半掛油罐車結構有限元分析及半掛車車架優(yōu)化設計

1、L螻量垃2女:單位代碼地塹L學號:唑竺里竺,侖肥工學火警Hefei University of Technology 碩士學位論文MASTER DISSERTATl0N論文題目:半掛油罐車結構有限元分析丑學位類別半掛車車架優(yōu)化設計學歷碩士學科專業(yè):(工程領域j主塑壬堡作者姓名導師姓名完成時間朱帥锃立軍教授2007年5月 第三章半掛油罐車的結構強度分析研究3.1前言承載式半掛油罐車主要由罐體總成,車架總成,踏板總成,管路總成,支腿總成等部件組成,由于罐體將承擔全部載荷,因此對罐體上的各部件的強度提出了較高的要求,基于這方面的考慮,用有限元分析軟件ANSYS對該車架及罐體組合進行了強度計算和分析【

2、lll,找出了局部應力分布較高的部位,分析了造成這一結果的原因,同時提出了模型的優(yōu)化改進建議,并對改進后的模型分析優(yōu)化,為以后的生產提供了初步的理論依據(jù)。3.2分析模型的建立112】 圖3一I罐車的結構圖3.2.1罐體模型的建立由于油罐車的車身大都由板筋件焊接,在本文所選取的計算分析模型中,其罐體主要有厚度為6mm的罐體和厚度為3mm防浪板焊接而成,車架縱梁主要有工字鋼構成,橫梁主要有U型槽鋼構成,縱橫梁通過焊接構成其車架.在模型的建立過程中忽略一些對強度和模態(tài)分析結果影響不大的機構如罐體托架牌照板扶梯等,在UG軟件中分別建立該車的車架及罐體的板殼模型,模型由板殼構成,相交面之間均打斷,形成各

3、個獨立的片體,各片體沒有實際的厚度,然后將車架及罐體裝配到一塊,建立的模型如圖3.2所示,通過該圖可以看出,當原車的防浪板設計位置與橫梁的布置位置相距較近。 圈3-2車架與油罐的裝配模型圖通過ANSYS與UG之間的通用接口113J,將上圖的模型導入到ANSYS中進行預處理,在建模中首先將模型的各個板殼片體采用GLUE或OVERLAP等命令接合到一起,來模仿實際中的橫縱梁及縱梁上翼板與罐體之間的焊接效果。然后對模型進行ANSYS預處理,由于該模型均為板殼模型,根據(jù)有限元分析的基本理論,單元類型選擇的恰當與否,與計算的精度和速度有著密切關系。綜合考慮罐體的結構和受力特點,本文選取三維4節(jié)點四邊形等

4、參元(ANSYS 中SHELL63單元.SHELL63單元是一個彈性殼單元(Elastic Shell Element,它即可以承受法向載荷,也可承受面內張力載荷。在單元的每個節(jié)點上具有六個自由度,即沿坐標軸的位移自由度u(,uY,uz和繞坐標軸的轉動自由度ROTX:,ROTYROTZ。如圖3.3所示.啦-I翔嘣在單元平柚內'圖3-3￥hell63單元的模型2l縱粱腹板及上下翼板材料為16Mn,其他各部分為Q235,材料特性如下所列;各板的厚度值如表3.1所示.16M.n:彈性模量E=2.1e5Mpa,Q235:彈性模量E=2.06e5Mpa.,泊松比it=0.3。泊松比i.t=0.3

5、,屈服值os.=350Mpa,屈服值os.=235Mpa,抗拉強度Ob=520Mpa.抗拉強度ob-375460Mpa,密度p-7.8e-3g/mm3.密度13=7.8e3g/ram3。表3.I模型結構主要參數(shù)列表罐體防浪罐體縱梁縱粱工字牽引罐體名稱橫粱上下粱加封頭板主體腹板銷板托板翼板強板厚度5364148101010 (Dm按照上表的參數(shù)對模型進行網(wǎng)格劃分,元,36672個節(jié)點,選用等邊三角形單元,劃分后的單元模型共有77149個單劃分的網(wǎng)格模型圖如圖3-4。 圖3-4模型的網(wǎng)格圖3.2.2載荷及約束的添加分析可得靜力情況下該罐車主要受車體自重,貨物重,左右護欄集中力作用。由于多種載荷聯(lián)合

