（载运工具运用工程专业论文）货车车体疲劳分析及建模方法的研究.pdf

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- - - 巳 卜 辆数多；以法国、德国等欧洲国家为代表的快捷技术，其主要特征是车辆运行速 度高、列车编组数量少。近几年来，欧洲也开始研究开行2 5 t 轴重重载货车和 2 0 0 k m h 轻快货车。可见货车的提速和重载化已经是铁路运输的既定发展方向。 随着我国经济的发展，铁路货运量大幅增长。以大秦线路为例，大秦铁路是 我国第一条双线重载电气化铁路运煤专线，承担着全国5 大电网、1 0 大钢铁公司、 3 5 0 多家主要发电厂、和6 0 0 0 多家企业生产用煤和出口煤炭的输送任务，其煤炭 运量约占全国铁路煤运总量的七分之一。c 8 0 型铝合金、c 8 0 b 型不锈钢两种8 0 吨级重载货车在大秦线2 万吨重载组合列车的成功应用，满足了大秦铁路开行2 万吨重载列车的运输需求，大大提高了我国铁路重载货车设计、制造、试验、研 究及运用、维修管理水平，为快速提升大秦线煤炭运输能力做出了重要贡献。由 此，开辟了中国铁路重载运输的新纪元，使中国铁路重载运输技术跨入了世界先 进行列。 从我国货车装备技术近十余年来的发展情况看，货车结构的疲劳可靠性问题 是制约货车装备技术提升的关键因素。如果货车结构在显著低于设计寿命时过早 低发生疲劳裂损，将使货车的维修费用居高不下，并危及行车安全。疲劳过程就 是由于载荷的重复作用导致零件材料内部的损伤累积过程。其发生破坏的最大应 力水平低于极限静强度，且往往低于材料的屈服极限。因此，对承受着交变载荷 或称疲劳载荷的多数机械结构来说，机械静强度可靠性设计不能反映它们的实际 载荷情况，因此对这些零件进行疲劳强度可靠性设计。 此外，我国货车现行结构强度设计规范和试验标准尚不完善，特别是缺少疲 劳强度设计规范和试验标准，因此更新我国货车结构的强度设计规范和试验标准， 已成为一项非常紧迫的工作。 究也从此开始。1 9 5 7 年i r w i n 提出线弹性断裂力学理论和方法以后，人们曾多次尝 试采用应力强度因子来描述疲劳裂纹的扩展。1 9 6 3 年，美国人e c p a r i s ( 帕里思) 在断裂力学的基础上，提出了表达裂纹扩展规律的著名关系式p 撕s 公式，给 疲劳研究提供了一个估算裂纹扩展寿命的新方法，在此基础上发展了损伤容限设 计，从而使断裂力学和疲劳这两门学科逐渐结合起来。1 9 7 1 年，r m w e t z e l ( 威 兹) 在m a n s o n c o 街n 方程的基础上，提出了根据应力应变分析估算疲劳寿命的 一整套方法一局部应力应变分析法。 如今，在微观机理方面，对疲劳裂纹的萌生与扩展机制已经有了比较清楚的 了解。人们已经有了一些基本的理论手段和方法来较好低说明、评价和预测工程 材料、部件和结构的疲劳寿命以及控制疲劳寿命的众多影响因素。在疲劳试验方 面，己经广泛使用概率统计方法来进行试验设计及数据处理。在抗疲劳设计方面， 已经提出了四种疲劳设计方法，即：无限寿命设计、有限寿命设计( 包括名义应 力疲劳设计法和局部应力应变法) 、损伤容限设计、疲劳可靠性设训旧】。 1 3 疲劳的分类 按研究对象分为材料疲劳和结构疲劳。材料疲劳研究材料的失效机理，化学 2 成分和微观组织对疲劳强度的影响，标准试样的疲劳试验方法和数据处理方法， 材料的基本疲劳特性，环境和工况的影响，疲劳断口的宏观和微观形貌等，其特 点是使用标准试样进行试验研究。结构疲劳则以零部件，接头以至整机为研究对 象，研究他们的疲劳性能，抗疲劳设计方法，寿命估算方法和疲劳试验方法，形 状尺寸和工艺因素的影响，以提高疲劳强度的方法。 