析的。本次研究的底盤長12.35米，寬2.45米，材料是ASTM低合金鋼710（3級），屈服極限552MPa，抗拉強(qiáng)度620MPa。分析結(jié)果顯示，最大應(yīng)力點(diǎn)出現(xiàn)在底盤與螺栓連接的空缺處，最大應(yīng)力為386.9MPa，底盤的疲勞破壞將會(huì)從最大應(yīng)力點(diǎn)開始向車架各部位蔓延。
關(guān)鍵字：應(yīng)力分析；疲勞壽命預(yù)測；貨車底盤
1 簡介
在馬來西亞，很多貨車的車架壽命都有20多年，20多年架就會(huì)有使用安全的問題。因此，為了確保底盤在工作期間的安全性能，就有必要對底盤作疲勞研究和壽命預(yù)測。利用有限元法作應(yīng)力分析能夠確定受最大應(yīng)力的關(guān)鍵點(diǎn)，這個(gè)關(guān)鍵點(diǎn)是導(dǎo)致底盤疲勞損傷的因素之一。應(yīng)力的大小能夠預(yù)測底盤的壽命，所以可以根據(jù)應(yīng)力分析的結(jié)果精確地預(yù)測底盤的壽命，應(yīng)力分析越精確，底盤壽命預(yù)測的越合理。本文是用商用有限元軟件ABAQUS軟件完成底盤應(yīng)力分析的。
汽車工業(yè)（汽車總成及各部件）在馬來西亞的工業(yè)中占據(jù)非常重要的地位。隨著東盟自由貿(mào)易區(qū)的貿(mào)易自由化發(fā)展，當(dāng)?shù)氐钠囍圃焐毯凸?yīng)商應(yīng)該順應(yīng)汽車及其零部件的世界級標(biāo)準(zhǔn)要求，比如噪聲和振動(dòng)就有相應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)。馬來西亞的汽車工業(yè)主要是依賴于國外的技術(shù)，而底盤是實(shí)現(xiàn)汽車輕量化的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)，所以底盤大多從國外進(jìn)口。為了改變這種趨勢，有必要建立發(fā)展馬來西亞自己的底盤設(shè)計(jì)產(chǎn)業(yè)，這是對底盤進(jìn)行研究的目標(biāo)。
底盤車架是汽車的裝配基體和承載基體，支承著汽車的各個(gè)總成及零部件，如車軸，懸架系統(tǒng)，傳動(dòng)系，駕駛室及拖掛部件等，并將它們整合成一部完整的汽車。貨車的底盤經(jīng)常受到靜載荷，動(dòng)載荷以及周期性載荷。靜載荷主要是車廂質(zhì)量、貨物及乘客，底盤的動(dòng)載荷是由于貨車的運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的，而發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)和路面的不平整將會(huì)產(chǎn)生周期載荷?，F(xiàn)有的底盤設(shè)計(jì)通常是基于靜載荷的分析，設(shè)計(jì)的重點(diǎn)是底盤的強(qiáng)度結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，以支承施加在底盤上的載荷。然而貨車底盤的受力復(fù)雜，包括靜載、動(dòng)載和疲勞破壞方面。據(jù)估計(jì)，85%到90%的貨車底盤的結(jié)構(gòu)破壞是由疲勞破壞引起的[1]。因此，貨車底盤的動(dòng)態(tài)和疲勞分析是很重要的。為了獲得底盤的動(dòng)態(tài)和疲勞工況的情況，就要確定各個(gè)零部件，如發(fā)動(dòng)機(jī)、懸架、變速器等的支承點(diǎn)，并對其優(yōu)化。
許多研究人員都曾研究過貨車底盤。Karaoglu and Kuralay曾用鉚接的連接方式對底盤所有限元應(yīng)力分析[2]。研究數(shù)據(jù)表明，局部增大縱梁的厚度可以減小邊梁的應(yīng)力，如果不能增大變量的厚度，增加接觸面的面積也可以減小應(yīng)力。Fermer et al用高級疲勞分析軟件MSC/Fatigue軟件對沃爾沃雙燃料車S10做了疲勞壽命分析[3]，Conle and Chu對復(fù)雜的底盤結(jié)構(gòu)的疲勞分析和局部的應(yīng)力應(yīng)變分布做了研究[4]，F(xiàn)erreira et al研究了汽車零部件耐久性的結(jié)構(gòu)優(yōu)化問題[5]，F(xiàn)ermér and Svensson研究了工業(yè)上焊接的汽車結(jié)構(gòu)的鐵基壽命預(yù)測問題[6]。