6、作用,所以采取逐步施加載荷的方法,第一個載荷步施加由于罐車自重產生的重力載荷,即在y軸的負方向上施加大小為9.8m/s2的慣性載荷;第二個載荷步施加液體自重壓力,在本文討論中,采用了液體壓強的方法加載,當滿載時液體總重量30T,采用均布載荷方式施加在罐體底面上,根據(jù)液體自重和罐體底面面積算得均布載荷大小O.02Mpa;左右護欄以集中力的方式(F=500N加在罐體護欄的支撐點上.3.2.3邊界條件處理由于不考慮鋼板彈簧的作用,因此作以下約束處理:(1在最后一個懸架的后吊耳處采用全約束;(2在前三個吊耳處約束豎直方向位移(EPy方向位移;(3在罐體前部將牽引銷板的豎直方向位移(即y方向位移約束;(

7、4所有焊縫處采用剛性聯(lián)接模擬;3.3計算仿真結果分析3.3.I原模型的強度分析此種工況下的節(jié)點yon Mises最大應力值和最大位移值及其位置如表3.2和表33所示,最大變形出現(xiàn)在牽引銷兩側的罐體底面上,最大應力出現(xiàn)在最后一個懸掛吊耳的上方的防浪板與縱梁接觸處的縱梁上翼面,該半掛車油罐車在實際使用過程中出現(xiàn)過兩側護攔斷裂,防浪板焊接處的罐體裂開,車架前端與罐體接觸處斷裂等使用問題。該工況下所得最大節(jié)點應力分布如圖3.5所示,整體應力云圖和位移云圖分別見圖3.6和圖3.7。表3-2應力最大點及應力值I工況節(jié)點號最大yon Mises應力值I計算工況2769341Mpa l虱3-s原結構牽引銷處應

8、力云圖 圖3-6原模型靠近防浪板處橫梁和縱粱接合處應力放大圖表33最大變形點及變形值l工況節(jié)點號最大應變值lI計算工況176372.375mm 1虱3-7原結構的變形云圖從以上計算結果可知:在靜載工況下115l,最大von Mises應力值o'=341Mpa,已經(jīng)接近屈服極限es=350Mpa,對整車安全構成威脅,從應力分布云圖可以看出,最大應力點位于最后一個吊耳上方的縱梁上翼板處,由于在吊耳的上方均布置了橫梁,而且從模型圖及受力云圖可以看出,在同一橫梁的上方縱梁上翼板上,靠近防浪板的一邊,均出現(xiàn)了較大的集中應力,分析出現(xiàn)這種現(xiàn)象的原因,從力學的角度講,橫梁與防浪板的距離相對較近時,橫

9、梁阻礙了防浪板縱向的應變,必然導致在防浪板變化方向上產生應力集中;從應力云圖上看,在縱梁最前端,縱梁腹板與上翼板交界處也產生較大應力:同時在牽引銷后的第一橫梁靠近防浪板的一邊也出現(xiàn)了應力集中.3.3.2改進后模型的強度分析從以上分析中可以看出,防浪板的布置與橫梁的布置關系不盡合理,為消除集中應力,我們提出改進建議:將防浪板布置在相鄰兩橫梁的對稱中心處,現(xiàn)我們對修改后的模型做強度分析.在其他條件(各板厚度及載荷約束不變的情況下,我們首先對改進后的模型進行了靜態(tài)分析計算,此時最大應力為149.2Mpa最大應力位于最后一吊耳上方,縱梁上翼板上,最大變形值為2.3ram最大應變位于最后一吊耳上方罐體底

10、面上,得出的應力及應變結果如表3.4及3.5所示:表3-4改進后最大變形點及變形值I工況節(jié)點號最大應變值I計算工況207322.3mm表3-5改進后的最大應力值 圖38改進后的整體應力圖3.9改進后的局部應力放大圖 圖3.10改進后的整體變形圖3.11改進后的局部變形放大圖從以上改進后的分析結構可以看出16J,在原參數(shù)不變的基礎上,防浪板的位置改變以后,應力值明顯降低,最大應力為149Mpa,遠小于屈服極限350Mpa,靜態(tài)安全系數(shù)達到2.35,完全滿足使用及安全要求,而此時最大變形只比原結構增加0.3ram達到2.3mnl,也滿足罐體的使用要求,因此可得出結論,該優(yōu)化改進方法可行.下面對第一