按失效周次可以分为高周疲劳和低周疲劳，材料在低于其屈服强度的循环应 力作用下，经1 0 4 1 0 5 以上循环产生的失效称为高周疲劳；材料在超过或接近屈服 强度的应力下低于1 0 4 1 0 5 次塑性应变循环产生的失效为低周疲劳。高周疲劳与低 周疲劳的主要区别在于塑性应变的程度不同。高周疲劳时，应力比较低，材料处 于弹性范围内，应力与应变成正比。低周疲劳则不然，其应力一般都超过弹性极 限，产生比较大的塑性变形，应力与应变不成正比。对于低周疲劳采用应变作为 参数，可以得到较好的结果，因此低周疲劳也常称为应变疲劳。与此相应，高周 疲劳又被称为应力疲劳。但严格讲，低周疲劳与应变疲劳含义不同，前者考虑失 效周次，后者考虑的是控制参量。同样，高周疲劳与应力疲劳也有从差别。因为 高周疲劳是各种机械中较常见的，固简称疲劳，通常所说的疲劳一般指高周疲劳。 按载荷变化状况可分为恒幅疲劳，变幅疲劳，随机疲劳。疲劳载荷中，所有 峰值载荷均相等和所有谷值载荷均相等的载荷称为恒幅载荷，承受此载荷的疲劳 为恒幅疲劳。承受所有峰值或者谷值不等或两者都不等的载荷的疲劳为变幅疲劳。 随机疲劳的载荷，峰值和谷值及序列都是随机出现的，其幅值和频率都是随机变 化的，所以不能用一个简单的数学表达式来描述。一般要从幅域，时域和频域三 个方面来描述，分析其统计特性【”。 2 疲劳分析的基本概念 疲劳分析的最终目的是要确定构件的疲劳寿命。所谓疲劳寿命就是给定应力 水平下的破坏循环数，它是一个随机变量。而我们经常说的疲劳强度是指定疲劳 寿命对应的应力水平。疲劳寿命是设计人员和工程人员十分关注的问题，也是与 广大用户切身相关的问题。然而在复杂载荷谱的作用下疲劳寿命计算又是一个十 分困难的问题，因为要计算疲劳寿命，必须有精确的载荷谱、材料特性或构件的 s n 曲线、合适的累积损伤理论等。同时还要把一些影响疲劳寿命的主要因素考虑 进去。要达到这个要求目前还很困难。因此，国内外的疲劳寿命计算，都还没有 十分精确的方法，只能作到估算或者预算。 2 1s n 曲线 反映外加应力与疲劳寿命之间关系的曲线称为s n 曲线或者w o h l e r 曲线。其 中s 为外加应力，n 为疲劳失效以前所经历的应力或应变循环数称为疲劳寿命。 试样的疲劳寿命取决于材料的力学性能和施加的应力水平。一般来说，材料的强 度极限越高，外加的应力水平越低，试样的疲劳寿命就越长；反之，疲劳寿命就 越短。 率。 图2 1s - n 曲线图 f i g u r e 2 - 1s - ng r a p h s n 曲线的最常用形式是幂函数式，其表达式是： s ”n = c( 2 1 ) 式中m 和c 均为材料常数。将上式两边取对数得： m l g s + l g n = d ( 2 2 ) 由上式可见，s n 曲线的左段在双对数坐标上为直线，1 m 为s - n 曲线的负斜 在s - n 曲线中考虑疲劳极限0 ，写为： ( s - s , ) ”n = d 4 ( 2 3 ) 其中，1 m 为s - n 曲线的负斜率；邑为材料的疲劳极限；d 为材料常数。 2 2 疲劳累积损伤理论 大多数零件所受到循环载荷的幅值是变化的，变幅载荷下的破坏是不同频率 不同幅值载荷所造成的损伤累积而成的，因此，累积损伤是有限寿命设计的核心 问题【引。 目前所提出的累积损伤理论可以归纳为三大类： ( 1 ) 线性疲劳累积损伤理论； ( 2 ) 非线性疲劳累积损伤理论； ( 3 ) 双线性累积损伤理论。 1 9 4 5 年m a 迈因纳根据材料吸收净功的原理，提出了疲劳线性累积损伤的数 学表达式。迈因纳指出：在疲劳试验中，试件在给定的应力水平反复作用下，损 伤可以认为与应力循环次数成线性累积的关系，当损伤累积到某一临界值时，就 产生破坏，这就是迈因纳准则。 