Filho et.al.考慮到小規(guī)模生產(chǎn)的經(jīng)濟(jì)可行性，結(jié)合適當(dāng)?shù)膭?dòng)載荷和結(jié)構(gòu)特性對一越野車底盤做了設(shè)計(jì)分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)[7]。研究表明，增大底盤的抗扭剛度，維持車架重心位置不變可以用來優(yōu)化越野車結(jié)構(gòu)，這樣，底盤車架結(jié)構(gòu)的總質(zhì)量得到優(yōu)化，結(jié)構(gòu)也跟簡單，生產(chǎn)成本也少了。Cosme et al利用計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)和工程軟件代碼Pro/E,ADAMS and ANSYS模擬了改變設(shè)計(jì)對貨車車架的影響[8]。
Chiewanichakorn et al用試驗(yàn)得到的有限元模型，將已破壞的混凝土橋面替換為FRP鋼板，分析了桁架橋[9]。結(jié)果數(shù)據(jù)表明，修復(fù)過后，橋的疲勞壽命是修復(fù)前鋼筋混凝土橋面的兩倍，在貨車交通研究數(shù)據(jù)的基礎(chǔ)上，橋面載荷及ERP鋼板系統(tǒng)的應(yīng)力范圍在無限疲勞壽命范圍中，即在其使用期間不會(huì)有桁架和地板系統(tǒng)的疲勞破壞現(xiàn)象。
Ye 和Moan已經(jīng)用有限元分析法分析了鋁制框加強(qiáng)筋的車架靜態(tài)和疲勞特性[10]，改變車架切割形狀和相應(yīng)的焊接過程，同時(shí)得到足夠的疲勞強(qiáng)度，這樣就能夠減小制造成本，并且解決連接問題。利用鐵的疲勞可以確定可能產(chǎn)生疲勞裂紋的關(guān)鍵點(diǎn)，并能預(yù)測門鉸鏈系統(tǒng)的壽命[11]。
本次研究中，對重型載貨汽車施加靜載荷，對其做應(yīng)力分析，確定產(chǎn)生疲勞裂紋的危險(xiǎn)點(diǎn)位置，以此作為該車架的疲勞壽命預(yù)測的備用數(shù)據(jù)。
2 貨車車架的有限元分析
2.1 有限元法基本概念
有限元分析法是一種計(jì)算機(jī)輔助技術(shù)，用來獲得工程中邊值問題的近似解。簡言之，邊值問題是一個(gè)數(shù)學(xué)問題，其中一個(gè)或是多個(gè)應(yīng)變量必須要滿足一個(gè)自變量范圍已知的微分方程，還要滿足特定的邊界條件[12]。
有限元法的通俗解釋是將一個(gè)結(jié)構(gòu)離散成無數(shù)個(gè)單元（結(jié)構(gòu)碎片），用簡單的方法描述每個(gè)單元，然后用節(jié)點(diǎn)加各個(gè)單元重新連接起來，就像這些點(diǎn)是針腳或者點(diǎn)滴粘貼在一起形成各個(gè)單元（如圖1所示）。這樣就會(huì)產(chǎn)生一系列的同步代數(shù)方程。在分析應(yīng)力時(shí)，這些方程式是節(jié)點(diǎn)的平衡方程，這樣就會(huì)有數(shù)百甚至數(shù)千個(gè)這種方程，那么電腦的硬件要求就較高[13]。
圖1 二維輪齒的網(wǎng)格，所有的節(jié)點(diǎn)和單元都在紙平面內(nèi)
2.2 有限元法一般步驟
有限元法可以分析一些物理問題，包括結(jié)構(gòu)分析、流體分析、熱傳遞和其他問題，分析這些問題有些通用的步驟，這些步驟通常包括一些商用有限元分析軟件。主要有三大步驟，即前處理模塊、求解模塊和后處理模塊。前處理模塊要建立模型，這是必要的，如果發(fā)生了錯(cuò)誤，就不會(huì)有完美的計(jì)算機(jī)有限元求解結(jié)果。這一步驟包括：定義問題的幾何域，所需的單元類型，單元的材料屬性，單元的幾何性質(zhì)（長度、面積等等），單元的連通性（網(wǎng)格劃分），物理約束（邊界條件）和加載。
