基于HyperMesh的运输车车架有限元分析论文[合集五篇]

第一篇：基于HyperMesh的运输车车架有限元分析论文

0 引言

车架作为车辆重要的承载部分，运输车中多数零部件如：驾驶室，发动机，变速箱，车桥等通常都直接与车架相连接。在运动过程中，车架还承受各零部件产生的各种力与力矩的影响，承载情况的复杂性要求车架必须有足够的刚度和强度来避免其主体发生变形或者断裂的现象，以保证其安全可靠性及使用寿命。但是，在以往的设计过程中，设计人员大多采用经验公式进行计算，这种方法并不能精准的计算出车架各部件应力和形变。本文采用HyperWorks软件对车架结构进行有限元分析，运用Radioss及OptiStuct求解器分析了车架的应力和位移形变分布状态及自由模态分析，利用分析结果验证该车架设计的合理性，对后续的结构优化提供理论依据。车架的几何模型及有限元模型

本文以某造船厂运输车车架为研究对象，该车架由型钢焊接而成，两根纵梁为矩形截面型钢，总长9440mm，大梁式，前后等宽，纵梁最大断面尺寸为360mm×140mm×20mm，横梁最大断面尺寸为300mm×140mm×20mm，前后端横梁为Π型槽钢，中间横梁为矩形截面型钢，横梁的长度为920mm。

实际中，车架的形状结构复杂，支撑装置和固定装置多种多样，除几何形体不规则外还存在许多倒圆角和圆孔，如果在建模的过程中将这些细微之处全部考虑在内，就会导致网格的密度很大，单元尺寸极小，节点方程的数量庞大，因而增加求解时间，同时局部的网格质量无法保证，容易导致求解失真。因此，有必要对车架的结构进行合理的简化，建立合理有效的模型，从而减少分析过程中的计算量，提高计算效率。

运用Pro/E三维建模软件对简化处理后的车架结构进行实体建模，为了避免部分零件出现几何缺陷或数据丢失的情况，我们通常将Pro/E中建立的模型保存为.iges格式文件，把该格式文件直接导入HyperMesh中进行后续的网格划分。

对实体模型进行网格划分首先需要对网格单元定义属性，其次定义网格的生成控制，最后划分网格。其中网格的单元属性包括网格单元类型，实常数以及材料特性。本文车架的材质选用16Mn，其杨氏模量为2.06×1011Pa，泊松比为0.28，材料密度为7800kg/m3，屈服应力为345MPa。本文采用HyperMesh中的自动网格划分功能对已建好的实体模型进行单元网格划分，最后得到了车架有限元模型(如图1所示)。使用HyperMesh中的count功能，可以得出其单元网格个数106472，节点个数53268。车架静态工况分析

车架作为重要的承载部分，这就要求其既要有足够的强度，也要有足够的刚度。足够的弯曲刚度，可使车架上的部件在行驶过程中相对位置不发生改变。车架刚度不足，会引起振动和噪声，也会使汽车的乘坐舒适性、操纵稳定性及某些基件的可靠性下降，然而其扭转刚度不易过大，否则汽车的通过性变差。

运输车在行驶过程中，在所有轮胎都着地情况下，地面对整车的作用力依次通过轮胎、车桥、板簧、吊耳销最终传至车架上，因此，我们可以在吊耳销处创建约束点。对于本文中的车型，动力总成及满载时的总质量为16t，将这部分总质量的以均匀分布的方式加载到0～7000mm范围内;驾驶室及乘员的总质量为1.3t，同样以均匀分布的方式将该部分总质量加载到7560mm～9440mm范围内，这样就对整个车架进行了全部加载。车架模态分析

所谓模态分析，就是确定设计结构或机械零部件的振动特性，得到结构固有频率和振型的过程，它是动态设计的核心。研究的是结构模态即自由模态，是结构本身的特性与材料特性所决定的，与外载条件等无关(即无需加任何载荷和约束)，而结构在任意初始条件及外载作用下的强迫振动都可以由结构按这些基本特性的强迫振动的线性组合构成。本文通过不施加载荷与约束，对车架的有限元模型进行自由模态分析。结论

