履带车辆负重轮结构强度有限元分析
履带式起重机履带架的有限元分析
履带式起重机履带架的有限元分析
沙丽荣;胡家梁;周振平
【期刊名称】《吉林建筑大学学报》
【年(卷),期】2016(033)005
【摘要】利用有限元软件ANSYS,对XGC28000型履带起重机的履带架建立了研究模型,根据履带起重机结构实验方法及履带架的受力特点,选取2个危险工况对模型施加约束和荷载,通过计算获得相应的应力云图,并对两种工况下产生的应力分布情况的原因进行分析,同时对模型进行强度校核,为履带架结构的强度设计和轻量化提供理论依据,具有工程实际意义.
【总页数】3页(P5-7)
【作者】沙丽荣;胡家梁;周振平
【作者单位】[1]吉林建筑大学土木工程学院,长春130118;[2]吉林省结构与抗震科技创新中心,长春130118;[3]吉林大学机械科学与工程学院,长春130022
【正文语种】中文
【中图分类】TH213.7
【相关文献】
1.履带式起重机履带架的有限元分析 [J], 沙丽荣;胡家梁;周振平
2.履带式起重机臂架结构有限元分析 [J], 罗彦华
3.QUY150型履带式起重机驱动轮的有限元分析及优化 [J], 彭飞;
4.QUY150型履带式起重机驱动轮的有限元分析及优化 [J], 彭飞
5.TQ50履带式起重机左右履带架制造工艺优化 [J], 王福禄;刘志彬;朱建国
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履带车辆负重轮结构强度有限元分析
6 计算结果与分析
我们分别就上面两种工况进行了有限元计算。为了能反 映该负重轮结构的刚度和强度特性, 计算结果分别以位移和 应力的方式给出, 其中, 应力用三个方向的主应力, 最大剪应 力, 等效应力 VON M ISS 的形式给出, 位移则给出在 x , y , z 方向的大小。 6. 1 刚度分析
《机械设计与研究》1998 No. 3
履带车辆负重轮结构强度有限元分析
中国北方车辆研究所 (北京·100072) 赵 华 陈松青 陈千圣
摘要 本文应用有限单元法对某些履带车辆的负重轮 分两种工况进行了强度分析计算, 校核了其刚强度并提出了 改进建议。
关键词 有限单元法 负重轮 刚强度
工况i载荷车辆直线行进时负重轮的主要载荷来源于车体本身重参照静强度设计原则每个车轮载荷按车重的72单个负重轮承受的载荷因车体是通过轴承施载于负重轮上面的所以实际上负重轮承受的是分布载荷我们这些载荷以集中力的形式施加于相履带车辆负重轮结构强度有限元分析机械设计与研究1998关节点上各节点载荷按如下公式计算
图 2
受工况 的载荷外, 还受到侧 向力的作用, 其大小按车重的
28% 计算, 并将这些分布力转化成集中力后施加到负重轮上
下轮缘的相关节点上。
(b) 约束
除工况 的约束外, 还须将车轮与螺拴联结的螺孔处的
节点在 z 方向的位移约束为零, 同时还得解除工况 中在 x , y , z 方向被限死的节点的约束。
5 边界条件
为了建模的方便, 我们采用 mm 作为长度单位, 载荷的 单位为 N (牛顿) , 这样在计算结果中, 位移的单位将是 mm ,
图 1
根据履带车辆的行驶情况, 我 们选择两种工况进行强度分析计
应力的单位则是M Pa。 2. 3 实体建模
铝合金车轮结构设计有限元分析与实验研究
铝合金车轮结构设计有限元分析与实验研究铝合金车轮结构设计有限元分析与实验研究摘要：随着汽车工业的发展，轻量化设计成为将来汽车工程的一个重要方向。
车轮作为汽车的重要组成部分之一，其结构设计直接关系到汽车的性能和安全。
本文旨在通过有限元分析与实验研究的方法，探索铝合金车轮结构设计的优化方案，以达到轻量化和高强度的目标。