线性累积损伤定律的正确运用，取决于几个局限性很强的假设： ( 1 ) 在每个载荷块内，载荷必须是对称循环，即平均应力为零： ( 2 ) 在任意给定的应力水平下，累积损伤的速度于以前的载荷历程无关，亦即 对于每一应力水平，不论在寿命的前期或后期，每次循环的损伤应该是相同的； ( 3 ) 无论是由高到低或由低到高，加载顺序的变化不应该影响寿命。 当这些假设得到很好的满足时，线性累积损伤的计算可以得到满意的结果。 但很多累积损伤试验的结果往往不符合按线性累积损伤定律估算的结果。虽然如 此，由于迈因纳线性累积理论形式简单，使用方便，从而得到广泛的应用。 根据线性累积损伤假设，每次当部件承受的应力大于零件在所加应力比时疲 劳极限的量级，则引起已知量的损伤。因此，“损伤增值之和等于l ，便认为出 现疲劳损坏。如果n ；表示某种损伤应力级时的循环数，n 表示在该应力级时将导 致损坏的循环数，则在下式情况时出现损坏。 y 垡：1 二_ n ( 2 - 4 ) 如果n t 表示部件在载荷谱下出现损坏的总循环数，则用q 能简便低表示每一 应力级占总循环的分数。i 玉l d ：，= c t i n t ，式( 2 5 ) 可表示为： r 轰2 - ( 2 - 5 ) 载荷谱下疲劳寿命的关系现在可以表示为： m = 二( 2 6 ) 1 焉 式中，n t 是谱循环总数，并不正好是出现损伤应力级时的循环数。实际计算 时，只是出现损伤的应力级高于疲劳极限的循环才包括在式( 2 6 ) 的总和中。低于 疲劳极限的循环不包括在内，因为假定这些循环不会造成损伤。 迈因纳理论没有考虑加载顺序的影响和平均应力的影响，因此只是一种近似 理论，但该理论的实用性使得其在工程中得到广泛应用。 2 3 名义应力法 疲劳强度设计包括疲劳安全系数的校核和疲劳寿命的估算两项内容。具体的 设计计算方法有应力寿命法和局部应力应变法。局部应力应变法目前还只适用于 零部件的应力集中处发生了塑性变形的低周疲劳。应力一寿命法主要用于只发生弹 性形变的高周疲劳，设计所用的基本参数是零部件危险点的名义应力，所以这种 方法又叫名义应力法。对于焊接结构，名义应力是指焊接接头附近的平均应力。 名义应力法是最早出现的一种疲劳寿命估算方法，它实际上是一个传统的安全寿 命估算方法，包括无限寿命设计和有限寿命设计两种设计思路。 名义应力法假定：对于相同材料制成的任意构件，只要应力集中系数k 相同， 载荷谱相同，则它们的寿命相同。此方法中名义应力和应力集中系数为控制参数。 一般来说，结构或构件的实际破坏中，疲劳裂纹都是从结构内部或者表面的应力 最大点即应力集中的缺陷部位开始的。因此，在进行寿命估算以前首先要先找到 这个应力集中处的应力最大点。 用名义应力法估算零构件的疲劳寿命通常有两种做法：一是直接按照零构件 的名义应力和相应的s n 曲线估算该零构件的寿命；二是对材料的s n 曲线修改， 得到零件的s n 曲线，然后估算其疲劳寿命。然而零构件的几何形状和边界条件 千变万化，绝大多数情况下这样做是不现实的。所以第二种做法是名义应力法的 一般做法。 大量工程结构和机械结构的疲劳失效通常属于高周疲劳，即结构受到的循环 应力远低于材料的屈服极限，结构在疲劳破坏前能承受1 0 5 次以上的循环载荷作 用。高周疲劳的寿命主要由裂纹萌生寿命和裂纹扩展寿命组成并主要受应力幅控 制。对于高周疲劳问题，通常采用名义应力法进行疲劳寿命的估算，而低周疲劳 的问题则更适合采用局部应力应变法估算疲劳寿命。 影响结构疲劳寿命的因素很多，并且这些因素随着外界条件又是在随机变化 6 一 图2 - 1名义应力法疲劳寿命估算步骤 f i g 2 1t h es t e p so ff a t i g u el i f ep r e d i c t i o nw i t hn o m i n a ls t r 鼯sm e t h o d 名义应力法的原理简单直观，这使得疲劳寿命的估算易于掌握，然而它的不 足之处也影响了估算精度： ( 1 ) 名义应力法假定，对于不同构件只要具有相同的应力集中系数，就认为它 们的疲劳特性存在着当量关系。