本文应用有限元分析法对运输车车架进行了静态应力和模态分析，通过静态应力分析可知，在给予车架弯曲工况与扭转工况的情况下，车架的最大应力值始终都小于车架的屈服应力值，说明该车架是符合设计要求的。但是由于扭转工况下的最大应力值较弯曲工况下的最大应力值大很多，这一点还有待我们进一步优化解决。车架的固有频率一般为10Hz～15Hz，目前在高速公路和较好城市路面不平引起的激励频率一般为1Hz～20Hz的垂直振动。由模态分析可知，车架的各低阶模态的频率值在22.04Hz左右，避免了各种激励频率与车架形成共振的影响，保证了运输车行驶的稳定性与安全性。

综合而言，通过对车架进行有限元分析，为我们在对该类车架设计提供重要的参数，为改进结构设计提供了理论依据，同时也为深入研究相关问题奠定基础。

第二篇：炼钢厂85t铸造起重机吊钩设计及有限元分析小论文

炼钢厂85t铸造起重机吊钩设计及有限元分析

摘要：本设计采用许用应力法以及计算机辅助设计方法对桥式起重机桥架金属结构进行设计。设计过程先用估计的桥式起重机各结构尺寸数据对起重机的强度、疲劳强度、稳定性、刚度进行粗略的校核计算，待以上因素都达到材料的许用要求后，画出桥架结构图。通过计算机辅助设计方法,绘图和设计计算都充分发挥计算机的强大辅助功能,力求设计高效。

关键词:桥式起重机；机构尺寸；计算机辅助设计；

85/32t, span 19m, double beam bridge crane(hook design)

ChengYong(Mechanical Electronics Engineering Institute, Machinery and its

Automation Major)

Abstract: This design uses the allowable stress method and computer aided design method to design a bridge crane bridge metal structure.The process of this design, firstly use the estimated each structure size and date of the bridge crane to roughly check and calculate the crane intensity, fatigue intensity stability and stiffness;then draw the bridge structure if the above factors have reached the allowable requirements material.Through computer aided design method, graphics and design calculations give full play to the powerful auxiliary function, computer to design efficient.Key words: bridge cranes;agencies size;computer aided design;

0 前言

吊钩装置设计是起重机最重要的一个承载部件。它要求强度足够，工作安全可靠，转动灵活，不会发生突然破坏和钢丝绳脱槽或楔在罩壳中等现象。

吊钩装置有长型和短型两种。长吊钩装在横轴上，滑轮装在单独的心轴上；而短型吊钩装置的特点是：吊钩横轴和心轴合二为一。本课程设计主吊钩采用长型，副吊钩采用短型。最后用有限元分析软件对吊钩进行应力分析力求设计的可靠性。1 小车的总体设计 1.1小车参数

工作级别: M6 跨 度: 19m 起升高度： 主起升机构20m 副起升机构24m 工作速度： 主起升机构8m/min 副起升机构：11m/min 电 源： 三相交流 308v 50A 1.2 确定机构传动方案

对于具有四个车轮其中半数为主动轮的小车运行机构，其传动方案可分为两大类：即带有开式齿轮传动的和全部为闭式齿轮传动的。

开式齿轮传动方案的优势在于机构简单，可以很方便地检修车轮与轴承。缺点是达齿轮的支点距离达，影响齿轮的正常的啮合。

由于开式齿轮和轮齿的磨损严重，因此，一般用途的桥式起重机小车运行机构，大多采用闭式传动。

经比较后,确定采用全闭式齿轮传动如图1-1所示。图中电机与减速器入轴的联接方式是直接联接。

运行机构简图1-1 1.3 选择车轮与轨道并验算其强度

车轮的最大轮压：小车自重估计取为GXC=25000㎏。假定轮压均布： Pmax14(QGxc)14(8500025000)27500㎏(1-1)载荷率 QGxc85000250003.41.6

