静强度分析

静强度分析（精选六篇）

静强度分析 篇1

转向架是机车的主要组成部分, 它利用轮轨间的黏着保证牵引力的产生, 保证机车顺利通过曲线并使机车具有较好的运行平稳性和稳定性[1]。构架是转向架的骨架, 是转向架其他零部件的安装基础, 承受各零部件所产生的载荷[2]。构架的受力状态非常复杂, 为保证机车运行的安全性, 有必要在转向架设计时对构架进行强度评估。本文以某机车构架为研究对象, 利用HyperMesh软件建立构架的有限元模型, 导入ANSYS中进行有限元分析。

1构架有限元模型

本文中讨论的机车构架的结构特点为端部牵引, 框架为“日”字形结构, 主要由2根侧梁、1根横梁、1根端梁及1根端部牵引梁组成, 各梁皆为由钢板焊接而成的箱型焊接结构。中间横梁设有电机吊挂座。端部牵引梁设有牵引座与牵引杆连接, 给车体提供牵引力。

在构架设计时用三维软件建立构架的三维模型, 然后导入到HyperMesh中, 利用HyperMesh的抽中面功能建立由面元素组成的构架模型。由于整个构架主要由钢板焊接而成, 其长度和宽度远大于其厚度, 因此构架主要离散成壳单元, 部分安装座离散成实体单元。最后离散出壳单元78 006个, 实体单元4 804个, 节点78 466个, 构架有限元模型如图1所示。

2计算参数及载荷工况组合

在转向架构架的强度计算分析中, 计算载荷和载荷工况参考《UIC615-4 动力转向架构架强度试验》标准中规定的计算载荷和载荷工况实施。

2.1 计算参数

构架强度计算的基本参数见表1。

2.2 载荷工况组合

本文按照UIC 615-4标准, 利用HyperMesh软件分别对构架有限元模型施加超常载荷和运营载荷, 并直接导入求解器中进行计算, 根据应力计算结果, 评估构架的静强度。其中超常载荷用于评定构架的静强度, 而运营载荷用于评价构架的疲劳强度。

超常及运营载荷主要有:

超常工况垂向载荷Fzmax、模拟运营垂向载荷Fz, 作用于二系簧座;

超常工况横向载荷Fymax、模拟运营横向载荷Fy, 作用于二系簧座及横向止档;

牵引电机和传动系统的静载荷Fzdj, 作用于电机悬挂点;

电机额定转矩产生的的载荷Fznmax、Fzn, 作用于电机悬挂点;

5‰轨道扭曲位移h5, 10‰轨道扭曲位移h10, 作用于在一系簧;

构架承受转向架3g冲击载荷F3cj, 作用于牵引座。

根据标准UIC 615-4, 主要运营工况和超常工况的组合如表2所示。考虑车体侧滚及浮沉的影响, 取α=0.1, β=0.2。

3计算结果及分析

3.1 静强度计算结果分析

静强度评定:对于工况12～15, 构架各点Von Mises应力均不得大于材料的屈服强度极限345MPa。

构架静强度计算结果见表3。构架各工况Von Mises应力分布见图2～图5, 可以看到, 在工况13载荷作用下, 最大应力值出现在牵引梁与侧梁交接处的下盖板圆弧处, 最大应力值为314.324 MPa, 小于材料的屈服极限345 MPa, 构架静强度满足设计要求。

3.2 疲劳强度计算结果分析

疲劳强度评定:选取构架中应力较大各点, 取工况1～11下各点最大应力值σmax, 及最小应力值σmin, 按下式计算各点平均应力及应力幅值:

σave= (σmax+σmin) /2 Δσ= (σmax-σmin) /2

计算出的各点平均应力及应力幅值按Goodman疲劳极限图评定。

对于工况1～11, 将各节点平均应力及应力幅值计算结果放入Goodman图进行疲劳强度评估, 构架各节点疲劳强度评定结果见图6及图7。可见构架上全部点都落在Goodman疲劳极限曲线内。计算结果表明, 构架主体结构和焊缝疲劳强度满足设计要求, 并具有一定的强度储备。

4结语

根据构架的结构特点, 把构架离散成壳单元能显著减小计算的规模, 并且不损失计算的精确性, 利用HyperMesh软件的抽中面功能可以快速建立构架的壳单元模型。HyperMesh与其他工程软件具有良好的接口, 与ANSYS结合使用对机车构架进行有限元分析能够快速得到令人满意的结果。

摘要：利用HyperMesh软件建立了构架的三维有限元模型, 根据标准UIC615-4对构架施加各种载荷工况, 然后利用HyperMesh与ANSYS的接口, 把有限元模型导入ANSYS中求解各工况下的应力, 并进行校核, 完成构架的静强度及疲劳强度分析。

关键词：构架,静强度分析,疲劳强度分析

参考文献

[1]鲍维千, 孙永才.机车总体及转向架[M].北京:中国铁道出版社.2010.