接下來就是求解，在這一步驟中，以矩陣方式列出的控制代數(shù)方程和未知的主變量是合成的，用計(jì)算結(jié)果回帶求得其他派生變量，如反應(yīng)力，單元應(yīng)力和熱流量。這一步驟要進(jìn)行矩陣計(jì)算，數(shù)值積分，方程求解，這些都是由軟件自動(dòng)解決的。
最后是后處理模塊，對結(jié)果進(jìn)行分析和評估。在這一部中，可以完成的操作包括按單元應(yīng)力的大小分類，檢查平衡，計(jì)算安全因素，繪制結(jié)構(gòu)的變形形狀，以動(dòng)畫的形式顯示模型，以不同的顏色顯示溫度的分布。大型軟件都會(huì)有一個(gè)前處理模塊和后處理模塊來完成分析，這兩個(gè)模塊都可以和其他的軟件相同。前期處理和后期處理根據(jù)不同的項(xiàng)目會(huì)有各自的程序。
2.3 貨車的定義和分類
貨車是一種重型機(jī)動(dòng)車輛，是用來承載貨物的。貨車的另一種定義是用來牽引的激動(dòng)車輛。對貨車的其他定義將根據(jù)貨車的類型變化，例如自動(dòng)傾卸卡車的貨物可以作清空處理，車前端的平臺末端就可以有空氣作用被升起，此時(shí)載荷通過重力施加。
房車或拖車有兩種分類，一種是根據(jù)重量分類，由美國政府定的從1級到8級，如表1和表2所示；第二種是更為廣泛的分類：輕型載重汽車；中型載重汽車和重型載重汽車。表1 貨車分類及等級
重量等級
最小總質(zhì)量額定值/磅
最大總質(zhì)量額定值/磅
VIUS分類
一般分類
1級
6000
輕型
輕型
2級
6001
10000
輕型
輕型
3級
10001
14000
中型
輕型
4級
14001
16000
中型
中型
5級
16001
19500
中型
中型
6級
19501
26000
輕型-重型
中型
7級
26001
33000
重型-重型
重型
8級
33001
重型-重型
重型
表2 制造商的貨車分類
分類
等級
總質(zhì)量額定值
參考車型
輕型
1
0-27kN（0-6000磅）
卡車，救護(hù)車，運(yùn)鈔車
2
27-45 kN（6001-10000磅）
3
45-62 kN（10001-14000磅）
中型
4
62-71 kN（14001-16000磅）
市運(yùn)貨車，飲料運(yùn)貨車，拖吊車，校車
5
71-87 kN（16001-19500磅）
6
87-116 kN（19501-26000磅）
7
116-147 kN（26001-33000磅）
重型
8
147 kN及以上（33000磅及以上）
卡車拖拉機(jī)，水泥攪拌車，自動(dòng)傾卸卡車，消防車，城市公交客車
注：總質(zhì)量額定值：制造商指定的質(zhì)量作為一輛車的最大裝載質(zhì)量（貨車加貨物）。
2.4 貨車車架模型
該模型如圖2所示。模型長12.35m，寬2,45m，材料為ASTM低合金鋼710（3級），屈服極限552MPa，抗拉強(qiáng)度620MPa。車架的其他屬性見表3。
表3 貨車車架的材料屬性
彈性模量E(Pa)
密度ρ（kg/m3）
泊松比
屈服極限（MPa）
抗拉強(qiáng)度（MPa）
207×109
7800
0.3
550
620
圖2 貨車底盤模型
2.5 加載
貨車模型承受來自車身和貨物的靜載荷，該車的最大裝載質(zhì)量為36000kg，假設(shè)由最大載質(zhì)量求得一個(gè)總的壓力，將這個(gè)壓力平均的分配到貨物和底盤上表面的接觸面上，具體的加載如圖3所示，底盤上表面的壓強(qiáng)為67564.6N/m2 。
圖3 靜載荷（壓強(qiáng)為67564.6N/m2）
2.6邊界條件
本模型有3個(gè)邊界條件。第一個(gè)施加在底盤前端，第二和第三個(gè)邊界條件在底盤的后端，如圖4所示。第一個(gè)邊界條件是固定的（約束有軸的平移自由度，釋放所有軸的旋轉(zhuǎn)自由度），底盤與駕駛室的接觸條件如圖5（a）所示。車架與車軸間由彈簧連接，將貨物和底盤的重量傳遞到車軸上，所以第二個(gè)邊界條件施加在底盤與彈簧上端連接的地方。
