移動式架車機托臂力學結(jié)構(gòu)的有限元分析

徐桂安, 孫 寧, 王冬梅, 陳 田

(上海電機學院 機械學院, 上海 201306)

作為軌道交通必不可少的檢修設備,架車機的安全性問題一直受到廣泛關注[1]。地鐵車輛面臨的工作環(huán)境比較復雜,地鐵在工作時容易出現(xiàn)故障問題,若檢修不及時,容易引發(fā)軌道交通車輛的調(diào)度問題。出于安全考慮以及國內(nèi)軌道交通車輛維修與檢修設備研發(fā)的空白,軌道交通車輛維修與檢修設備大多從德國進口[2],設備質(zhì)量較好,但進口設備價格昂貴,且在日常維護、技術(shù)交流、售后服務、技術(shù)培訓以及零部件供應等方面也存在許多不便[3]。

潘益明等[4]以架車機的結(jié)構(gòu)參數(shù)為依托,研究結(jié)構(gòu)參數(shù)與滾輪摩擦系數(shù)對載荷系數(shù)的影響,并進行了定性分析。Dostal等[5]提出了一種基于有限元的分解算法,通過對網(wǎng)格的預處理以解決多體接觸的問題。王鵬等[6]對架車機承載裝置提出了設計方案,對機架進行了優(yōu)化,但未給出等效力學模型。張向紅等[7]對關鍵零件托架進行了靜力分析和模態(tài)分析,但無接觸分析。目前,國內(nèi)架車機的研究主要集中于方案研究及其改進、同步控制以及使用維護等方面,在結(jié)構(gòu)力學特性方面研究較少[8]。

本文建立了移動式架車機托臂結(jié)構(gòu)的等效空間力學模型,求解各項作用力,并對托臂進行了有限元分析；在ANSYS中建立了托臂的參數(shù)化模型,對其強度與剛度進行了校核；基于加載接觸有限元分析原理,對托臂進行了接觸分析,給出仿真分析的關鍵技術(shù),為移動式架車機后續(xù)的力學分析與優(yōu)化設計奠定了基礎。

1 托臂有限元分析

托臂由托頭、支撐板、穩(wěn)定輪、導輪等部分組成。主要的受力構(gòu)件是支撐板,其結(jié)構(gòu)特點會影響導輪和穩(wěn)定輪的受力情況。忽略其他因素,將整個托臂作為一個整體進行受力分析,設F3為托臂導輪受到的力,F2為其反作用力,F1為托臂支持力,G為地鐵車廂的重力,受力情況如圖1所示。

圖1 托臂受力分析

根據(jù)托臂的受力分析,托臂的結(jié)構(gòu)形狀對整個模型的影響較小,可忽略不計[9]；將模型重心和受力載荷等價至托臂中心[10],如圖2所示。分析出托臂的等效力學模型,建立三維坐標系。其中,Fs為托臂載荷；O為托臂中心；O1、O2、O3、O4分別為穩(wěn)定輪對托臂產(chǎn)生的法向力Fn1、Fn2、Fn3、Fn4和切向力Ft1、Ft2、Ft3、Ft4的中心；M1、M2、M3、M4分別為各個作用力所產(chǎn)生的等效力矩。

圖2 托臂的等效力學模型

建立該模型時,忽略安裝與加工誤差,托臂重力不計,模型為剛體。托臂工作時的狀態(tài)一般是緩慢和勻速的,車輛架起是一個力矩平衡和作用力平衡的過程,作用在托臂上的空間力學系統(tǒng)為線性系統(tǒng),可用疊加原理進行分析[11-13],有

式中:an、as、at分別為法向力Fn、切向力Ft、托臂載荷Fs的托臂載荷參數(shù)；β1、β2、β3 為結(jié)構(gòu)系數(shù)；μ為摩擦因數(shù)。

托臂的結(jié)構(gòu)系數(shù)決定了載荷參數(shù),無需托臂的具體尺寸,即可獲得托臂結(jié)構(gòu)系數(shù)與載荷參數(shù)的關系,故可以分析出移動式架車機托臂的力學性能與結(jié)構(gòu)系數(shù)的關系。

常見材料力學性能指標見表1。在有限元分析時,采用塑性材料,則應力與應變關系模型為雙線性強化塑性模型[14]。

表1 常見材料力學性能指標

有限元分析時忽略螺紋連接、表面粗糙度等因素的影響,采用四面體和六面體的實體單元進行網(wǎng)格劃分[15],對網(wǎng)格模型簡化處理,托臂的網(wǎng)格模型如圖3所示。