由参考文献[2]表19-7选择车轮：当工作类型为中级时，车轮直径Dc=600㎜,轨道为QU100，许用轮压为41.2t>27.5t,故可用 2 起升机构的传动方案的确定 2.1主起升机构传动方案

图2-1

电机与减速器之间采用一中间轴，轴的一段联有半齿联轴器，另一端则联有带制动轮的半齿联轴器。像这种在两个半齿联轴器之间没有外座的中间轴，除允许径向和角度有微量偏移外，由于可沿轴向稍微串动，因此成为浮动轴。利用浮动轴的优点：容许较大的安装误差，而且轴越长允许的安装误差越大；有足够的维修空间，便于拆卸和更换零件；使小车自重分布均匀。

2.2副起升机构传动方案

图2-2闭式传动的起升机构构造

结构与主起升机构一样就不再次叙述。吊钩强度计算 3.1吊钩基本资料

額定荷重 Q =50000㎏ 吊钩开口直径 d =27㎝ 吊钩第І剖面 B1=10㎝

b1=3.6㎝ h1=14㎝ 吊钩第П剖面 B2=10㎝

b2=3.6㎝ h2=14㎝ 材质不明： 20Mn 吊钩抗拉強度 σt = 4500㎏/㎝2（取最低強度）

3.2吊钩強度计算

吊钩第І剖面A1 A1 =

(B1b1)h12(103.6)14295.2㎝(3-1)

e1h1(B12b1)3(B1b1)14(1023.6)3(103.6)5.90㎝(3-2)e2h1e1145.908.10㎝(3-3)I1h1[(B1b1)2B1b1]36(B1b1)3214[(103.6)2103.6]36(103.6)I1e1I1e21440.25.901440.28.10321440.2㎝(3-4)

Z1244.1㎝(3-5)

Z2177.8㎝(3-6)弯曲力矩:

M1Q(d2e1)5000(1425.90)64500㎏-㎝(3-7)2 bt1M1Z2QA164500177.8M1Z1QA164500244.1500095.2316.8㎏/㎝(3-8)bc1500095.2362.852.5310.3㎏/㎝(3-9)取bt1，bc1较大者计算安全系数

S.F=故能满足要求 吊钩第П剖面面质A2

tbt14500316.814.2> 3(3-10)

A2=

(B2b2)h22(9.53.7)13.6289.8㎝(3-11)

e3h2(B22b2)3(B2b2)13.6(9.523.7)3(9.53.7)5.8㎝(3-12)e4h2e313.65.87.8㎝(3-13)

32I2[(B2b2)2B2b2]2h36(B2b2)

3213.6[(9.53.7)29.53.7]4

36(9.53.7)1294.5㎝(3-14)ZI21294.53e35.8223.2㎝3

(3-15)ZI21294.54e166㎝3

(3-16)

47.8 弯曲力矩: M02Q2tan(d2e3)50002tan60(13.625.8)54560㎏-㎝M0 2545605000tan60bt2ZQtan32A2223.2289.8292.7㎏/㎝2(3-18)

2tanbc2MZQ42A2

0545601665000tan60289.8328.748.2280.5㎏/㎝(3-19)取bt2，bc2较大者计算吊钩安全系数

安全系数S.F=

t4500bt2292.715.4> 3 通过验算

3.3 小吊钩零件校核

最小工作高度：

H0.8d00.810080mm 考虑设置防松螺栓，世纪取螺纹高度H=122mm 螺母外径：

D(1.8~2)d0(1.8~2)80144~160(3-17)

(3-20)

(3-21)其他零件的校核与小吊钩的一致就不再次列出。基于Pro /E的吊钩有限元分析

有限元作为一种融力学分析和计算机技术与一体的数值分析方法, 已经广泛应用于工程技术各个领域。本文主要利用Pro /E 软件的MECHANICA 模块进行有限元分析, 并把分析结果与理论结果相比较, 以验证吊钩的安全性能, 预防意外的发生。