第二個(gè)邊界條件如圖5所示，平移自由度只約束在軸2上，所有軸的旋轉(zhuǎn)自由度都釋放。第三個(gè)邊界條件施加在底盤孔的內(nèi)表面和螺栓的外表面的接觸面處，在ABAQUS軟件中，這種接觸是相互作用的，本文中的相互作用是面與面之間的摩擦作用。此時(shí)，螺栓所在的軸的平移自由度和旋轉(zhuǎn)自由度都為零，稱為固定約束。假定螺栓都是剛性元件，故螺栓選用楊氏模量很高的材料。
圖4 模型的約束
圖5 實(shí)物的約束
注：a——第一個(gè)邊界條件，b、c——第二個(gè)邊界條件，d——第三個(gè)邊界條件
3 分析結(jié)果及討論
在等效應(yīng)力云圖中，最大應(yīng)力點(diǎn)在底盤開孔的地方，即與螺栓接觸的地方，如圖6所示，最大應(yīng)力為386.9MPa，最大應(yīng)力點(diǎn)在86104單元和16045節(jié)點(diǎn)上。底盤開孔處的內(nèi)表面與非常堅(jiān)硬的螺栓接觸。第三個(gè)邊界條件也是固定約束，因此會(huì)產(chǎn)生一個(gè)很大的應(yīng)力。基于靜態(tài)安全系數(shù)理論，取安全系數(shù)為1.43，由安全系數(shù)公式得：
安全系數(shù)=極限應(yīng)力/許用應(yīng)力 （1）
圖6 等效應(yīng)力云圖及最大應(yīng)力點(diǎn)
Vidosic建議根據(jù)結(jié)構(gòu)的載荷和材料選取一些安全系數(shù)，對于一些常用的材料，當(dāng)載荷很容易確定時(shí)，安全系數(shù)可以取1.5到2?；诜治鼋Y(jié)果，為了得到底盤精確的安全系數(shù)值，有必要減小最大應(yīng)力值，因此對底盤結(jié)構(gòu)進(jìn)行修改以提高安全系數(shù)，尤其是在臨界點(diǎn)區(qū)。
底盤的位移和最大位移點(diǎn)如圖7所示，最大位移為4.995mm，位于底盤中部，最大的偏轉(zhuǎn)在第一個(gè)邊界條件和第二個(gè)邊界條件的中部。
為了驗(yàn)證分析結(jié)果，最大應(yīng)力發(fā)生在第一個(gè)邊界條件和第二個(gè)邊界條件之間，這一部分可以近似的簡化為一維的簡支梁結(jié)構(gòu)，在其中點(diǎn)施加集中力載荷，用施加在中點(diǎn)的集中力代替均勻分布在梁上的壓力，這一力的大小等于壓強(qiáng)的大小乘以受到壓力的所有面的面積，求得結(jié)果與分析結(jié)果近似。計(jì)算求得的結(jié)果表明，這個(gè)簡支梁的應(yīng)變點(diǎn)在梁的中部，大小為：
(2)
圖7 應(yīng)變分布云圖及最大應(yīng)變點(diǎn)位置
模擬結(jié)果的最大應(yīng)變值為4.99mm，比數(shù)值分析計(jì)算結(jié)果大11.2%。
4 結(jié)論
從數(shù)值分析可以看出，應(yīng)力關(guān)鍵點(diǎn)出現(xiàn)在與螺栓連接的底盤孔處，最大應(yīng)力值是很重要的，因?yàn)榘踩禂?shù)低于推薦值。由于疲勞破壞是從最大應(yīng)力點(diǎn)開始的，可以斷定，這一關(guān)鍵點(diǎn)是一些破壞的起源。因此，要注意減少這一點(diǎn)上的應(yīng)力值，這是很重要的。分析得到的最大撓度的位置與受均布載荷的簡支梁的最大變形位置一致。
參考文獻(xiàn)
[1] MSC. Fatigue, 2003. [Encyclopedia]. Los Angeles (CA, USA): MacNeal,Schwendler Corporation.
[2] Karaoglu, C. and Kuralay, N.S., 2000. Stress Analysis of a Truck Chassis with Riveted Joints, Elsevier Science Publishers B.V. Amsterdam, the Netherlands,Vol. 38, 1115-1130.
[3] Fermer, M., McInally, G. and Sandin, G., 1999. Fatigue Life Analysis of Volvo S80 Bi-Fuel using MSC/Fatigue, Worldwide MSC Automotive Conference, Germany.
