半挂油罐车结构有限元分析及半挂车车架优化设计

1、L蝼量垃2女:单位代码地堑L学号:唑竺里竺,仑肥工学火警Hefei University of Technology 硕士学位论文MASTER DISSERTATl0N论文题目:半挂油罐车结构有限元分析丑学位类别半挂车车架优化设计学历硕士学科专业:(工程领域j主塑壬堡作者姓名导师姓名完成时间朱帅锃立军教授2007年5月 第三章半挂油罐车的结构强度分析研究3.1前言承载式半挂油罐车主要由罐体总成,车架总成,踏板总成,管路总成,支腿总成等部件组成,由于罐体将承担全部载荷,因此对罐体上的各部件的强度提出了较高的要求,基于这方面的考虑,用有限元分析软件ANSYS对该车架及罐体组合进行了强度计算和分析【

2、lll,找出了局部应力分布较高的部位,分析了造成这一结果的原因,同时提出了模型的优化改进建议,并对改进后的模型分析优化,为以后的生产提供了初步的理论依据。3.2分析模型的建立112】 图3一I罐车的结构图3.2.1罐体模型的建立由于油罐车的车身大都由板筋件焊接,在本文所选取的计算分析模型中,其罐体主要有厚度为6mm的罐体和厚度为3mm防浪板焊接而成,车架纵梁主要有工字钢构成,横梁主要有U型槽钢构成,纵横梁通过焊接构成其车架.在模型的建立过程中忽略一些对强度和模态分析结果影响不大的机构如罐体托架牌照板扶梯等,在UG软件中分别建立该车的车架及罐体的板壳模型,模型由板壳构成,相交面之间均打断,形成各

3、个独立的片体,各片体没有实际的厚度,然后将车架及罐体装配到一块,建立的模型如图3.2所示,通过该图可以看出,当原车的防浪板设计位置与横梁的布置位置相距较近。 圈3-2车架与油罐的装配模型图通过ANSYS与UG之间的通用接口113J,将上图的模型导入到ANSYS中进行预处理,在建模中首先将模型的各个板壳片体采用GLUE或OVERLAP等命令接合到一起,来模仿实际中的横纵梁及纵梁上翼板与罐体之间的焊接效果。然后对模型进行ANSYS预处理,由于该模型均为板壳模型,根据有限元分析的基本理论,单元类型选择的恰当与否,与计算的精度和速度有着密切关系。综合考虑罐体的结构和受力特点,本文选取三维4节点四边形等

4、参元(ANSYS 中SHELL63单元.SHELL63单元是一个弹性壳单元(Elastic Shell Element,它即可以承受法向载荷,也可承受面内张力载荷。在单元的每个节点上具有六个自由度,即沿坐标轴的位移自由度u(,uY,uz和绕坐标轴的转动自由度ROTX:,ROTYROTZ。如图3.3所示.啦-I翔嘣在单元平柚内'图3-3￥hell63单元的模型2l纵粱腹板及上下翼板材料为16Mn,其他各部分为Q235,材料特性如下所列;各板的厚度值如表3.1所示.16M.n:弹性模量E=2.1e5Mpa,Q235:弹性模量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,抗拉强度Ob=520Mpa.抗拉强度ob-375460Mpa,密度p-7.8e-3g/mm3.密度13=7.8e3g/ram3。表3.I模型结构主要参数列表罐体防浪罐体纵梁纵粱工字牵引罐体名称横粱上下粱加封头板主体腹板销板托板翼板强板厚度5364148101010 (Dm按照上表的参数对模型进行网格划分,元,36672个节点,选用等边三角形单元,划分后的单元模型共有77149个单划分的网格模型图如图3-4。 图3-4模型的网格图3.2.2载荷及约束的添加分析可得静力情况下该罐车主要受车体自重,货物重,左右护栏集中力作用。由于多种载荷联合

