结构静强度范文（精选6篇）

结构静强度 第1篇

在实际运用中, 轴箱结构同时受到静载荷和动载荷的作用。对于新设计的轴箱结构, 必须确保其在运用载荷作用下具有足够的承载能力, 保证其在使用期间内的安全性和可靠性;由于轴箱是簧下质量, 因此在保证强度和刚度的同时, 还应尽可能减小自身结构质量, 充分发挥结构的整体承载能力。轴箱结构中的轴承孔、腹板、加强筋等结构均属于易发生振动的部位, 轴箱的振动特性是结构承受动载荷的重要参数。

利用有限元分析软件ANSYS对轴箱结构进行了静强度与模态分析, 依据UIC、EN等标准对轴箱的静强度性能进行了评定;通过模态分析, 获得了轴箱结构的固有频率和振型, 为了解结构的薄弱环节、动态性能评定及结构综合强度性能的评定提供依据。

1 轴箱静强度分析

a) 轴箱模型

为保证几何模型和有限元模型尺寸的一致性, 在AN-SYS中建立几何模型。该轴箱为整体铸造件, 且沿三个方向均无对称结构, 故应建立整体模型, 建模时忽略了半径较小的铸造圆角和轴承孔下部的漏水孔。轴承孔内部结构如图1所示。

b) 静强度分析载荷确定

根据车辆的运行特点, 依据UIC 510-3:1994以及EN13749:2005中关于焊接构架进行模拟超常载荷静强度试验时的加载方式, 确定轴箱的静强度载荷。

该轴箱计算基本参数如表1。

单个轴箱承受的垂向静载荷

最大垂向载荷

考虑车辆的侧滚运动时, 轮重的增/减载率

轴箱承受的横向载荷

纵向载荷

c) 轴箱静强度计算载荷

依据UIC 510-3:1994, 确定载荷及载荷组合工况如表2所示。

轴箱材料为各向同性的B+级钢, 材料弹性模量为1.72×103, 泊松比为0.3, 屈服极限为345MPa。

d) 轴箱有限元分析

1) 有限元模型

轴箱为整体铸造件 (图2) , 采用8节点实体单元Solid45对主结构进行离散;下部腹板与弹簧托盘孔结合处的局部不规则区域采用Solid95号单元。模型整体离散为89489个单元。

2) 边界条件

为尽可能模拟轴箱在运用中的真实受力情况, 在添加边界条件时, 将车轴简化为截面形状为圆形的梁单元, 并在轴箱的轴承孔上部与轴承接触面的120°角范围内建立接触单元;梁单元的另一端即为轮轨接触点。横向载荷作用于轴承孔上部与轴承外圈接触的挡边上;垂向载荷作用于两侧弹簧托盘凸台的上表面。

横向约束作用面为两侧弹簧托盘孔内表面沿横向120°角范围内的面;纵向约束作用面为两侧弹簧托盘孔内表面沿纵向120°角范围内的面。在轮轨接触点处根据不同工况下载荷的施加情况建立合适的约束。

各工况下载荷与约束的具体施加位置如表3所示。

图3为第1、2、4工况下轴箱静强度计算的边界条件。由表2易知, 第2、3工况横向载荷方向相反, 故第3工况中横向载荷和约束均作用于轴箱的对称位置;第4、5工况纵向载荷方向相反, 故第5工况中纵向载荷改变反向, 纵向约束作用于轴箱的对称位置。

3) 计算结果分析

利用ANSYS软件对轴箱进行静强度分析, 得到各工况下轴箱的应力计算结果如表4。

静强度计算结果显示, 第1、2、3工况下, 轴箱结构整体应力分布情况相似, 且最大应力均出现在低位弹簧托盘内侧立板圆弧的螺栓孔处, 如图4 (a) 所示, 但应力值均未超过材料的屈服极限。第4工况中, 轴箱结构大部分区域应力值较低, 仅在高位弹簧托盘孔边缘应力值较大, 表现出明显的应力集中现象, 如图4 (b) ;第5工况中轴箱结构整体的应力分布情况与第4工况相似, 由于纵向载荷的方向相反, 最大应力出现在另一侧 (低位) 弹簧托盘孔边缘, 同样表现出明显的应力集中现象。

第4、5工况中轴箱结构的最大应力值均超出了材料的屈服极限, 进行初步分析后认为出现这个结果可能有两种原因:1) 进行静强度分析时, 有限元模型中单元的数量和质量会在一定程度上影响计算结果。针对4、5两工况中出现的情况, 将弹簧托盘孔周围的网格进行了细化, 重新分网后网格密度加大, 得到总体单元数量为116877个单元的有限元模型。对该模型加载求解后得到的结果显示, 前三个工况的计算结果与第一个有限元模型的计算结果相比, 整体应力分布情况相似, 最大应力出现的位置相同, 且最大应力变化值很小, 误差均在5MPa以内。第4工况下的最大应力为318.674MPa, 比首个模型降低了33.5MPa;第5工况下最大应力值为356.019MPa, 比首个模型降低了43.8MPa。这说明在可能发生应力集中的区域, 网格划分的密度和质量会对分析结果产生明显的影响, 适当加大网格密度可以获得更为精确的结果。2) 在弹簧托盘孔内表面施加了刚性约束, 而实际运用情况下该处安装橡胶件, 且孔边缘有铸造圆角, 这两个因素均在一定程度上减轻应力集中的现象。