11、次改進后的半掛車進行模擬扭轉工況分析:當路過不平路面時,假設左懸空側第一吊耳.此時取消該吊耳底座處的約束,在吊耳底座處施加向上3.5Mpa的均布壓力來模擬扭轉工況,其它約束及載荷不變,此時的計算結果最大應力211Mpa,分布于在懸空吊耳對應的右側吊耳底座上方的縱梁與下翼板交匯處,最大變形為2.4mm,分布位置與靜載工況相同,應力及變形計算結果云圖如3.12,3.14所示: 圖3.12扭轉應力云圖圖3.13扭轉時最大應力放大圖 圖314扭轉時變形云圖圖315扭轉時最大變形放大圖在此工況下,最大應力及變形均符合動載時要求,動態(tài)安全系數(shù)為產1.67,變形與靜載工況下變形變化不大。當其它吊耳底座懸空按

12、同種方式處理時應力應該均小于此值,因為第一吊耳底座受力比其它幾個均大很多,因此改進后的模型扭轉工況應力值也滿足實用要求.綜合以上兩種工況分析計算結果,可知此改進設計方案完全滿足使用要求,在不增加整車自重條件下,大幅度降低了最大應力值,使整車安全性提高,但是從以上三個分析實例我們不難看出,罐體受力均比較小,而且縱梁只有在牽引銷及懸掛吊耳處受力,因此我們可以在不明顯增加應力應變值的基礎上從減少材料的使用方面著手對半掛油罐車進行輕量化設計。3.4對模型進行結構輕量化設計n,l為實現(xiàn)對該模型的輕量化設計,我們先對罐體進行受力分析,載荷添加方式及大小不變,約束以線約束施加在罐體兩端,罐體及防浪板厚度值不

13、變,最大應力出現(xiàn)在添加約束的罐體兩端,最大值為166Mpa,如圖3.16所示;最大變形出現(xiàn)在罐體縱向對稱面上,最大值為3.0mm,如圖3.17所示。因此我們可以看出對單個罐體進行分析時,其應力變形值也在可接受的范圍內,因此我們可以進一步對半掛油罐車進行結構改進,由以上分析結果可以看出,縱梁的大部分部位受力都不大,因此我們可以試將縱梁取消,只保留懸掛吊耳及牽引銷處的縱梁和橫梁,在其它部位刪除所有的縱梁及橫梁構件。 圖316罐體的應力云圖圖3.17罐體的變形云圖 圖3.18經(jīng)簡化后的模型圖在以上分析的基礎上D”,我們對車架及罐體模型進行改進,改進后的模型如3.18圖,首先我們對新模型進行強度計算,

14、在原數(shù)據(jù)的基礎上的計算結果顯示在最后一個吊耳上方的工字梁上翼面,應力值偏大,超過屈服極限,最大變形為2.3ram,依然符合使用要求,分析這種現(xiàn)象的原因,工字梁腹板及下翼板尺寸偏小,導致強度不夠,因此我們可以在吊耳上方加厚工字梁下翼板厚度,有原來的14ram加厚到24mm,即在吊耳底座處下翼板置lOmm厚的加強板,腹板厚度由原來的8mm加厚至16ram,即相當于在縱梁腹板兩側安裝4mm厚的加強板。下面我們先對改進后的模型進行靜態(tài)仿真計算得出如下結果。此時的最大應力集中在倒數(shù)第二排橫梁即倒數(shù)第二懸掛吊耳處,最大應力為129Mpa,安全系數(shù)達到2.5,滿足靜態(tài)使用要求,其他位置的應力均小予lOOMpa。最大變形發(fā)生在第一排吊耳支撐座兩側的罐體底部,達到2.5ram,具體應力及變形如圖3.19和3.2l所示: 圖3.19優(yōu)化后的整體應力云圖圖3-20最大應力點放大圖 圖3-21整體變形云圖圈3-22局部最大變形點放大云圖在以上靜態(tài)分析的基礎上,下面我們就其進行模擬扭轉工況分析,在車架類問題的處理上通常通過改變約束方式來近似模擬出其扭轉效果,在此模型分析中,我們依舊采用前面的方案對輕量化后的模型,進行扭轉工況分析.假設由于路面不平造成的行駛中的汽車某個車輪懸空,此