6、作用,所以采取逐步施加载荷的方法,第一个载荷步施加由于罐车自重产生的重力载荷,即在y轴的负方向上施加大小为9.8m/s2的惯性载荷;第二个载荷步施加液体自重压力,在本文讨论中,采用了液体压强的方法加载,当满载时液体总重量30T,采用均布载荷方式施加在罐体底面上,根据液体自重和罐体底面面积算得均布载荷大小O.02Mpa;左右护栏以集中力的方式(F=500N加在罐体护栏的支撑点上.3.2.3边界条件处理由于不考虑钢板弹簧的作用,因此作以下约束处理:(1在最后一个悬架的后吊耳处采用全约束;(2在前三个吊耳处约束竖直方向位移(EPy方向位移;(3在罐体前部将牵引销板的竖直方向位移(即y方向位移约束;(

7、4所有焊缝处采用刚性联接模拟;3.3计算仿真结果分析3.3.I原模型的强度分析此种工况下的节点yon Mises最大应力值和最大位移值及其位置如表3.2和表33所示,最大变形出现在牵引销两侧的罐体底面上,最大应力出现在最后一个悬挂吊耳的上方的防浪板与纵梁接触处的纵梁上翼面,该半挂车油罐车在实际使用过程中出现过两侧护拦断裂,防浪板焊接处的罐体裂开,车架前端与罐体接触处断裂等使用问题。该工况下所得最大节点应力分布如图3.5所示,整体应力云图和位移云图分别见图3.6和图3.7。表3-2应力最大点及应力值I工况节点号最大yon Mises应力值I计算工况2769341Mpa l虱3-s原结构牵引销处应

8、力云图 图3-6原模型靠近防浪板处横梁和纵粱接合处应力放大图表33最大变形点及变形值l工况节点号最大应变值lI计算工况176372.375mm 1虱3-7原结构的变形云图从以上计算结果可知:在静载工况下115l,最大von Mises应力值o'=341Mpa,已经接近屈服极限es=350Mpa,对整车安全构成威胁,从应力分布云图可以看出,最大应力点位于最后一个吊耳上方的纵梁上翼板处,由于在吊耳的上方均布置了横梁,而且从模型图及受力云图可以看出,在同一横梁的上方纵梁上翼板上,靠近防浪板的一边,均出现了较大的集中应力,分析出现这种现象的原因,从力学的角度讲,横梁与防浪板的距离相对较近时,横

9、梁阻碍了防浪板纵向的应变,必然导致在防浪板变化方向上产生应力集中;从应力云图上看,在纵梁最前端,纵梁腹板与上翼板交界处也产生较大应力:同时在牵引销后的第一横梁靠近防浪板的一边也出现了应力集中.3.3.2改进后模型的强度分析从以上分析中可以看出,防浪板的布置与横梁的布置关系不尽合理,为消除集中应力,我们提出改进建议:将防浪板布置在相邻两横梁的对称中心处,现我们对修改后的模型做强度分析.在其他条件(各板厚度及载荷约束不变的情况下,我们首先对改进后的模型进行了静态分析计算,此时最大应力为149.2Mpa最大应力位于最后一吊耳上方,纵梁上翼板上,最大变形值为2.3ram最大应变位于最后一吊耳上方罐体底

10、面上,得出的应力及应变结果如表3.4及3.5所示:表3-4改进后最大变形点及变形值I工况节点号最大应变值I计算工况207322.3mm表3-5改进后的最大应力值 图38改进后的整体应力图3.9改进后的局部应力放大图 图3.10改进后的整体变形图3.11改进后的局部变形放大图从以上改进后的分析结构可以看出16J,在原参数不变的基础上,防浪板的位置改变以后,应力值明显降低,最大应力为149Mpa,远小于屈服极限350Mpa,静态安全系数达到2.35,完全满足使用及安全要求,而此时最大变形只比原结构增加0.3ram达到2.3mnl,也满足罐体的使用要求,因此可得出结论,该优化改进方法可行.下面对第一