2 轴箱模态分析

a) 模态分析模型

轴箱结构的模态分析采用上述静强度分析的有限元模型 (图5) 。由于在模态分析中, 模型的任何非线性单元都将被忽略, 故在原添加接触单元的面上添加径向约束;横向约束仍添加在轴承孔上部与轴承外圈接触的挡边上。

b) 模态分析结果

模态分析采用分块的兰索斯法 (Block Lanczo Method) , 提取轴箱的前十阶模态, 其固有频率和相应振型如表5所示。

模态分析结果显示:

1) 第1-4阶模态振动频率较低, 对应的频率范围为453.85Hz-773.3Hz, 在这一频率范围内, 轴箱结构作为一个整体在振动, 主要表现为扭转、弯曲、剪切以及弯曲和剪切的耦合振动, 且振动不明显。

2) 第5-10阶模态为高频振动, 此类模态的振动主要集中在两侧的弹簧托盘及其下部腹板, 轴承孔处无明显振动。高位托盘下部腹板出现了同向或反向的弯曲、鼓胀振动, 低位托盘主要表现为扭转振动。

3) 第8阶模态振型在1200Hz以上频率范围内比较特殊, 弹簧托盘及其腹板均未发生明显扭转或弯曲振动, 而主要为轴承孔沿纵向的变形, 这种变形影响了轴承孔的圆度, 进而会影响轴承的正常工作。

综合各阶模态的振动特性发现, 低频模态振动不明显, 对轴箱整体的结构强度影响较小;高频振动较为明显, 振动主要为弹簧托盘及腹板的振动, 对轴承孔影响较小。尤其应注意频率为1330Hz左右的振动, 此类振动会使轴承孔发生明显变形, 影响轴承、轮对的正常工作, 应避免轴箱发生此种类型的共振。

3 结论

1) 轴箱静强度分析结果中, 第4、5工况下出现了应力值偏大的现象, 在对应力集中区域附近网格进行细化后重新计算, 得到的结果基本满足UIC 510-3:1994关于转向架结构的静强度评定要求。

2) 有限元模型中单元的数量和质量会对静强度分析结果产生一定影响。对比前后两次分析的结果, 前三种工况的计算结果几乎相同, 这说明第一个有限元模型的单元数量已能保证计算结果的准确性。在可能出现应力集中的部位, 这种影响则须引起重视, 应注意此类区域附近的网格密度和质量, 也可以采用更高阶次的单元类型, 以获得更为精确的结果。

3) 模态分析结果表明, 轴箱低频振动不明显, 对结构强度影响不大。高频振动较为明显, 主要影响弹簧托盘及下部腹板, 在实际运行中若发生此类型的振动, 会影响轴箱弹簧的正常工作, 应注意避免该频率的振动。特别在1330Hz左右频率下, 轴承孔会发生明显的变形, 影响轴承工作。总体来看, 轴箱结构整体刚度满足使用要求, 在运用中应注意避免1200Hz以上的共振频率。

摘要：强度性能是评价机车车辆结构性能的主要依据之一, 对于新设计的轴箱结构, 必须确保其在运用载荷作用下具有足够的承载能力, 保证其在使用期间内的安全性和可靠性;轴箱在进行轻量化设计后, 整体刚度有所降低, 振动加剧, 模态分析有助于了解轴箱的振动特性。利用有限元分析软件ANSYS对某型转向架轴箱进行了静强度和模态分析, 为其综合强度性能评定提供依据。

关键词：轴箱,ANSYS,有限元,静强度,模态

参考文献

[1]吴敏, 黄志辉.八轴机车轴箱三维结构设计及强度计算[J].内燃机车, (2008) 11-0015-03.

[2]王义亮, 谢友柏.四缸内燃机机体结构模态分析[J].内燃机学报, (2002) 01-0075-04.

结构静强度 第2篇

铁路货车车体静强度仿真计算一般采用线性算法, 对超出材料屈服强度的应力仍按材料的弹性模量进行计算, 没有考虑材料非线性的影响, 这样会导致车体结构不连续部位在载荷作用下出现很高的应力, 远超出材料的许用应力, 但这样的应力是不真实的, 在现实结构中不会出现, 对于这种由于计算方法的局限而造成的高应力到底应该如何进行评价, 给我们提出了一个问题。

2 国内外的相关规定

2.1 国内的处理方法

目前国内铁路货车车体静强度计算及试验标准没有对上述问题给出明确的说法, 各公司对该问题的一般做法是对车体结构不连续部位出现超出标准规定许用应力的情况, 通过不断优化结构来降低这些部位的应力, 直至计算出来的应力达到标准规定的要求。在我公司80t级轻粘油铁路罐车设计过程中, 车体静强度仿真计算出牵引梁立焊缝起始处应力比较大, 超出了TB/T1335-1996的要求, 为此我们对该部位结构优化进行了大量的工作, 最后确定采用在该部位增加两个圆弧形的连接板, 连接板分别与枕梁腹板、牵引梁腹板焊接在一起, 优化后的结构计算应力满足TB/T1335-1996的要求。