但是经过大量的研究表明，具有相同应力集中系 数的构件，在缺口根部不一定会有相同的应力。 ( 2 ) 构件与标准试件之间的疲劳特性的当量关系难以确定，存在着很大的经验 性，这影响了结果的准确性。 ( 3 ) 实际结构都是处在变幅下，由于应力集中，缺口根部局部区域的应力常常 会超过屈服极限而进入塑性状态，局部的屈服会造成残余应力的存在，这对承受 变幅载荷的结构疲劳寿命而言有着重要的影响，而名义应力法不能计及这种影响， 所以名义应力法在估算中低周疲劳寿命时精度很低。 ( 4 ) 疲劳破坏总是以结构上具有应力集中的部位开始，但是名义应力不能代表 应力集中部位的真实应力应变状况，所以，名义应力法不能j 下确考虑载荷的次序。 同时，名义应力法也没考虑载荷之间的相互影响。 ( 5 ) 在名义应力法中经验分析起着很重要的作用，因为算法中很多参数的选取 都是依赖于经验，而且它们对于疲劳寿命又都比较敏感。 2 4 本章小结 本章介绍了s n 曲线以及m i n e r 线性累积损伤理论的基本概念，并叙述了名 义应力法，指出了名义应力法虽然原理简单，易于掌握，但也有它的不足之处。 7 3 1a a r 标准 3 焊接结构疲劳设计标准研究 a a r 机务标准m 1 0 0 1 9 7 根据线路运行长期实测数据分别给出典型的敞、平 、棚、罐和漏斗的纵向、浮沉、扭转和侧滚载荷谱，并规定新设计的车体须依据 类似车型已有谱采用焊接结构的s n 曲线进行疲劳设计和评价，该标准是一种车 体疲劳定寿评价方法。 评估过程： ( 1 ) 首先查找对应的焊接形式，从而得到相应的参数b 、m 、k 值( 如表3 1 ) ； ( 2 ) 选择对应的载荷谱，根据有限元分析的结果或者是试验结果把载荷谱换 算成应力谱； ( 3 ) 按照应力比定义r = s m i n s 瑚x ，能够得到应力比r 的大小； ( 4 ) 利用方程( 3 9 ) 可以得到该应力比下的疲劳极限s 。； ( 5 ) 利用方程( 3 5 ) 可以得到该疲劳极限时对应应力s 。眦的破坏循环次数n i ； ( 6 ) 利用迈纳尔损伤累计预测部件达到损坏的总循环数； ( 7 ) 最后，计算部件的寿命：寿命( 公里) _ n t 1 3 。 s i s e i 1 0 n ：i 图3 - 1 理想的s - n 曲线图 f i 9 3 - 1p e r f e c ts - ng r a p h 设k 为s - n 曲线的绝对斜犁4 1 ，则： ! 塑墨二! ! 咝- k l o g n e l o g n i 8 ( 3 1 ) g 等礼g 要 协2 ) 等= c 妒 俘3 ， 胪奇 4 ) 实际应用中，用s 咖。或者s r ( 应力范围) 代替s i ，故上述方程可写为： 胪奇 协5 ) 式中n e ，当材料为钢材时取2 1 0 6 ，材料为铝合金时取1 0 7 。需要说明的是， 应力值域的对称循环( 阽1 o ) 考虑。例如，一个循环的最大实际应力是5 0 2 5m p a ， 最小应力是- 1 4 0 2m p a ，则最大应力取 4 0 2 5 一( 一1 4 0 2 ) 】2 = 9 0 2 3 m p a 。疲劳极限 屈服强度 - s m i n+ s m i n。m 1 - n。