圖3 托臂的網(wǎng)格模型

絲杠對托臂的作用力在中心線上,有限元分析時忽略工作時的偏載,在模型中以某國產(chǎn)架車機的結(jié)構(gòu)系數(shù):β1=0.8,β2=0,β3=0,摩擦因數(shù)μ=0.01為基礎,計算出結(jié)構(gòu)參數(shù)為

托臂工作時,托臂應力云圖如圖4所示。應力集中發(fā)生在托頭與側(cè)板接觸處,最大應力出現(xiàn)在托頭與側(cè)板的連接焊接處,最大應力為245.6 MPa。選取材料為Q235鋼時,最大應力小于屈服極限應力,通過調(diào)整和更換易損件,托頭與側(cè)連接板焊縫應進行圓角處理,以減小應力集中。選取材料為Q235鋼時,托臂應力分布合理,因此滿足強度要求。

圖4 托臂整體應力云圖

2 托臂接觸分析

該結(jié)構(gòu)模型兩側(cè)對稱,故兩側(cè)受力對稱,兩側(cè)接觸區(qū)域的情況一致,對一側(cè)接觸對進行有限元分析即可。架車機單側(cè)接觸對的位置如圖5所示,將托臂一側(cè)隱藏,接觸區(qū)域A、B、C、D為接觸位置。

圖5 托臂單側(cè)接觸對的位置圖

建立架車機的有限元模型如圖6所示,利用有限元分析中的實體單元模擬接觸區(qū)域處的各種結(jié)構(gòu),整個模型系統(tǒng)離散成約19萬個單元、5萬個節(jié)點。

圖6 架車機有限元模型

設置接觸對進行模擬,選擇托臂的水平面為目標面,伸縮托頭的底面為接觸面,兩者通過設置一致的實常數(shù)號來建立接觸對[16]。在設置參數(shù)時應避免計算結(jié)果不收斂,并且加快收斂速度,故選取增廣拉格朗日算法[17]、牛頓-拉夫遜方法迭代[18]。

研究接觸剛度系數(shù)對架車機各接觸區(qū)域應力的影響,對架車機接觸模型進行有限元分析,選取不同的接觸剛度系數(shù)。各接觸區(qū)域接觸應力與剛度系數(shù)的關系如圖7所示,各接觸區(qū)域等效應力與剛度系數(shù)的關系如圖8所示。

圖7 各接觸區(qū)域接觸應力隨剛度系數(shù)變化曲線

圖8 各接觸區(qū)域等效應力隨剛度系數(shù)變化曲線

由圖7、圖8可知,隨著剛度系數(shù)的增大,接觸區(qū)域D的接觸應力和等效應力均無明顯變化,其余接觸區(qū)域等效應力和接觸應力均隨著剛度系數(shù)的增大而增大,但其增長速率不斷減小,最終逐漸穩(wěn)定。當剛度系數(shù)取6和7時,與趨于穩(wěn)定的接觸應力計算出誤差,最大接觸應力相對誤差為(278-277.5)/278=0.17%,接觸部位最大等效應力的相對誤差為(221-220)/221=0.45%,因此綜合考慮精度、計算成本及收斂性,選擇剛度系數(shù)為6進行有限元接觸分析。

綜上可知,接觸區(qū)域的各項應力值均隨著剛度系數(shù)的增大而不斷增大,且逐漸趨于穩(wěn)定,接觸區(qū)域A中產(chǎn)生最大等效應力,接觸區(qū)域A 受到彎矩和接觸壓力的作用,接觸模型的最大等效應力為221 MPa,模型材料為Q235 鋼,其屈服強度為255 MPa,許用應力為255/1.1=231.8 MPa。因此,最大等效應力小于許用應力,滿足強度要求。

3 結(jié) 語

應力集中發(fā)生在托頭與側(cè)板接觸處,最大應力出現(xiàn)在托頭與側(cè)板的連接焊接處,當托臂升起時,機架受到彎矩隨之增大。采用規(guī)則形狀的單元對模型進行網(wǎng)格劃分,對一些不特別重要的孔或是很小的孔,在進行網(wǎng)格劃分時簡化處理,根據(jù)托臂的特點,由細到粗應逐步變化。本文構(gòu)建了移動式架車機托臂結(jié)構(gòu)的等效空間力學模型,求解各項作用力,在此基礎上對托臂進行了有限元分析,在ANSYS中建立架車機的參數(shù)化模型,對其強度與剛度進行了校核,并通過建立移動式架車機的接觸模型對托臂進行了接觸分析,為移動式架車機后續(xù)的力學分析與優(yōu)化設計奠定了基礎。在今后的研究過程中可以考慮對尺寸進行優(yōu)化,可選取神經(jīng)網(wǎng)絡模型與響應面近似模型進行分析。