2.2 AAR标准中的规定

AAR标准 (2007版) CⅡ分册第7章7.7.7.4中指出, 由于车体中必然包括结构非常不连续部位, 这些部位在载荷的作用下可能会出现局部的材料屈服, 在线性有限元分析中没有包括这些部位实际结构中会发生的材料屈服的影响, 因此会计算出非常高的应力, 但在实际结构中并没有发生很高的应力集中, 输出这些高的计算应力是不真实的, 因为它们是受分析方法限制的结果而不是结构本身引起的, 可以用Neuber法则 (《用任意非线性应力-应变法则的剪应变柱体的应力集中理论》做一个真实应力的估算。AAR标准中给出了屈服强度为345MPa材料的修正曲线, 如图1所示, 很明显, 应力可以转化为可以与材料的屈服强度相比较的等效应力。分析时应该用等效应力进行评定。

该修正曲线的水平轴对Neuber法则等效应力曲线, 表示仿真计算出的应力 (单位为ksi) , 对材料应力-应变曲线, 代表应变 (10个单位代表1000微应变) 。

3 我国铁路罐车车体结构不连续部位参照AAR标准进行应力修正的可行性分析

AAR标准对铁路货车车体静强度仿真计算工况及考核标准作出了明确的规定, 对每一工况各载荷规定了相应的载荷系数, 仿真计算加载时对各工况的载荷乘以相应的载荷系数, 对计算超出材料屈服强度的应力按照Neuber法则等效应力曲线进行修正, 并采用修正后的应力与所用材料的屈服强度 (或80%的抗拉强度, 取小值) 进行比较, 以此来确定结构强度是否满足标准对车体静强度的要求。

与AAR标准不同, 我国TB/T1335-1996对车体静强度考核是采用材料的许用应力进行, 各工况的许用应力由材料屈服强度除以相应的安全系数确定。对线性计算而言, TB/T1335-1996的安全系数可以转化为载荷系数, 在车体静强度计算时, 参照AAR标准, 对各工况的计算载荷均乘以相应的载荷系数 (取各工况相应的安全系数) , 计算应力超出屈服强度时进行应力修正, 然后采用材料的屈服强度来考核车体强度。AAR标准中给出了屈服强度为345MPa材料的Neuber法则等效应力修正曲线, 在我国铁路罐车车体结构不连续部位进行应力修正时可借鉴使用。

4 铁路罐车结构不连续部位应力修正实例

无中梁铁路罐车牵引梁立焊缝起始处及侧管支柱与枕梁上盖板连接处由于结构不连续, 车体静强度仿真计算采用线性计算方法, 在第一工况压缩组合载荷作用下表现出比较大的应力。

4.1 按照TB/T1335-1996计算

以GQ70型罐车为例, 按照TB1335/T-1996规定的载荷工况对该车进行了计算, 重点考查牵引梁立焊缝起始处及侧管支柱与枕梁上盖板等结构不连续处应力, 在第一工况压缩组合载荷作用下, 牵引梁立焊缝起始处应力为276MPa, 侧管支柱与枕梁上盖板连接处最大应力为235MPa。这两个部位材料为Q345A, 第一工况许用应力为216MPa, 按照传统做法, 这两个部位计算应力已经超出许用应力, 需要进行结构优化设计。

4.2 参照AAR标准进行应力修正

按照第3部分陈述的思路, 对GQ70型罐车第一工况压缩组合载荷的各载荷分别乘以载荷系数 (取第一工况低合金钢的安全系数1.6) 重新进行计算, 在该载荷作用下, 牵引梁立焊缝起始处应力为441MPa, 侧管支柱与枕梁上盖板连接处最大应力为377MPa。

上述两个部位线性计算应力已经超出其所用材料Q345A的屈服强度345MPa, 需要对计算应力进行修正以得到真实应力, 由于其所用的材料与图1 (Neuber法则等效应力-50ksi屈服材料) 给定的材料屈服强度相同, 可以借鉴图1进行应力修正, 经过计算, 牵引梁立焊缝处真实应力为329MPa, 侧管支柱与枕梁上盖板连接处真实应力为322MPa, 修正后的应力小于材料的屈服强度345MPa, 可以判定这两个部位的强度是能够满足要求的。

截至目前, GQ70型轻油罐车已经过一个厂修期的运用考核, 牵引梁立焊缝起始处及侧管支柱与枕梁上盖板连接部位状态良好。

5 结束语

AAR标准Neuber法则等效应力曲线为我们提供了对车体结构不连续部位高应力进行修正的可能性, 建议在我国铁路罐车车体静强度计算中借鉴采用, 使我们对车体结构静强度的评价更合理。

参考文献

[1]AAR标准 (2007版) CⅡ分册[S].