动车组车体静强度计算分析及试验 篇2

随着国内高速铁路发展方式的转变,“ 十二五” 期间高速动车组的需求将从以前的以时速300~350 公里动车组为主转变为以时速200~250 公里动车组为主, 设计生产C R H3A动车组。 铝合金车体设计完成后生产了试验样车, 试验样车必须经过车体静强度试验, 满足E N12663-1:2010《 铁路应用 — 轨道车辆车体结构要求—第一部分:机车和客车(P - Ⅱ)》的相关要求,才能证明我们设计的车体结构是合理的、安全的,该车型的后续研发工作才能进行,因此车体静强度的计算和试验必须进行,帮助我们解决设计缺陷、制造缺陷等诸多难题。

1.车体结构简介

车体主要技术参数如下:

1)车体长度:23860mm;2)车体定距:17375mm;

3)车体宽度:3300 mm;4)车体高度:3900mm;

车辆超员总重(不包括转向架重量)42t,车体部件材料为铝合金。

2.车体有限元模型

建立CRH3A型动车组Mc车车体有限元模型时,凡是对该车整体刚度及局部强度有贡献的结构,都予以考虑。为了计算的准确性,模型构成以任意四节点薄壳单元为主,三节点薄壳单元为辅。车体有限元模型中单元总数为1194810,结点总数为895289,图2 给出了车体的有限元模型。

3.计算载荷工况

对部分危险工况的静强度进行了计算包括:垂向超员载荷工况、纵向压缩工况、纵向拉伸工况、扭转载荷工况,其它工况在此不做介绍。

通过分析ANSYS软件的计算结果,确定车体静强度试验所贴应变片的位置,最终确定在车体的底架、侧墙、端墙、门口等位置共贴应变片约200 个。这里所用电阻应变计,BXL120-5AA±0.1欧。

4.车体静强度试验过程

4.1 试验工况

4.1.1 垂向载荷试验—T1,车体支承在4 个空簧位。

试验数据整理,本试验工况下的应力和位移值,可通过如下公式求得。

式中:

——应力;

——位移。

4.1.2车钩区域1500KN压缩载荷+垂向载荷—T2,车体支承在4个空簧位。

试验数据整理,本试验工况下的应力和位移值,可通过如下公式求得。

4.1.3车钩区域1000KN拉伸载荷+垂向载荷—T3,车体支承在4个空簧位。

试验数据整理,本试验工况下的应力和位移值,可通过如下公式求得。

4.1.4扭转试验—T4,车体支承在4个空簧位。

扭转刚度计算:

相对扭转角按下式计算:

式中:

——相对扭转角,rad;

、 、 、 ——分别为枕梁一位、二位、三位、四位挠度测点在40k N•m扭转载荷作用下的垂向位移值,mm;

——同一枕梁两挠度测点间的距离,mm。

(2)车体相当扭转刚度按下式计算:

式中:

——相当扭转刚度,N•m2/rad;

——加于车体的扭转力矩,N•m;

——相对扭转截面之间的距离,m。

4.2 试验方法

试验过程必须保证数据准确可靠,这就要求我们必须准备专用的静强度试验工装,以保证试验载荷能够比较真实地模拟车体的实际受力情况。在垂向力的加载上我们采用的是每个25Kg的沙袋及辅助工装,其他方向力的加载我们用的是50t和100t的油压顶紧装置。

4.2.1 试验用工装、设备、仪表

该车体静强度试验在专用的试验工装上完成。

4.3 试验结果

4.3.1 垂向载荷工况

垂向载荷工况产生应力最大的是在1.3(m1+m4),其左右两边梁最大挠度部位在中间V13、V23 位置,下挠最大值为-4.62mm。

4.3.2 纵向压缩工况

车钩区域纵向压缩工况产生的最大应力是在垂向载荷为(m1+m4) 时,其较大应力点分布在底架前端车钩区域和前端与地板连接区域,与有限元分析理论值基本相符,只是在车钩区域较理论值大,为了使试验数值真实,在车钩连接处我们采用了与实际连接相同的垫板及螺栓并按照实际数值打好扭矩,最后得到的数值符合EN 12663 标准的要求。

纵向压缩工况产生的最大变形为-9.67。

4.3.3 纵向拉伸工况

车钩区域纵向拉伸工况1000KN产生的最大应力值分布在车钩连结区域,由于前期有限元计算结果同样显示该区域分布较大应力集中点,通过优化设计采取了措施,因此虽然实际试验同样显示该区域应力较为集中,但没有发现超标点,其数值完全满足EN 12663 标准中的相关要求。