11、次改进后的半挂车进行模拟扭转工况分析:当路过不平路面时,假设左悬空侧第一吊耳.此时取消该吊耳底座处的约束,在吊耳底座处施加向上3.5Mpa的均布压力来模拟扭转工况,其它约束及载荷不变,此时的计算结果最大应力211Mpa,分布于在悬空吊耳对应的右侧吊耳底座上方的纵梁与下翼板交汇处,最大变形为2.4mm,分布位置与静载工况相同,应力及变形计算结果云图如3.12,3.14所示: 图3.12扭转应力云图图3.13扭转时最大应力放大图 图314扭转时变形云图图315扭转时最大变形放大图在此工况下,最大应力及变形均符合动载时要求,动态安全系数为产1.67,变形与静载工况下变形变化不大。当其它吊耳底座悬空按

12、同种方式处理时应力应该均小于此值,因为第一吊耳底座受力比其它几个均大很多,因此改进后的模型扭转工况应力值也满足实用要求.综合以上两种工况分析计算结果,可知此改进设计方案完全满足使用要求,在不增加整车自重条件下,大幅度降低了最大应力值,使整车安全性提高,但是从以上三个分析实例我们不难看出,罐体受力均比较小,而且纵梁只有在牵引销及悬挂吊耳处受力,因此我们可以在不明显增加应力应变值的基础上从减少材料的使用方面着手对半挂油罐车进行轻量化设计。3.4对模型进行结构轻量化设计n,l为实现对该模型的轻量化设计,我们先对罐体进行受力分析,载荷添加方式及大小不变,约束以线约束施加在罐体两端,罐体及防浪板厚度值不

13、变,最大应力出现在添加约束的罐体两端,最大值为166Mpa,如图3.16所示;最大变形出现在罐体纵向对称面上,最大值为3.0mm,如图3.17所示。因此我们可以看出对单个罐体进行分析时,其应力变形值也在可接受的范围内,因此我们可以进一步对半挂油罐车进行结构改进,由以上分析结果可以看出,纵梁的大部分部位受力都不大,因此我们可以试将纵梁取消,只保留悬挂吊耳及牵引销处的纵梁和横梁,在其它部位删除所有的纵梁及横梁构件。 图316罐体的应力云图图3.17罐体的变形云图 图3.18经简化后的模型图在以上分析的基础上D”,我们对车架及罐体模型进行改进,改进后的模型如3.18图,首先我们对新模型进行强度计算,

14、在原数据的基础上的计算结果显示在最后一个吊耳上方的工字梁上翼面,应力值偏大,超过屈服极限,最大变形为2.3ram,依然符合使用要求,分析这种现象的原因,工字梁腹板及下翼板尺寸偏小,导致强度不够,因此我们可以在吊耳上方加厚工字梁下翼板厚度,有原来的14ram加厚到24mm,即在吊耳底座处下翼板置lOmm厚的加强板,腹板厚度由原来的8mm加厚至16ram,即相当于在纵梁腹板两侧安装4mm厚的加强板。下面我们先对改进后的模型进行静态仿真计算得出如下结果。此时的最大应力集中在倒数第二排横梁即倒数第二悬挂吊耳处,最大应力为129Mpa,安全系数达到2.5,满足静态使用要求,其他位置的应力均小予lOOMpa。最大变形发生在第一排吊耳支撑座两侧的罐体底部,达到2.5ram,具体应力及变形如图3.19和3.2l所示: 图3.19优化后的整体应力云图图3-20最大应力点放大图 图3-21整体变形云图圈3-22局部最大变形点放大云图在以上静态分析的基础上,下面我们就其进行模拟扭转工况分析,在车架类问题的处理上通常通过改变约束方式来近似模拟出其扭转效果,在此模型分析中,我们依旧采用前面的方案对轻量化后的模型,进行扭转工况分析.假设由于路面不平造成的行驶中的汽车某个车轮悬空,此