飞机起落架静强度试验技术 第3篇

起落架是飞机在地面停放、滑行、起降滑跑时用于支持飞机重量、吸收撞击能量的飞机部件，承受了来自机体和地面的较大载荷。在飞机起落架的研制过程中，静强度试验是必不可少的，更是确定起落架能否装机的前提条件之一。起落架结构静强度试验要求试验件的支持状态、载荷都尽可能地符合真实情况。试验方案是静强度试验的基础，也是静强度试验进行的依据。试验结果的精度和有效性也主要依赖于静强度试验实施方案设计的合理性，同时又要尽可能降低试验成本，提高试验安装、操作的便捷性。因此，制定详细周密的试验方案亦是非常必要的。

2 起落架的结构及功用

为适应飞机起飞、着陆滑跑和地面滑行的需要，起落架的最下端装有带充气轮胎的机轮。为了减小机轮对地面的压力，提高飞机的漂浮性，同时为避免机轮过大难于收藏，一般都设计成多轮小车的形式，如图1所示，这种形式的起落架下端通过轮架装有前后纵列2个或4个 (甚至更多) 机轮组成车轮架，轮架与缓冲支柱为铰接。

为了缩短着陆滑跑距离，机轮上装有刹车或自动刹车装置。此外还包括承力支柱、减震器(常用承力支柱作为减震器外筒)、收放机构、前轮减摆器和转弯操纵机构等。承力支柱将机轮和减震器连接在机体上，并将着陆和滑行中的撞击载荷传递给机体。前轮减摆器用于消除高速滑行中前轮的摆振。前轮转弯操纵机构可以增加飞机地面转弯的灵活性。

归纳起来，起落架主要有以下四个作用:

a.承受飞机在地面停放、滑行、起飞、着陆、滑跑时的重力;b.承受、消耗和吸收飞机在着陆与地面运动时的装机和颠簸能量;c.滑跑和滑行时的制动;d.滑跑与滑行时操纵飞机。

现代飞机起落架结构通常具有如下特点：

a.使用条件恶劣，各种腐蚀严重;b.单传力路径，受力情况严重，可靠度较低;c.使用可检并可以分解进行无损伤检查;d.采用高强度钢材料，疲劳极限低，与铝合金结构相比裂纹检出概率低、扩展速率高。

以上可以看出，起落架是飞机安全飞行的关键部件，起落架能否达到设计要求在飞机设计与分析中占据非常重要的位置。

3 试验方案

3.1 试件安装

飞机起落架静强度试验一般支持在夹具上进行，夹具是支持试件的底座。为了便于夹具设计和加载，通常起落架采取倒置安装的方式。

为了模拟真实的支持条件，将倒置的起落架通过各个安装支座、底座、地脚螺栓固定到试验室的承力地轨上，通过假轮代替机轮来承受各方向的试验载荷。

3.2 加载系统

液压作动筒集液压缸、伺服阀、传感器于一体，是用来实现工作机构直线往复运动的能量转换装置。试验时，采用液压作动筒与起落架假轮相连接，根据各个加载点的试验加载的要求，选择合理吨位的作动筒。

试验时，航向、侧向加载作动筒安装在立柱上。起落架试验载荷工况较多，为了尽可能节省换装工作量，提高工作效率，对于相同方向的加载作动筒超过2个的水平加载点，可以利用试验室的通用设备压梁当成两根横梁加上两根纵梁搭接成“井”字梁结构，“井”字梁固定在立柱上。这样，对于各个载荷工况不同的加载高度可以随意进行调整，而且，这种整体结构稳定性也大大提高。

垂直方向载荷比较大，作动筒加载空间狭小，与起落架结构、安装底座相互干扰，可以采用“挑扁担”方式，选择一根较长弯矩较大的杠杆，一端通过拉板等硬式连接固定到承力地轨上，另外一端进行加载，加载作动筒可通过滑轮、链条进行导向。这样，有效避免了加载干涉，而且加载作动筒也可选择较小吨位。作动筒与假轮的连接，尽可能采用硬式连接，可以兼顾拉、压载荷，有利于减少加载通道，减少安装、调试工作量。

3.3 夹具设计

起落架试验载荷工况多，试验载荷大，要求夹具的强度、刚度都很高，特别是与起落架安装支点相连的安装支座、安装底座等。

安装支座应根据起落架安装支点的理论尺寸进行设计，并要真实模拟起落架与机身结构安装连接的形式。由于起落架载荷较大，安装支座一般选用高强度合金钢30CrMnSiA制作。

安装底座一般选用槽钢、连接板等焊接而成。先将槽钢按背对背形式焊接成立体的框架机构，然后再在上、下面和周边焊接连接板，从而形成一个封闭的盒状整体承力结构。安装支座采用螺栓连接的方式固定在底座上。支座上的螺栓孔必须与底座配制，先将安装支座与起落架对接定位，再将安装支座连同起落架一起与安装底座进行位置调整，定好位后按照安装底座上的螺栓孔位置在支座上进行配钻。

支持在夹具上的试验件必须与试验要求的试验件支持状态一致。

3.4 起落架缓冲支柱压缩量调整

起落架试验的工况较多，不同的载荷工况，缓冲支柱压缩量会有所不同，这就要求我们试验时应及时、合理地调整缓冲支柱压缩量，同时也要随之调整水平加载设备的安装高度，增加了试验安装难度。

起落架试验前，应先将缓冲支柱中的空气尽量排空，充满液压油，以保证试验中缓冲支柱行程稳定性。试验时，应根据不同工况的要求，通过手压油泵注油和放油来调节缓冲支柱的压缩量，通过改变假轮上对接孔的位置来调整轮胎压缩量。为了减少工作量，提高工作效率，试验前应根据缓冲支柱的压缩量从小到大的顺序安排好试验工况，这样，每种工况试验时只需要放油即可。