纵向拉伸工况产生的最大变形为6.63mm

4.3.4 扭转载荷工况

扭转载荷工况产生的最大应力点位置主要在侧门口位置,此时加载位置要尽可能准确以保证数据真实,该车型的门口为三个,刚度较差,其中间门口下门角处为最大应力点,但较EN 12663 中要求值低很多,因此满足标准要求。

5 总结

1)对模型进行的有限元计算,对后期试验起到了指导性作用,是的试验方向准确,达到最佳的试验效果。

2)现场实际试验弥补了理论计算的不足,真实的将设计结构与制造工艺手段的结果反映出来,最终指导优化设计,为后续研发设计提供了参考依据。

3)现场试验数据的准确性与试验工装、试验加载方式、被加载对象的状态等诸多因素有关,我们必须考虑周全。

4)对试验数据的提取必须考虑叠加,以避免数据偏差。

5)整个试验过程中要多次检测单位加载模块变化,保证加载值准确。

6) 总体试验结论满足BS EN12663-1:2010《铁路应用—轨道车辆车体结构要求—第一部分:机车和客车》。

参考文献

静强度分析 篇3

关键词：单绳矿井提升机主轴,SolidWorks,ANSYS,强度,刚度,疲劳

0 引言

主轴是单绳矿井提升机重要的承载和传动部件, 其设计的好坏对矿井提升机的安全运转和使用寿命都有着直接影响。由于单绳矿井提升机主轴的工况较多且受力复杂等特点, 在传统的手工强度、刚度校核中总存在精度差、验算周期长等问题。本文采用ANSYS分析软件可准确快速完成地主轴校核工作, 结合疲劳分析Fatigue模块计算主轴的疲劳寿命, 为主轴的结构强度及疲劳评估提供依据。

1 主轴有限元模型的建立

由于ANSYS软件的造型能力较弱, 且不适合快速生成圆角等特征, 本文采用Solid Works完成主轴的建立。单绳矿井提升机主轴呈典型阶梯分布, 且通过切向键将扭矩传递给卷筒。主轴三维实体如图1所示。完成实体创建后, 将零件图保存为.x_t格式并导入ANSYS软件[1]。

2 主轴有限元分析的前处理

2.1 选择单元类型及定义材料属性

本文采用具有20个节点的Solid95单元, 此单元能够容许不规则形状, 不会降低精确性, 且具有塑性、大变形及大应变的能力。主轴选材为45钢, 弹性模量为200 GPa, 泊松比为0.3, 密度为7.85 g/cm3, 屈服极限为355 MPa。

2.2 划分网格及施加约束

由于主轴模型具有圆角、切向键等特征, 本文采用自由网格划分。同时通过调整单元尺寸提高自由分网精度低的问题。主轴的有限元网格划分如图2所示, 其共计108 615个单元, 157 280个节点。

主轴两端采用调心滚子轴承支撑。根据实际工作情况分析, 将游动卷筒端施加径向、轴向移动约束, 固定卷筒端只施加径向移动约束。同时限制联轴器端面的转动自由度[2]。

2.3 施加载荷

本文假设钢丝绳为外侧固定且出绳角为0°。主轴工作时所受的正常载荷主要包括3部分:1) 垂直方向上的集中力。缠绕在卷筒上的钢丝绳重量、安装在主轴上的各零部件及主轴的自身重量。2) 水平方向上的集中力。未缠绕在卷筒上的钢丝绳拉力。3) 扭矩。未缠绕在卷筒上的钢丝绳拉力对主轴产生的扭矩作用。

由于主轴工况较多, 本文针对4个典型工况采用多载荷步加载法完成载荷的施加。其中垂直和水平方向上的集中力均视为加载到各自轮毂中心的集中力。扭矩的施加则首先使用MPC184单元在构件中心部位建立一个节点;然后跟其他受力节点分别形成多根刚性梁;最后将载荷加到中心节点上面, 即通过刚性梁传递载荷。

3 主轴的静强度分析

加载求解后依次读入对应4个典型工况的载荷步文

件, 并结合ANSYS软件的通用后处理器查看主轴的等效应力及综合位移云图。各工况下主轴的最大等效应力、综合位移及位置见表1。工况一的等效应力云图见图3, 综合位移云图见图4。