[4] Conle, F.A. and Chu, C.C., 1997. Fatigue Analysis and the Local Stress-strain Approach in Complex Vehicular Structures, International Journal of Fatigue.
[5] Ferreira, W.G., Martins, F., Kameoka, S., Salloum, A.S. and Kaeya, J.T.,2003. Structural Optimization of Automotive Components Applied to Durability Problems, SAE Technical Papers.
[6] Fermér, M. and Svensson, H., 2001. Industrial Experiences of FE-based Fatigue Life Predictions of Welded Automotive Structures, Fatigue & Fracture of Engineering Materials and Structures 24 (7), 2001, 489-500.
[7] Filho, R.R.P., Rezende, J.C.C., Leal, M. de F., Borges, J.A.F., 2003. Automotive Frame Optimization, 12th International Mobility
[8] Cosme, C., Ghasemi, A. and Gandevia, J., 1999. Application of Computer Aided Engineering in the Design of Heavy–Duty Truck Frames, International Truck & Bus Meeting & Exposition, Detroit, Michigan, November 15 – 17.
[9] Chiewanichakorn, M., Aref, A.J., Allampalli, S., 2007. Dynamic and Fatigue Response of a Truss Bridge with Fiber Reinforced Polymer Deck, International Journal of Fatigue, 29, 1475–1489.
[10] Ye, N. and Moan, T., 2007. Static and Fatigue Analysis of Three Types of Aluminium Box-Stiffener/Web Frame Connections, International Journal of Fatigue, 29, 1426–1433.
[11] Bekah, S., 2004. Fatigue Life Prediction in a Door Hinge System Under Uni- Axial and Multiaxial Loading Condition, Master Thesis, Ryerson University, Toronto, Ontario, Canada.
[12] Hutton, David, V., 2004. Fundamental of Finite Element Analysis, Mc Graw Hill, New York.
[13] Cook, Robert, D., 1995. Finite Element Modeling for Stress Analysis, John Willey & Sons, Inc, New York.
[14] Juvinall, R.C. and Marshek, K.M., 2006. Fundamental Machine Component Design, John Willey & Son, Inc., USA.
[15] Vidosic, J.P., 1957. Machine Design Project, Ronald Press, New York.
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