3.5 设备与控制

飞机起落架的每个机轮都要独自承受航向、纵向、侧向的载荷，因此要求试验加载通道较多，试验中载荷分配与加载协调性较为复杂，对加载的精度要求较高。

试验所用的加载控制系统为“FCS SmarTEST全数字协调控制加载系统”, 该系统采用分布式计算机控制技术，为三级分布式控制方式：管理级、协调加载级、实时控制级。加载控制系统具有齐全的安全保护和协调能力，能有效地保证加载控制精度。编制载荷谱时设置好超载保护限，当试验过程中出现超载时，加载机会自动卸载。液压系统包括泵源、加载作动筒、控制子站、通道分配器等，并利用HBM数据采集系统进行同步数据采集。

4 结论

结构静强度 第4篇

1 常规设计方法

现有的齿轮静强度设计方法可以参照GB/T 3480-1997,当齿轮工作可能出现短时间、少次数的超过额定工况的大负荷,在短期的最大载荷或偶然性的尖峰载荷作用下,轮齿可能出现残余塑性变形或突然折断,齿面可能出现残余变形或表层的脆性破坏,应进行静强度校核计算。齿轮静强度校核公式见表1(各符号的意义见献[1])。

齿轮静强度的设计方法实质上是安全系数设计法。由于设计中所用的设计参数是作为确定值处理的,没有考虑数据的分散性,设计时为了留有足够的强度储备,设计中引入大于1的安全系数,用安全系数来考虑数据的分散性和其他不确切的因素,安全系数设计法是以长期的实践经验为基础的,安全系数数值的大小,很大程度上由设计者的经验确定,带有保守性或盲目性,所以用这种常规的机械强度设计不能回答零部件在运行中的破坏概率。GB/T 3480-1997中对这个问题的处理是仍将设计参数作为确定值处理,仍用强度安全系数或许用应力作为判据,通过选取适当的安全系数近似控制传动装置的可靠性要求。显然,对于航天工程中短时工作齿轮要求有定量的高可靠度、体积重量有苛刻要求的特点,常规设计方法有它的不足之处[2]。

2 可靠性设计方法

可靠性设计与常规设计的主要不同之处,在于可靠性设计考虑到了载荷、零部件尺寸及材料性能数据的分散性,它的主要数学基础之一是概率论和数理统计。

机械强度的可靠性设计仍然是以常规机械强度设计的设计原理、准则、计算方法及计算公式为基础,将材料性能、强度、零部件尺寸等与设计有关的参数、变量认为是服从某种规律的随机变量,并运用概率论与数理统计方法和强度理论,推导出在给定的设计条件下零件具有一定可靠度的计算公式。应用这种公式即可在给定可靠度条件下确定零件的参数和结构尺寸,或在已知零件参数及结构尺寸的条件下确定其可靠度及安全寿命。设计时,可以按照所要求的结构可靠性将结构设计控制在所期望的可靠性水平上,从而保证了结构的固有可靠性。这种设计方法对航天工程的结构而言既能减重、降低成本,又能满足定量的可靠性指标要求。

影响齿轮传动可靠性的因素很多,例如齿轮材料的组合的选择、热处理、齿数、制造工艺、载荷等,且工况多变,受载和工艺水平各异,因而增加了研究这一问题的困难,影响齿轮工作应力和强度极限的因素较多,难以通过实际工作齿轮按实际工况进行试验并取得数据,在缺少数据的情况下,本文以常规设计公式做基础,以其设计参数做随机变量,将由《机械设计手册》中查得的有关数据按统计量处理,进行可靠性设计。下面以齿根弯曲静强度的可靠性设计来说明[3,4,5]。

3 齿根弯曲强度的可靠度设计

齿轮弯曲应力的计算公式为:

关于齿根弯曲应力的分布规律,参照现有的文献[6],以对数正态分布作为齿根弯曲应力的近似概率模型,并引用模型变异系数CFM=0.04以补偿模型的近似性。从理论上讲,式(1)右边的各参数都是随机值。实际上,有些参量可能的取值区间很小,例如分度圆直径d、齿宽b、齿数比u、螺旋角系数Yεβ等,属于与齿轮几何尺寸有关的参数,因此可作为定值处理,它们的变异系数可取为0,除了上述这些参数外,其他的按随机变量处理,ISO及GB/T 3480-1997作为一个标准算法,各个系数的取值具有一定的精度,因此,确定各个系数的变异系数时,考虑各系数的取值误差为±(10%~15%),齿根弯曲应力的均值及变异系数:

式中,C2Kt、C2KV等为相应参量的均值及变异系数。

(1)名义切向力Ft的均值为式中d1是小齿轮分度圆直径,mm;是小齿轮传递的名义扭矩均值,Nm。若名义扭矩指在最繁重、连续的正常工作条件下使用的工作扭矩,按上述名义扭矩换算得到,变异系数取CFt=0.03。