主轴强度和刚度校核:从表1可以看出4种典型工况下最大等效应力位置都在左轴承台阶处, 且最大等效应力值皆在75.6~110.9 MPa之间;最大综合位移则都出现在轴的中部, 且最大综合位移值在0.642~0.727 mm之间。主轴材料45钢的最大屈服极限为355 MPa, 取其安全系数为2, 则许用应力约为177.5 MPa, 而主轴的最大等效应力值为110.9 MPa, 即轴的强度符合第四强度理论要求。主轴的许用挠度由经验公式计算为1.82 mm, 而主轴的最大综合位移值为0.727 mm, 亦符合主轴的刚度要求。许用挠度经验公式为f=L/3000, 其中f为主轴许用挠度, L为主轴轴长。

4 主轴的疲劳寿命分析

4.1疲劳分析过程

1) 输入零件S-N曲线。根据应力集中系数、尺寸系数、表面质量系数及加载方式修正材料的S-N曲线[3]。主轴零件的S-N曲线数据见表2。

2) 指定应力位置。由主轴静强度分析结果可知, 主轴的危险位置为左轴承台阶处, 即137 363节点。

3) 提取指定节点的应力值。由表1可知, 137 363节点的最大应力值位于工况一, 而最小应力值位于工况三。本文从以上两个工况对应的结果文件中依次提取137363节点6个分量的应力值。

4) 设置事件重复次数。由于主轴是提升机承载的重要部件, 需要将主轴设计为无限寿命。本文参照主轴材料45钢设置重复次数为107, 即高周疲劳极限循环次数。

4.2疲劳结果分析

在Fatigue模块中, 主轴的疲劳寿命由实际使用次数体现, 而实际使用次数由最终累计损伤系数决定。主轴的疲劳结果分析如图5所示。图5表明, 最终累计损伤系数k=1, 说明主轴的实际使用次数至少大于45钢的高周疲劳极限循环次数, 也说明主轴的设计比较可靠, 符合主轴使用寿命为无限寿命的设计要求。

5 结语

本文针对主轴工况较多等特点, 采用多载荷步加载法实现主轴的静强度分析。同时采用Fatigue模块计算主轴的疲劳寿命。分析结果与主轴常见损坏位置基本吻合, 并验证了主轴的强度和刚度均满足要求, 实际使用寿命也符合主轴无限寿命的设计要求。主轴的有限元分析提高了计算精度, 缩短了验算周期, 并为主轴的进一步优化与改进奠定了基础。

参考文献

[1]郭培红, 张素梅, 朱建安.基于Solid Works和ANSYS的支架顶梁应力分析[J].矿山机械, 2013 (3) :28-31.

[2]曹静, 龚宪生.基于ANSYS软件的矿井提升机主轴的数值模拟[J].机械制造, 2008 (3) :18-20.

静强度分析 篇4

飞机机身蒙皮作为机体最外层结构, 相比于其他部位更容易遭受诸如划伤及擦伤等损伤。这类损伤通常并不严重, 属于可允许损伤。但由于损伤去除之后结构受到了一定程度的削弱, 尤其是在连接紧固件的蒙皮周围, 受影响的因素很多, 需要对此重新进行强度评估。

1 损伤去除方案

出现损伤的部位原蒙皮厚度为t, 损伤处紧固件周围去除一定厚度的蒙皮材料, 并且使轮廓线光滑过度, 损伤去除区域最小半径为0.5英寸, 宽度为1英寸, 损伤部位的维修示意图如图1所示。

2强度影响分析

紧固件周围蒙皮表面出现损伤, 去除一定厚度的蒙皮材料后, 主要需要从紧固件剪切强度、钉孔挤压强度、拉伸强度以及压缩强度等4个方面对剩余结构的静强度安全裕度进行评估, 应保证其不小于0.1。

2.1紧固件剪切强度

紧固件的许用剪切载荷为主要取决于紧固件直径和材料。损伤去除后, 紧固件的直径和材料均不发生改变, 因此对紧固件的许用剪切载荷无影响。

考虑到损伤去除一般限于紧固件周围的局部范围, 且去除最大厚度占原材料厚度比例较小, 认为损伤去除前后该部位的载荷传递不发生变化, 因此对紧固件上的工作载荷也无影响。

综合以上两点, 损伤去除后对紧固件的剪切强度无影响。

2.2 钉孔挤压强度

蒙皮钉孔承受的挤压载荷即为该处紧固件承受的剪切载荷, 见公式 (1) 。由2.1节可知损伤去除前后该载荷不发生变化。

损伤去除前, 蒙皮钉孔的许用挤压载荷根据公式 (2) 计算得到:

式中:

D——紧固件直径, mm;

t——蒙皮厚度, mm。

钉孔挤压安全裕度根据公式 (3) 得到:

损伤去除后, 钉孔直径不变, 蒙皮厚度发生变化, 许用挤压载荷由公式 (4) 得到:

式中:

[C]——蒙皮去除厚度百分数。

损伤去除后的钉孔挤压安全裕度由公式 (5) 得到:

蒙皮损伤去除后要求最小安全裕度大于0.1, 即, 可以反推得到原裕度最小值的计算公式如公式 (6) 所示:

例如, 当[C]取0.05, 即损伤部位允许去除的材料厚度为0.05t时, 为满足损伤去除后的钉孔挤压裕度大于0.1, 原有结构的钉孔挤压最小安全裕度要求至少达到0.158。

2.3 拉伸强度

紧固件处框外缘承受拉伸载荷时, 蒙皮的拉伸许用应力计算公式如公式 (7) 所示:

式中:

KN——钉孔缩减系数;

ótu——蒙皮材料极限拉伸应力, MPa。

由公式 (7) 可知, 蒙皮损伤去除后, 不影响蒙皮的拉伸许用应力。

框缘处的工作应力计算公式如公式 (8) 所示:

式中:

P——梁元轴力, N;

A——梁元截面积, mm2;M——梁元弯矩, N mm;

I——梁元截面惯性矩, mm4;

Y——应力计算点位置与截面型心之间距离, mm。

蒙皮损伤去除后, 梁单元截面的I和Y值发生变化, 相应地会影响工作应力。

框外缘拉伸安全裕度计算方法如公式 (9) 所示:

蒙皮损伤去除后要求最小安全裕度大于0.1, 即, 可反推得到原裕度最小值的计算公式如公式 (10) 所示:

式中:

[E]——损伤去除后的工作应力与原工作应力的比值。

由公式 (10) 可看出, 损伤去除后的工作应力与原工作应力的比值越大, 则对结构原裕度要求越高。而截面越薄弱, 损伤去除后的影响越大。因此, 可选取所涉及结构的最薄弱处截面来计算损伤去除后的工作应力与原工作应力的比值, 从而得到原裕度的最小值。此方法偏保守。

例如, 当损伤部位允许去除的材料厚度为0.05t时, 结构最薄弱截面在损伤去除前后的截面参数如表1所示。

蒙皮损伤去除前后的拉伸应力分别为:

损伤去除后工作应力与原工作应力的比值[E]同时也与轴力P和弯矩M有关。由轴力P产生的应力不发生变化, 因此, [E]的极值为

由公式 (10) 可得原最小裕度至少为0.114。

2.4 压缩强度

紧固件处框外缘受压缩载荷时, 压缩许用应力主要受三方面因素的影响:蒙皮钉间屈曲许用应力、外缘压损应力和材料压缩屈服应力。其中, 蒙皮损伤去除前后收到影响的仅有蒙皮的钉间屈曲许用应力。

蒙皮钉间屈曲应力计算公式如公式 (11) 所示[2]:

式中:

C——钉间失稳端部支持系数;

E——材料弹性模量, MPa;

t——蒙皮厚度, mm;

S——钉间距, mm。

损伤去除后, 蒙皮厚度发生变化, 钉间失稳应力计算公式如公式 (12) 所示:

框缘工作应力及压缩安全裕度计算同2.3节。

蒙皮损伤去除后要求最小安全裕度大于0.1, 即, 可反推得到原裕度最小值的计算公式如公式 (13) 所示:

根据上述提到的三种情况下对应的[D], 可以求出每种情况下的原裕度最小值, 见表3。

3 结语

静强度分析 篇5

AEF由法国国营铁路公司 (SNCF) 和巴黎地铁公交公司 (RATP) 于1999年联合投资成立, 是一家专业型的轨道交通产品实验室, 拥有世界先进的试验设备 (图1、图2) 和丰富的构架强度试验经验。

本次在AEF实验室进行静强度和疲劳强度试验的2个动车转向架构架, 是南车南京铺镇车辆有限公司在引进200 km/h高速客车转向架技术基础上, 通过自主创新而研发的PW5100型 (运营速度为220 km/h) 和PW1200型 (运营速度为140 km/h) 城际动车组用焊接构架。下面将分别从试验总体思路、载荷工况计算、试验台架设计以及评估方法等方面叙述、总结 欧洲在转向架构架强度试验方面的先进理念。

2 试验总体思路

静强度试验的目的是验证转向架构架设计合理性, 即在超常载荷的共同作用下有无发生永久变形的风险, 在主要运营载荷的共同作用下有无产生疲劳裂纹的危险。疲劳强度试验的目的是验证构架制造工艺合理性, 确定转向架的寿命、评估安全裕量、检查在静强度试验中没有识别的可能薄弱点[1,2]。

AEF实验室针对PW5100型和PW1200型城际动车转向架的运用条件、轴重、电机特性、启动加速度和紧急制动减速度等, 考虑了不同的服役载荷谱, 制定了相应的试验工况载荷计算报告和试验规范, 还考虑了通过S形曲线时的抗侧滚载荷, 并不是简单照搬UIC 615-4、EN 13749等标准笼统地进行试验。