m u l 图3 2 理想的改进g o o d m a n 图 f i g 3 - 2p e r f e c tp r o g r e s s e dg o o d m a ng r a p h 改进g o o d m a n 图曲线方程： s m a x - - r n 宰s m i n + b ( 3 - 6 ) 即氏i l l ：s m a x - b ( 3 7 ) ，以 按照定义，r = s m i n s 一= ( s m 。- b ) ( m 宰s 一) ，但是在疲劳极限时，s 一= s 。， 因此可得： 9 l 净( s 。- b ) ( m 幸s e )( 3 8 ) 或s 。= b ( 1 - m r )( 3 - 9 ) 其中，b 是r = 0 时的疲劳极限，m 是g o o d m a n 曲线的斜率。 最后，计算部件的寿命： 厂 寿命( 英里) = 冬 ( 3 1 0 ) 式中，n t 是达到损坏的总循环数，1 3 是每英里谱总循环数。 实际上，在车辆运行过程中，车体上的大应力循环所占比例较小，而小应力 循环占的比例较大，因此需要考虑低于疲劳极限的小应力对损伤的贡献。设s n 曲线在n 值为2 0 e 6 次到1 0 e 8 次的曲线负斜率为k ，通过选择的接头类型或母 材类型在寿命为2 0 e 6 次时的疲劳极限b 值和1 0 e 7 次时的疲劳极限b 值，可由如 下公式得到足： k ，： 垒二垡 1 o e 7 2 o e 6 s ( 3 - 1 1 ) 图3 - 3 扩展的s - n 曲线 f i g 3 - 3e x t e n d e ds - n c u r v e 这样，对于小于2 0 e 6 次的应力循环同样可以评估损伤，只是需要将公式中的 k 换为k ，n 。为1 。7 ，s e = r 二h i 鬲。 1 0 表3 1 部分疲劳性能参数，摘自a a r 机务标准m 1 0 0 1 9 7 “货车设计制造规范” t a b 3 - 1p a r tf a t i g u ep a r a m e t e r , f r o ma a rs t a n d a r dm 10 01 9 7 m g d 曲线y 轴截距( m p a ) m g d 曲线 s - n 曲 线斜率构件号构件说明构件图 2 1 0 61 0 x 1 0 7 斜率( m ) ( k ) ( b )( b ) 1 平板，轧制一轴向载荷 2 1 3 5 1 8 6 0 8 6 0 1 搭接焊接头，纵向或纵 向加横向角焊缝，纵向 痧 4 6 23 9 31o 2 5 2 焊缝端部的板应力临 界 t 形接头，单侧角焊缝一 3 弯曲根部张开为最大 j i 4 2 7 3 6 5lo 2 4 虿零 t 形接头，单侧角焊缝一 j 9 2 38 6 810 1 9 4 反向弯曲 t 形接头，单侧角焊缝一 ， 5弯曲根部闭合为最大 1 0 1 98 6 8lo 2 1 至零 t 形接头，单侧角焊缝一 ! 与 8 2 77 3 710 2 56 轴向载衙 t 形连接。坡u 焊缝部 衡 6 6 85 6 410 2 17 分焊透，板应力临界一 轴向焊透，板应力临界 t 形连接，坡u 焊缝充 8 分焊透，板应力临界一 御 1 0 3 48 9 610 1 3 轴向载倚 平板横向对接焊接，充 乡 1 3 7 81 1 7 1 o 4 9o 0 99 分焊透，焊缝高起部分 保持完整一轴向载荷 3 2i i w 标准 i i w 标准采用疲劳应力范围方法进行该车体疲劳强度评价与寿命预测。该规范 在大量疲劳试验结果的基础上，根据2 1 0 6 等幅疲劳强度f a t 将各种典型焊接接 头划分为强度等级，此处的应力范围为不含应力集中成分的名义应力值，其应力范 围疲劳寿命曲线( s n 曲线) 如图3 - 4 所示。 