(2)动载荷系数KV的均值按线图查出,变异系数

(3)齿向载荷分布系数KFβ的均值可按国标的简化计算式计算,当计算的齿轮符合简化的限用条件时,求得的KFβ误差不超过15%,故取CKFβ=0.05。

(4)齿间载荷分布系数KFα的均值根据齿轮精度等级及总重合度按国标简化计算法的线图查得,变异系数CKFα=0.033。

(5)复合齿形系数YFS=YFαYSα,均值可按国标规定方法得到。YFα为力作用于齿顶时的齿形系数,齿形系数是以载荷作用在齿顶为基础计算的,这是一种近似的方法,考虑到近似方法的误差,取YFα的变异系数CYFα=0.033,YSα为应力修正系数,考虑到齿轮刀具的磨损引起的齿根过度圆角半径的变化,取CYSα=0.04,所以有:

工作齿轮齿根弯曲疲劳极限计算公式为:

理论和试验研究表明,σ′Flim服从对数正态分布。可得均值:

变异系数:

(1)由文献[6]可知,σFlim是失效概率为1%的极限应力,由于lnσFlim服从正态分布,那么与失效概率0.01相应的失效概率系数up=-2.33,由此可得疲劳极限的均值:

式中lnx取值点的对数值。slσFlim为试验齿轮弯曲疲劳极限的对数标准差平均值。其取值可以参照表2。

根据对数正态分布与正态分布的参数关系,可求出试验齿轮疲劳极限的均值及标准差:

(2)其他系数的均值及变异系数。系数及的均值按国标规定方法计算或查线图到。考虑各系数的取值误差为±(10%~15%),各系数的变异系数:试验齿轮的应力修正系数若采用国标推荐的疲劳极限区域图确定极限应力时,CFST=0.033;寿命系数FNT是根据简化的弯曲疲劳σ-N曲线得到,故CFNT=0.04,相对齿根圆角敏感系数的变异系数CYδrel T=0.03。

由于齿根弯曲应力及齿根弯曲疲劳极限均服从对数正态分布,齿根弯曲强度的可靠度计算公式,即失效概率为:

由上式可得:,联合式(1),又有b=φdmnZ1/cosβ,整理得:

即为齿根弯曲静强度的可靠性设计公式。

4 计算实例

这里以按齿根弯曲静强度设计进行比较。

设计一级直齿圆柱齿轮减速器,已知输入功率P=5kW,瞬时过载50%,输入转速n1=4000r/min,减速比u=3,由电机驱动,工作平稳,大小齿轮都选用硬齿面,材料为12Cr2Ni4A,经渗碳淬火,齿面硬度HRC≥60,精度6级,要求寿命t=20min,失效概率为1/1000(高可靠度)。

常规方法设计:

设计公式可参照表1经适当变换则有:

初步预估:φd=0.6,d1=20,Z1=20(可靠性设计时与此相同)。

静强度许用齿根弯曲应力试验齿轮的疲劳极限应力σFlim查图按MQ取值σFlim=450Nmm-2,由于失效概率要求为1/1000,为高可靠度要求,参阅GB/T 3480-1997推荐值,取SFlim=2.0。其余参数FST=2.0,FNT=2.5,Yδrel T=1.0。所以有σFPst=1125Nmm-2。

其余参数均参照线图或公式确定,Ft=1800N,KV=1.05,KFβ=1.19,KFα=1.0,YFS=4.4,Yεβ=1.0。

计算得mn≥0.86。

可靠性设计方法:

由失效概率P=0.0001,且有P=Φ(-up),从正态分布表查得up=-3.72。slσFlim=0.2,由式(7)得疲劳极限的均值μlσFlim=2.332+ln450=6.58,又由式(8)、(9)、(10)得试验齿轮疲劳极限均值标准差SσFlim=732(e0.22-1)=29.86,变异系数CσFlim=29.86/732=0.0408。由式(5)、(6)得工作齿轮齿根弯曲疲劳极限均值及变异系数:

各随机参数的均值按国标计算或查图可得Yεβ=1.0,变异系数CKV=1.05-1/(31.05)=0.0159,其余的变异系数参照本文第3节。齿根弯曲应力的变异系数由式(3)可得:

将以上数值代入式(12)得:

显然比用常规方法算得的稍小,而且是在可靠度为0.9999时设计所得。

5 结论

本文探索了航天工程中短时工作的齿轮静强度的设计,与常规设计方法比较,可靠性设计方法要花费更多的时间和费用,但可以通过定量的给定可靠度继而进行齿轮静强度的设计,摆脱了常规设计的盲目性或保守性。对于探索航天工程短时工作的齿轮设计有着重要的意义。

参考文献

[1]GB/T3480-1997,渐开线圆柱齿轮承载能力的计算[S].

[2]徐灏.机械强度的可靠性设计[M].北京:机械工业出版社,1984.

[3]芮延年,傅戈燕.现代可靠性设计[M].北京:国防工业出版社,2007.

[4]薛红艳.一次性机械的设计方法的研究[D].哈尔滨:哈尔滨工业大学,2006.

[5]张义民,闻邦春,刘巧伶.齿轮的可靠性设计[J].传动技术,1997(2):34-40.