在疲劳试验过程中, AEF实验室采用大刚度轴箱弹簧进行试验, 试验频率较低。为修正疲劳动态加载时工装惯性对实际加载量的影响, AEF实验室还保留了一定数量的测点进行动态应变信号采集分析, 这样就保证了动态加载的精确性, 并与静态加载下应变值相对比, 又保证了试验结果的一致性。

AEF实验室还特别针对140 km/h的PW1200型城际站停动车组车辆频繁启动、制动及小半径弯道多的应用特点, 增加了电机启动、制动工况疲劳试验以及轨道扭曲工况疲劳试验[3], 强化了PW1200型构架的强度考核。

3 载荷工况计算

AEF实验室强度试验规范制定了两类基本试验[4]:静强度试验和疲劳强度试验。静强度试验又分为主要超常载荷静态试验、特殊超常载荷静态试验、模拟运营载荷静态试验和模拟特殊运营载荷静态试验 (表1) 。疲劳强度试验则由不同方向的静态、准静态和动态载荷叠加, 并按照特定的加载波形进行。载荷工况涵盖了以往常常被忽略的列车启动、紧急制动、调车、电机短路故障、脱轨、惯性载荷等可能的受力状态, 全面检验了构架的强度。

中国原有的焊接构架强度试验载荷工况的选取主要依据TB/T1335-96《铁道车辆强度设计及试验鉴定规范》和《200 km/h及以上速度级铁道车辆强度设计及试验鉴定暂行规定》, 规范中仅考虑超常工况下的垂向、横向、斜对称载荷, 模拟运营工况下的垂向、横向、斜对称、纵向牵引和制动等载荷。可见AEF实验室关于构架的载荷工况分类、强度计算和试验规范的制定, 更为全面、细致, 更加接近实际运用情况。

4 试验台架设计

AEF实验室对进行强度试验的构架在试验台上的布置也颇具特色 (图3) 。构架平置在试验台上, 构架中心的牵引拉杆和牵引中心销连接落地反力架, 限制了构架的纵向运动。构架两侧空气弹簧座用工装横梁连接, 通过横梁两侧的垂向作动器活塞杆向下运动施加垂向载荷。横梁中部的横向作动器对横向止挡座和空气弹簧座处分别施加横向载荷。2个连接定位转臂的车轴工装横梁分别设置作动器, 施加纵向载荷。一位转臂处的车轴工装横梁用2个反力架支撑, 二位转臂处的车轴工装横梁通过杠杆机构支撑, 该杠杆机构的另一端有垂向作动器模拟轨道扭曲位移。为模拟电机的启动、制动扭矩及惯性载荷, 电机安装座用过渡工装与2个垂向作动器和1个横向作动器连接。齿轮箱吊杆座使用1个作动器模拟齿轮箱吊杆载荷。构架横梁底部有2个作动器施加抗侧滚载荷。构架一位端梁制动机安装座用2个垂向作动器模拟制动载荷。

考虑构架强度试验的载荷有三个方向, 为降低各通道载荷耦合干扰, 对工装进行了运动解耦设计, 保证了各通道载荷有较弱的耦合效应, 液压作动器的两端也使用球形关节连接加载工装与反力架。试验台架使用多通道加载控制器, 能精确控制载荷大小及相位关系, 保证了试验质量。值得一提的是, AEF实验室设计的9通道协调加载构架主体疲劳试验方案, 增加了抗侧滚扭杆座载荷动态分量和轨道扭曲载荷动态分量, 更加真实地模拟了车辆通过S形曲线时的受力状态。

5 评估方法

为全面掌握构架在各工况载荷下的应力分布情况, AEF实验室依据测试经验及有限元分析结果, 在构架的关键部位布置了206个应变采集通道, 主应力方向明确的位置粘贴单轴应变片, 主应力方向复杂的受力区域粘贴三轴应变花, 以求解等效应力及主应力夹角。

AEF实验室严格遵照ERRI B12/RP60文件的要求, 对试验结果详细地划分为5个等级进行评定, 涵盖了被试构架的母材和所有焊缝类型[5], 对每种等级的焊缝分别运用不同的High曲线进行评定, 并根据实验室多年的研究经验, 针对TIG熔修部位单独进行评定, 这对国内试验很有借鉴作用。其中, 对于静强度试验结果, 要求结构任一点的应力均不超过许用应力。对于疲劳强度试验, 应力波动记为 (σmin, σmax) , 则平均应力σmean= (σmin+σmax) /2, 应力幅σamp= (σmax-σmin) /2。根据Goodman平均应力修正公式, 非零均值应力幅值的等效应力幅值 (转化为0均值) , 计算公式为:σequ_amp=σamp/ (1-σmean/σyd) , 其中σyd为拉伸极限, 要求工况组合主应力均值及幅值满足Goodman疲劳极限图包络要求。