评估过程： ( 1 ) 查找焊缝细节所对应的疲劳级别( f a t ) 以及对应的参数： ( 2 ) 根据该f a t 的相关参数，求的对应循环次数的疲劳极限； ( 3 ) 根据有限元模型获得的应力和载荷谱换算出该部位的应力范围谱； ( 4 ) 根据应力范围谱中应力范围的大小确定n i ； ( 5 ) 利用迈纳尔损伤累计预测部件达到损坏的总循环数。最后，计算部件的寿 命。 在i i w 标准中，疲劳寿命的评估使用的是对数坐标系下以应力范围度量的s n 曲线，如图3 4 。 s - _ 13 1 0 。 、i i n 2 i l o1 0 01 0 0 0 l o gn x l 0 图3 - 4 双对数坐标系下以应力范围度量的s _ n 曲线 f i 9 3 - 4s - n c u r v eo f d o u b l el o g a r i t h mc o o r d i n a t es y s t e m 恒幅疲劳极限从5 1 0 6 到1 0 8 的s n 曲线的斜率肌：= 2 m 一l ，s n 曲线在对 数坐标系下是直线，因此有方程： l o g n = l o g c m l o g a c r ， a c t ”n = c ( 3 1 2 ) 对于某一疲劳级别( f a t ) 的接头而言，由于其接头m 、n 、a c t 固定，所以s n 曲线也是固定的。每一零件的疲劳级别值( f a t ) 为该零件疲劳强度曲线在2 x 1 0 6 次 循环时的特征疲劳强度。 n 5 1 0 6 时的常数：c i = 2x1 0 6xf a t 棚 ( 3 1 3 ) l n = 5 1 0 6 时的疲劳极限( 恒幅疲劳极限) ：s e l = ( c 1 ( 5 x 1 0 6 ) ) m 1( 3 1 4 ) 5 1 0 6 n s e n = 南( 3 - 1 7 ) 当& 2 a c t s e 。时n i = 嘉( 3 - 1 8 ) a c t 2 5 r a m l 茅渗 充分焊透的对 接接头 24 5 ( 雾蒌 该值适用于搭 接接头 e 京交通人学硕士学位论文焊接结构疲劳设计标准研究 ：tl 卜： 充分焊透或部 分焊透的对接 接头在焊趾点 35 6 ， o oi 对, n i = 芳。仃r c r 0 时，n i 2 i 备： ( 5 ) 利用迈纳尔损伤累计预测部件达到损坏的总循环数。最后，计算部件的 寿命。 对于标准厚度以外的接头，除了那些带有纵向焊缝的接头，或者其他直径的 螺栓，或者有足够的证据表明厚度并不影响所考虑接头类型的疲劳强度，应利用 寿命或应力因子得出s n 曲线。对应力范围的修正如下式所示【3 6 1 ： ，一1 s = s b ( 等) 4 ( 3 2 0 ) s 一所考虑接头类型的疲劳强度； s 。一由基本s n 曲线得到的该接头类型的疲劳强度； t 曰与基本曲线相关的最大板厚度( 焊接件为1 6 m m ，螺栓直径为2 5 m m ) t 所考虑的板厚或者螺栓的实际直径； 当接头类型较为复杂，且不打磨，接头的板厚虽然增加，但焊接接头的疲劳 强度反而下降。焊缝余高经过打磨处理则不需要校正。 3 4 本章小结 本章对现行常用的a a r b s i i w 评估原理进行了详细的描述，并且对其评估 过程给予总结列出。 a a r 适用于新造货车的疲劳设计，b s 适用于钢结构，将钢结构细分为l o 级， 每一级详细的提供了s n 曲线和工艺细节。i i w 较b s 更注重焊接接头的细节，并 且分类更加详细，考虑了裂纹的扩展。 车体结构网格化是有限元法分析中重要的一步，关系到计算的精度。网格化 的过程就是将结构物划分成有限个单元体，是力学模型变成离散模型，以代替原 来的结构。为了有效低逼近实际的连续体和保证计算精度，就需要考虑选择单元 的形状、确定单元的数量和确定划分方案等问题，结构离散化后求解的问题就转 变为求有限个自由度的节点位移。 