取力器内轴静强度模拟分析与验证 第5篇

取力器是汽车四驱系统中关键零件之一, 其内轴不但有实现两驱功能作用, 同时还有承载、保护变速器的作用, 其设计是否合理将直接影响整车的安全。本文以某款四驱取力器 (PTU) 为研究对象, 建立内轴的三维模型和有限元模型, 计算内轴的静强度安全系数, 通过静扭试验台及动态极限强度试验验证实际的安全信息, 分析结果为研究取力器内轴设计提供重要依据。

车辆在行驶过程中, 取力器内轴会受到发动机的作用和来自路面的冲击, 工作条件恶劣。随着横置四驱技术越来越成熟, 四驱系统中取力器内轴的设计与研究越来越被重视。随着国内整车厂对设计要求的日益提高, 四驱系统关键零部件的安全性受到极大关注。所以, 在取力器前期设计开发时对内轴进行静强度分析, 确定合理的静安全系数, 对取力器内轴设计开发具有重要意义。

取力器内轴承受扭矩计算

取力器内轴作为实现两驱功能的关键零件, 其承载的扭矩, 可以从两个方向进行计算, 一种是从发动机方向能够传递到取力器内轴的扭矩;另外一种是通过地面与车轮产生的摩擦力反馈给半轴的扭矩。

1.发动机能够传递到内轴的扭矩

式中Te m a x指发动机的最大扭矩, ii s t指变速器一挡速比, ηlst指变速器一挡传递效率, ifd指变速器主减速

比, mfd指主减速器传递效率, ktc指液力变矩器有效变TM矩系数。发动机变速器信息值见表1。

2.地面摩擦力反馈扭矩

式中GV W指整车满载质量, i轴荷比指前轴载荷比, g指重力加速度, μ指摩擦系数, r指车轮滚动半径。经计算, Me=1797Nm。

当发动机的扭矩大于地面能够提供的摩擦力, 此时半轴所受的扭矩为地面提供的摩擦力;当发动机扭矩小于地面能够提供的摩擦力, 此时半轴所受的扭矩为发动机提供的扭矩;因此, PTU内轴所受到的扭矩为T输入和Me中的小值。

因此, 该车型中取力器内轴所承受的最大扭矩为1797Nm, 计算PTU内轴静强度时候的输入扭矩为1797Nm。

静强度安全系数计算

本文所研究的对象为PTU内轴, 运用CATIA软件对内轴进行建模, 建模过程中为使分析结果最大限度接近实际情况, 在实体建模过程中, 对内轴的简化工作要特别注意, 以确保计算结果具有较高的精度, 能真实反映内轴的静力学特性。但是由于轴上分布有各种花键、边倒角等特征结构, 在利用HYPERMESH建立有限元模型时需要划分很小的单元, 增大了数据处理量, 因此可对较小的特征结构予以简化处理。

本文运用HYPERMESH提供的TETRAMESH网格划分功能对内轴进行二阶四面体单元划分, 单元尺寸根据局部特征要求分别按照2.5mm和5mm划分。网格划分后, 该内轴共生成49 737个四面体单元, 12 870个节点, 如图1所示。

内轴材料为40Cr, 模型为均匀各向同性材料, 其参数为:弹性模量E=2.111011Nm-2;泊松比μ=0.277;密度ρ=7.87103k g/m3。为了模拟其真实工况, 固定轮边一端花键, 在内轴一端加装扭矩1797Nm, 通过ANSYS软件计算, 得到位移分布 (见图2、图3) 。

通过有限元分析, 内轴应力最为集中的位置是输入端花键处退刀槽位置。经过计算, 退刀槽位置的安全系数最低, 安全系数a=2.18。

PTU内轴静扭试验验证

由于内轴模拟计算时, 静强度安全系数为2.18 (设计要求不小于2.2) 达到临界值, 为加强内轴的强度, 需要对零件增加热处理工艺, 各种热处理对材料性能提升的参数见表2。

根据表2中数据, 选择高频淬火处理, 此时安全系数a=2.181.15=2.507, 满足安全系数不低于2.2的设计要求。为了进一步验证取力器内轴在热处理处理后是否满足设计要求, 需要通过静扭试验进行验证。试验时, 将内轴一端进行约束固定, 另外一端施加扭矩, 直到将内轴扭断为止, 记录断裂时施加的扭矩和断裂位置。

静扭试验过程中, 加载的试验载荷按照下面载荷谱 (见表3) 进行加载。

选择三根PTU内轴进行静扭试验, 试验数据如图5～图7所示。

被测件A, 断裂时输入扭矩为4484Nm;被测件B, 断裂时输入扭矩为4515Nm;被测件C, 断裂时输入扭矩为4539Nm。

静扭试验显示, 断裂位置为输入端花键退刀槽位置, 与模拟分析位置一致 (见图8) 。

通过三组内轴静扭试验, 选择内轴最小的断裂转矩4484Nm, 作为计算依据由此计算安全系数为2.5, 该系数大于设计安全系数2.2, 热处理后零件满足设计要求。

动态强度模拟与试验验证

取力器内轴经过热处理后满足静态强度要求, 为进一步验证内轴动态极限性能, 需要对内轴进行动态极限耐久性能验证。试验过程中, 动力输入通过两侧半轴输入, 取安全系数a=1.5, 输入扭矩T=17971.5=2700Nm, 试验台架见图10, 试验载荷谱见表4。

试验结束后, 取力器未出现失效, 对其进行功能复试后发现, NVH性能、传递效率等性能满足设计要求。对试验零件进行拆解, 各零件完整, 未出现失效现象, 零件通过试验考核。