6 试验结果

目前, AEF实验室已经完成了PW5100型转向架构架的超常载荷的静强度试验, 试验结果见表2。

超常载荷静强度试验结果表明, 该构架结构设计合理, 有较大的安全裕量, 符合标准要求及评价准则。

7 结论

AEF实验室所进行的PW5100型和PW1200型城际动车转向架构架静强度和疲劳强度试验, 具有以下技术特点:

(1) 对转向架构架超常工况和运营工况的分析细致周全, 考虑了尽可能多的载荷组合, 可以全面验证转向架构架的强度。

(2) 试验台架设计科学合理, 可以方便地施加各类载荷, 巧妙地解决了构架菱形载荷和斜对称载荷的加载, 又保证了各通道之间的低耦合效应。

(3) 按照ERRI B12/RP60文件的规定布置应变片及应变花, 而且在结构对称和斜对称位置也设置了数据采集通道, 试验结果可以相互比较, 以方便验证数据的正确性和一致性。

(4) 静强度试验每一个工况的载荷加载子步均设计巧妙, 可重复性强。疲劳试验中, 频率选择合理, 保留一定数量的应变片测量应力大小, 保证了试验的准确性。

(5) 试验数据采集快速, 可自动生成试验报告, 计算分析方便。其液压控制系统、反馈系统能够精确地保证施加载荷的准确性。试验结果结合Goodman疲劳极限图, 分5个等级进行考核评价, 较为客观。

参考文献

[1]UIC615-4-2003, Motive power units—Bogies and running gear—Bogie frame structure strength tests[S].

[2]EN13749-2005, Rail way applications—Methods of specifying structural requirements of bogie frames[S].

[3]AEF实验室.城际动车转向架构架静强度和疲劳强度试验规范[R].

[4]AEF实验室.城际动车转向架构架静强度和疲劳强度载荷计算报告[R].

静强度分析 篇6

本实验研究了胶接接头的静强度及疲劳性能, 并获得了接头的F-N曲线, 同时通过考察接头刚度变化对接头的疲劳行为进行了分析, 所得结果可为胶接接头的进一步应用提供相关参考依据。

1 试件制备

被粘物为5052铝合金板, 尺寸为110 mm×20 mm×1.5mm, 胶粘剂为丙烯酸脂3M-DP810, 用无水乙醇对板材表面进行脱脂处理, 搭接长度20 mm, 示意图如图1所示。根据He与Ichikawa早年的研究[10], 在胶接层中加入两段直径为0.16mm、长度为20mm的铜丝来控制胶粘剂厚度, 如图2所示。将涂胶胶接好的试件固定后在室温下固化24h。

2 实验

2.1 静力学实验

考虑到胶接工艺的分散性, 采用8个胶接试样确定其能承受的最大静载荷, 同时采用4个相同尺寸的铝合金板试样作为对照组。将试样置于MTS Landmark疲劳实验机 (图3) 上进行静力学实验, 设置拉伸速率为5mm/min。实验中在试样两端添加与板料同等厚度的垫片避免产生扭矩, 如图4所示。

2.2 疲劳实验

根据静力学实验结果的平均值, 在MTS Landmark疲劳实验机上对胶接接头进行疲劳实验, 载荷波形为正弦波, 加载频率为5Hz, 载荷比为R=0.5, 最大疲劳载荷分别为最大静载荷平均值的50%、60%、70%、80%、85%和90%, 每一疲劳载荷水平下至少做6个试件。当试件断裂或循环次数超过100万次时, 实验停止。

3 结果分析

3.1 静力学实验结果分析

胶接接头静力学实验得到的载荷-位移曲线如图5所示。从图5中可以看出, 拉伸过程初期曲线呈斜直线, 为弹性变形阶段, 塑性变形的屈服阶段不明显, 屈服之后有一段较平缓阶段, 在此阶段载荷有小范围波动, 然后载荷突然急剧下降。试样的最大位移数值呈现出较大的分散性, 这是由胶接工艺的随机性引起的。根据实验数据计算得出胶接接头静拉伸破坏力平均值F=5185.3N, 标准差为400.95, 说明该批试样用来做疲劳实验数据分散性较小, 结果可靠。对照组4个同尺寸铝板试样的最大静载荷平均值FAl=6691.7N, 标准差为195.81。计算得胶接接头静强度为同尺寸铝板静强度的77.5%, 说明胶接接头有较高的静强度。分析接头的失效形式可知, 在静载荷作用下, 接头破坏形式为搭接末端胶粘剂与板之间的粘合失效, 说明搭接末端应力较大, 这与有限元仿真结果吻合[5]。