4 1 1网格划分规则 有限元法计算精度取决于划分单元的形状、大小、数量和分布情况，通常划 分的单元愈多、愈密集、也就愈能反映实际结构状况，但计算工作量增大，计算 时间增长。因此必须两方面兼顾，在满足计算精度的要求下，尽可能使单元数少。 在进行网格划分时，应该遵循以下几条原则【3 6 】： ( 1 ) 既要充分考虑到网格的密度要适合计算机的运算能力，同时也要兼顾设计 工作对计算精度的要求。 ( 2 ) 在不影响计算精度的前提下，关键部位要尽可能使用小单元和高级次单元， 应力和位移变化平缓的部位可以采用大单元和低次单元。在边界曲折变化处，应 力集中，应力梯度大的低方等重要部位，单元可以划分得细些；对于边界平直， 应力变化平缓的次要部位，单元可划分得大些。 ( 3 ) 单元应具有良好的形状，如正多边形或正多面体，同时单元之间过渡相对 平稳。 ( 4 ) 保证单元节点位移的连续性或协调性，一个单元的节点必须同时也是相邻 单元的节点，而不应是内点或边界点。 ( 5 ) 结构中一些特殊界面和特殊点应划分为网格边界或节点。常见的特殊界面 和特殊点有：不同材料的分界面、几何尺寸的突变面、不同分布载荷的分界线或 分界点、集中载荷和位移约束的作用点等。 对于一些细小结构，怎样进行网格划分，必须对模型结构的受力情况，边界 条件有所了解，以便做出适当的处理，如果对于分析来说一些小的细节并不重要 则可以简化，反之，应进行精细的划分【5 】。 1 6 图4 1 圆角处理 f i g 4 - 1f i n i t ed e m e n tm o d e lm e t h o do f c o r n e r 孔洞处理：设d 为周边上两点间的最大距离，取消所有小于8 m m 的孔洞；如 果d 在8 1 5 m m 则在孔边布置4 个节点；如果d 大于1 5 m m ，则在孔边周边无三 角形的6 个节点，如图4 2 所示。 图4 - 2 孔洞处理 f i g 4 - 2f i n i t ee l e m e n tm o d e lm e t h o do f h o l e 另外单元流向尽量与构件的边界平行。划分网格时还应考虑分析数据的类型， 不同的分析类型要采用不同的网格划分。当网格用于应力分析( 包括静应力和动应 力) 时，为了反映应力场的局部特性和准确计算最大应力值，需要采用疏密不同的 网格。而当用于固有特性分析时( 模态分析) ，则应采用比较均匀的网格。这是因为 固有频率和振型仅与结构的质量分布和刚度分布有关，不存在类似应力集中现象。 其次，均匀网格可使刚度矩阵和质量矩阵的元素大小不致相差太大，可以减小数 值计算误差。 4 1 2 单元说明 单元类型的选择与要解决的问题本身密切相关。在选择单元类型前，首先需 1 7 要对问题本身有非常明确的认识，然后，对于每一种单元类型，每个节点有多少 个自由度，它包含哪些特性，能够在哪些条件下使用，要结合实际应用的结构来 选择恰当的单元类型。 由于车体受力情况复杂，需要承受纵向和横向剪切、垂向弯曲和压缩、纵向 拉伸和压缩等载荷，因此本文选用s h e l l 6 3 板壳单元来模拟车体结构。该单元考虑 了横向剪切刚度，这对受力情况复杂的车体来说是必要的。下面具体介绍本文采 用的单元。 s h e l l 6 3 既具有弯曲能力和又具有膜力，可以承受平面内荷载和法向荷载。 本单元每个节点具有6 个自由度：沿节点坐标系x 、y 、z 方向的平动和沿节点坐 标系x 、y 、z 轴的转动。应力刚化和大变形能力已经考虑在其中。在大变形分析 ( 有限转动) 中可以采用不变的切向刚度矩阵。 图4 - 3s h e l l 6 3 几何说明 f i g 4 - 3s h e l l 6 3g e o m e t r ye x p l a n a t i o n 本文选用c o m b i n l 4 弹簧元单元来模拟弹性约束。