4.1 吊钩模型创建

1.材料模型的建立

根据零件的工作条件和损坏形式找出所选材料的主要力学性能指标。2.草绘模型

吊钩在机械零件中属于标准件, 按照起重机设计手册确定各部位的尺寸草绘模型。利用Pro /E 参数化建模的特点,按照国家标准修改吊钩尺寸。其最终二维草图如图4-1所示。

图4-1 吊钩草绘模型

3.生成实体

本文采用将草绘拉伸成厚度为140MM 的薄片, 如图4-2所示, 这样既解决了造型的困难, 又可以将主要精力放在有限元分析上。

图4-2 吊钩模型生成实体零件

4.2 有限元分析过程

进入Pro /E 应用程序Mechanica, 进行有限元分析的前处理、具体分析和后处理工作。1.载荷模型的建立

吊钩在起吊重物时, 所引起的偏斜可通过吊钩杆自身调正, 考虑所受垂直拉力, 即物体的重力, 因此只考虑静拉伸的影响, 吊钩又为要求安全性较高的特殊构件,分析时所施加载荷为其额定载荷的4倍。因为采用静力分析, 载荷即为物体重力。选择吊钩的工作部分, 将力施加在吊钩头上, 方向为y方向, 大小为-500000 N, 定义约束为螺纹外侧双向固定。2.网格划分

弯钩部分采用Pro /E 自带的映射网格划分方法, 部分采用自适应网格划分方法，使用164个节点, 358个单元。具体网格划分结见图4-3。

图4-3 网格的划分图

3.定义材料和加载材料：

定义材料如下, 且各向同性, 其定义过程见图4-4。

图4-4 定义模型材料

4.3 有限元计算结果

经过Pro /E 后台运算, 可以得到大量的结果数据, 直接查看分析结果。分析结果也可以采用应力应变色彩云图的形式表现, 如图4-5, 更加直观。

图4-5 吊钩分析结果的网格和云图显示

在Pro /E 的Results中, 经模拟运算得到应力和位移的分布情况。经仿真模拟运算得出其整体等效应力及其分布情况如图5所示。从整体看吊钩工作时的受力情况, 在垂直方向受所吊物体的重力, 即垂向下的拉应力作用, 由于吊钩结构所致, 在吊钩面弯曲部分形成弯矩, 从而产生较大的弯曲应力。因此, 吊钩整体结构上特别是下面弯曲工作部分实际上是受这两种应力的和。由于合应力在吊钩内表现为拉应力, 外侧表现为压应力, 所以危险截面是出现在内侧弯曲应力较大处和螺纹应力集中处。如分析结果所述, 吊钩所受的最大拉应力为204M Pa, 由材料的力学性能知其屈服强度s = 245MPa, 抗拉强度b = 410MPa, 即没有超出其强度极限范围, 但接近其屈服强度。表明此吊钩可以支持4倍检验载荷而不脱落, 但存在一定的风险。吊钩凹槽处应力集中,如果加之材料选择不当, 强度级别偏低就很容易导致吊钩断裂, 因此, 吊钩在工作过程中严禁超载, 并且起吊要缓慢, 避免产生冲击载荷。

通过以上仿真计算, 可以较好地捕捉吊钩工作时的应力和位移分布情况, 但是仅仅考虑拉伸载荷的作用是不够的,实际上起重吊钩在作业过程中, 常常存在一个起吊倾斜角(即吊钩危险断面处不仅产生拉伸应力, 同时产生弯曲应力), 如果能够综合考虑到各因素对其造成的影响, 分析结果将会更加准确, 更加符合实际。结束语

本设计采用许用应力法以及计算机辅助设计方法对桥式起重机桥架金属结构进行设计。通过计算机辅助设计方法,绘图和设计计算都充分发挥计算机的强大辅助功能,力求设计高效。参考文献

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