3.2 疲劳实验结果分析

考虑到疲劳实验数据的分散性, 用散点法[6]处理偏差很大的实验数据, 利用剔除后剩余的有效数据计算每级疲劳载荷水平下的平均疲劳循环次数, 以此作为其疲劳循环次数。以每级最大载荷为纵坐标, 以疲劳循环次数为横坐标用最小二乘法拟合出载荷-寿命 (F-N) 曲线, 如图6所示。由图6可见, 疲劳实验数据有较好规律性, 随着疲劳载荷水平的不断提高, 接头寿命逐渐缩短。另外, 研究表明, 当疲劳载荷水平大于最大静载荷平均值的50%时, 接头F-N曲线呈线性趋势变化, 如图7所示。

分析疲劳实验接头失效形式可知, 各疲劳载荷水平下接头失效形式为胶层破坏或混合破坏, 如图8所示。同一应力水平下胶层破坏接头寿命要普遍高于混合破坏的接头寿命, 而且随着疲劳载荷水平的降低, 失效形式更多表现为胶层破坏, 说明在低载荷水平下, 胶粘剂与铝板之间的粘合力大于胶粘剂分子之间的作用力, 所以最终导致胶层破坏, 同时也表明在不同载荷水平下, 裂纹最先扩展的位置不同。

图9为各疲劳载荷水平下接头刚度的变化, 可以看出, 在不同的疲劳载荷水平下, 接头刚度在最初的几十个循环周期内均急剧降低, 随后呈线性趋势缓慢变化, 最后阶段突然急剧下降。接头刚度的变化表明在接头内产生了裂纹并逐步扩展, 导致搭接区域有效胶接面积不断减小, 当其不能承受施加的疲劳载荷时, 接头突然断裂。因此, 也可以将接头在疲劳载荷作用下的过程分为两个阶段:第一阶段为疲劳累积损伤过程, 在循环周次上占有大部分接头疲劳寿命;第二阶段为静载破坏, 虽然循环周次短, 但其对接头强度影响极大。由图9计算出各载荷下接头刚度线性变化阶段的斜率分别为:k90%F=-1.9×10-5、k85%F=-0.8×10-5、k80%F=-0.38×10-5、k70%F=-0.21×10-5、k60%F=-0.1×10-5, 由此可以得出, 随着疲劳载荷水平的减小, k值逐渐增大, 线性阶段的变化趋势越平缓, 这表明疲劳载荷水平越小, 裂纹扩展越慢, 接头寿命越长。

4 结论

(1) 静力学实验发现:胶接接头静强度为同尺寸铝合金板强度的77.5%, 说明胶接接头有较高的静强度;在静载荷作用下, 搭接末端胶粘剂与板之间发生粘合失效, 说明搭接末端应力较大。

(2) 疲劳实验发现:当载荷水平大于最大静载荷平均值的50%时, 接头F-N曲线呈线性趋势变化;疲劳失效形式为胶层破坏或混合破坏, 而且随着疲劳载荷水平的不断提高, 接头失效形式更多地表现为混合破坏;相同载荷水平下胶层破坏的接头寿命要普遍高于混合破坏的接头寿命。

(3) 通过分析疲劳实验过程中接头刚度变化可知:在疲劳载荷下, 接头刚度在实验初始阶段迅速下降, 随后呈线性趋势缓慢变化, 直至最后突然断裂。线性趋势变化阶段在整个疲劳寿命内占有很大比例。接头刚度的变化表明在接头内产生了裂纹并逐步扩展;疲劳载荷水平越小, k值越大, 刚度降低越慢。

摘要：运用实验方法研究了胶接接头的静强度及其疲劳性能。对胶接接头进行静力学实验, 并在此基础上选用6种不同载荷水平对胶接接头进行疲劳实验, 获得了接头的载荷-寿命 (F-N) 曲线。试验结果表明:胶接接头静强度为同尺寸铝合金板静强度的77.5%, 说明胶接接头有较高的静强度。当疲劳载荷水平大于最大静载荷平均值的50%时, 接头F-N曲线呈线性趋势变化;随着疲劳载荷水平的不断提高, 接头失效形式更多地表现为混合破坏。通过分析疲劳失效接头刚度变化可知:在各疲劳载荷水平下, 接头刚度的线性趋势变化在整个疲劳周期内占很大比例, 疲劳载荷水平越低, 接头刚度降低越慢;接头刚度的变化表明在接头内产生了裂纹并逐步扩展。

关键词：胶接接头,静强度,疲劳试验,F-N曲线

参考文献