c o m b i n l 4 具有1 维，2 维 或3 维应用中的轴向或扭转的性能。轴向的弹簧阻尼器选项是一维的拉伸或压缩 单元。它的每个节点具有3 个自由度：x ，y z 的轴向移动。它不能考虑弯曲或扭 转。扭转的弹簧阻尼器选项是一个纯扭转单元。它的每个节点具有3 个自由度的： x ，y ，z 的旋转。它不能考虑弯曲或轴向力。弹簧阻尼器没有质量。质量可以通过 其他合适的质量单元添加。弹簧或阻尼特性可以在单元里去除，更一般的弹簧或阻 尼单元可以用刚度矩阵单元( m a t r i x 2 7 ) 。 图4 - 4c o m b i n l 4 几倒形状 f i g 4 - 4c o m b i n 1 4g e o m e t r y 这个单元由两个节点，一个弹簧常数( k ) 和阻尼系数( g ) 。和( g ) ：组成。阻 尼特性不能用于静力或无阻尼的模态分析。轴向弹簧常数的单位是“力长度”，阻 尼系数的单位是“力木时间长度”。扭转弹簧常数和阻尼系数的单位是“力木长度 弧度”和“力宰长度木时间弧度”。对于2 维轴对称问题，这些值应该基于3 6 0 0 。单 元的阻尼部分只是把阻尼系数传到结构阻尼矩阵。阻尼力( f ) 或扭矩( t ) 由下式 计算： f x = g d u ，出或者乃= 一c v d o d t ( 4 - 1 ) 这里c v 是阻尼系数，由g = ( g ) 。+ ( g ) ：矿确定。v 是上一子步计算得到的速 度。第二个阻尼系数( g ) ：是用于某些液态环境下产生非线性阻尼效果。假如 l 【，r j 2 是输入( 就像实常数c v 2 ) ，k e y o p t ( 1 ) 必须设成1 k e y o p t ( 2 ) = 1 - 6 用来 设置成一维单元。使用这些选项，单元工作于节点坐标系统。k e y o p t ( 2 ) = 7 和8 选项允许单元用于热分析或压力分析。 。 “ 4 2 焊缝的有限元建模方法 由于焊接接头处具有应力集中，焊接缺陷和拉伸应力，使其疲劳强度比母体 金属要低的多，因此，焊接结构的疲劳失效多在焊接接头处产生。而目前常采用 的忽略焊缝的板壳模型并不能完全有效的计算焊缝处应力，因此建立合理的整体 或局部焊缝有限元模型，以准确计算危险部位的应力分布是有必要的。 4 2 1外推法 1 9 由于至堡孽望2 昙誓萋矍复萎芝乏翥裟轰粪慧耋翼嚣盖兰蒜篓詈 构应力分析广泛采用有限元法，名兰应力很难从只订异鲴7 “” 器址篙薹笺麓巍燃蒙搿嚣 行线性外推来确定名义应力。这一方法也用采得到烊蚰【处刚“”6 ”“。 。，嘲。f c 、i g 4 鼯- 5l 离i n e 两a d 板y e 连x t r 接a p 中o l a 心t i n g 点t 0 2 t h 2 e w 倍e 权l d t 厚o e 之处的应力定义为名义 应篓黧襄麓 勘嚣一一瓣麓 建立焊缝区方便于计算，如下图4 6 所不为枕采h 炅仪叫皿一。 2 0 图4 - 6 枕梁腹板与盖板t 型焊缝附近的细化 f i g 4 - 6m o d e lr e f i n i m e n to fts h a p ew e l d e dj o i n to fb o d y b o s t e rp a r t i t i o na n dc o v e rb o a r d 以中梁隔板与大横梁下盖板t 型焊缝为例，在焊缝的焊根到焊趾附近网格细 化，板厚为6 r n m ，那么根据外推原理，距离两块板相交点1 3 2 n u n 处的应力为所求 的名义应力。 图4 - 7 中梁隔板与人横梁卜盖板t 型焊缝 f i g 4 - 7ts h a p ew