结语

结构静强度 第6篇

地铁车体作为车辆设备及运营载荷的主要承载部件, 必须具有足够的强度和刚度。底架边梁悬挂与传统悬挂座悬挂结构相比, 优点明显:底架边梁的刚度较大, 设备直接悬挂在边梁上减少了设备的振动;同时, 边梁悬挂也增加了设备与地板的距离, 更有利于布线、布管的安装;设备布置与布线布管完全在空间上错开, 相互干涉的可能性将大大减少, 设备横向移动方便。但是, 在车体静强度试验时, 设备直接悬挂在底架边梁上可能会造成局部载荷集中, 影响整个车体应力分布。为了验证底架设备加载位置对车体受力的影响, 本文对两种底架设备加载方式对车体静强度试验应力及位移的影响进行了对比试验分析。

1 静强度试验方法

根据EN 12663-1-2010标准[1]地铁车辆车体静强度试验主要包括:4种垂直载荷试验 (车体自重载荷、准备状态AW0、超载载荷AW3, 以及最大运营载荷1.3倍AW3) ;2种纵向载荷试验 (纵向拉伸、纵向压缩) ;2种架车试验 (枕梁架车、牵引梁架车) 以及1种复轨救援试验。其中底架设备加载位置对垂直载荷工况影响最大, 本文主要研究准备状态AW0 (BⅡ) 工况, 超载载荷AW3 (BⅢ) 工况, 以及最大运营载荷1.3倍AW3 (BⅣ) 工况下两种加载方案对静强度试验中的应力及位移的影响。

2 底架边梁悬挂试验原理及过程描述

2.1 试验原理

试验采用电测法, 以电阻应变片为传感元器件, 测量在载荷下的各测点的应变值。采用单一变量法, 分别有如下两种试验加载方案:

方案一:将底架大型设备 (制动模块、蓄电池、辅助逆变器) 通过试验工装分别加载到底架边梁指定位置, 其他乘客载荷均布在客室地板上, 如图1所示。

方案二:将底架设备制动模块368 kg、蓄电池500 kg×2和辅助逆变器1 750 kg分别加载到15~22;25~28等区域上, 其他乘客载荷均布在客室地板上, 如图2所示。

2.2 试验过程

底架悬挂设备通过工装托盘及悬挂吊杆安装在底架悬挂梁上, 底架悬挂梁安装在底架边梁上。乘客的载荷用均布的方式在车体内进行模拟。载荷配重采用配重砝码和沙袋, 配重砝码有1 000 kg、500 kg、300 kg、200 kg、100 kg及50 kg六种规格, 沙袋则主要用于调整配重 (每袋重20 kg或10 kg) 。客室配重托盘用叉车加载到客室, 如图3、图4所示。

3 试验结果及分析

3.1 应力差异

各应力测点所测得的数据是应变值, 可以根据弹性力学的胡克定律通过计算求得应力。

根据TB/T 2541-2010标准[2]第11条进行应力数据计算。分别选取垂向载荷影响较大的门角、窗角及底架部分各4个测点作为对比分析点, 两种方案应力差异见表1。

3.2 位移差异

根据GB/T 7928-2003标准[3], 在最大垂直载荷作用下车体静挠度不超过两转向架支承点之间距离的1‰。即在AW3载荷下, 车体最大垂向位移不得超过15.7mm。两种方案三种工况位移差异如表2所示 (V1~V9在左侧, V10~V18在右侧) 。

注:偏差率=│方案一应力-方案二应力│/许用应力×100%

3.3 结果分析

根据表1可知, 在BⅡ、BⅢ、BⅣ三种工况下, 两种加载方案的的最大偏差率约为3.67%。

根据图5、图6可知, 方案一、方案二最大垂向位移分别为-10.16 mm、-10.68 mm, 两者位移仅差0.52 mm, 偏差率为4.9%。

4 结语

为了分析公司地铁车体底架悬挂设备加载位置对车体静强度试验结果的影响, 本文进行了底架悬挂设备加载到底架悬挂梁上和加载到客室上的对比试验研究。通过分析三种垂直载荷工况的应力和位移, 发现两种加载方式应力和位移偏差均小于5%。

试验结果表明:1地铁车辆底架边梁悬挂与原有底架悬挂座悬挂对车体静强度试验结果影响很小;2底架边梁悬挂车体进行静强度试验时, 仍可采用原有客室加载方案, 为今后地铁车辆底架边梁悬挂结构车体静强度试验指明了一种可行的试验方法, 节省了大量的底架悬挂工装及试验工序。

摘要：为了验证底架设备悬挂在底架边梁与加载到客室地板对车体应力的影响, 对底架设备加载方案进行了试验对比分析。对同种工况不同加载方式进行试验对比, 分析了两种加载方案在三种垂向载荷试验中的应力和位移差异。试验结果表明:两种加载方案下, 车体相同测点的应力和垂向位移差偏差均小于5%;今后地铁车辆底架边梁悬挂结构车体静强度试验仍可采用客室加载的试验方法。

关键词：地铁车辆车体,边梁悬挂,静强度,试验方法

参考文献

[1]EN 12663-1-2010铁路应用、铁路车辆车体的结构强度要求[S].

[2]TB/T 2541-2010机车车体静强度试验规范[S].