关键词：铝合金车轮、有限元分析、实验研究、结构设计 1. 引言随着汽车工业的不断发展，节能减排、环境友好以及安全性能成为汽车设计的重要关注点。
由于铝合金材料具有轻质、高强度、抗腐蚀等优势，因此在汽车制造领域得到广泛应用。
车轮作为汽车的关键组成部分之一，其结构设计对车辆的操控性能、燃油经济性以及乘坐舒适性等方面有着重要影响。
2. 有限元分析有限元分析是一种通过将实际结构离散化为有限个单元，采用数值计算方法对结构进行力学分析的方法。
本文选择ANSYS软件进行有限元分析，模拟铝合金车轮在不同载荷情况下的应力、应变分布。
3. 实验研究为了验证有限元分析的结果，本文进行了一系列的实验研究。
首先，通过采用合适的材料与工艺条件，制备出铝合金车轮样品。
然后，在实验室环境下，模拟真实道路条件进行加载实验，测量并记录车轮在不同载荷情况下的应力、应变数据。
最后，将实验结果与有限元分析的结果进行对比，验证有限元分析的准确性。
4. 结果与讨论基于有限元分析和实验研究的结果，发现在铝合金车轮的结构设计中，提高轮辐与轮毂的连接方式对车轮的强度和刚度具有重要影响。
通过优化连接方式，可以提高车轮的整体强度和刚度，提高其承载能力和抗疲劳性能。
此外，选用合适的铝合金材料以及适当的加工工艺，也能够有效地提高车轮的强度和刚度。
5. 结论本研究通过有限元分析和实验研究的方法，探索了铝合金车轮结构设计的优化方案。
结果表明，在设计铝合金车轮时，合理选择轮辐与轮毂的连接方式、选用适当的铝合金材料以及优化加工工艺等因素都对车轮的强度和刚度具有重要影响。
履带式起重机下车有限元分析方法浅析
为正弦分布 ，通过公式 （ ２ ） 计算每个螺栓受到的
垂 直 力Ⅳ。
Ｆ
一
１ 下车结构 的受力分 析
履 带 起 重 机 车 架 所 受 的载 荷 可 以 简 化 为 作 用 在 回转 中心 的垂 直力 Ｆ 和倾 翻力 矩Ｍ ，如 图 ｌ 所示。 车 架 与 转 台 间 主要 通 过 回转 支 承 和 高 强 螺 栓 传 递 载荷 。
［ 中图分类号 ］ Ｔ Ｈ ２ １ ３ ． ７
［ 文献标识码 ］ Ｂ
［ 文章编号 ］１ ０ ０ １ — ５ ５ ４ Ｘ（ ２ ０ １ ３ ） ０ ８ — ０ ０ ９ ３ — ｍｅ ｎ ｔ ａ ｎ ａ ｌ ｙｓ ｉ ｓ ｏ ｆ ｃ ｒ ａ ｗｌ ｅ ｒ ｃ ｒ ａ ｎｅ ｓ ｂａ ｓ ｅ ｓ ｔ ｒ ｕｃ ｔ ｕｒ ｅ
用解 析法 很难 得 出其 临界 载荷 ，本 文运 用有 限元 方 法 ，通 过 分 析 计 算 ，１ ６ ０ ０ ｔ 起 重 机 卷 筒 的屈 曲 临界
载荷 系数 为２ ． Ｏ ６（ 见 图５）。
稳定性分析 ，其临界载荷系数 比传统计算方法得出 的临 界载 荷 系数 要 大 ，最 小 临界 载 荷系 数为 ２ ． ０ ６ ，
该 卷筒 板 厚 的选 用 是安全 的。 （ ２）如 果大 型 卷 筒 的加 精度 受 到 限制 ，卷 筒 绳槽 槽底 的厚 度 不均匀 一致 ，建 议用 有 限元方法 计 算 临 界 载 荷 系数 时 ，其 许 用值 取 ２ ． ０ 以上 。 由于 计 算 时忽 略 了绳 槽 突 出部 分 的作用 ，在 保证 加工精 度 的情 况下 ，其 最 小许用 值 可取 １ ． ５ 。
＋ 、ｆ
Ｇ一 ２
是一个弹性体 ；履带梁 与车架之间有多种方式连 接 ，如销轴连接或插入式连接 ，不 同的连接方式对
车轮支架结构设计和有限元分析_3097
【车轮支架结构设计和有限元分析】摘要：为了保证车轮冲击试验的安全和稳定，有必要对车轮支架进行三维模型的结构设计和有限元分析。
充分考虑冲击试验机的静态和动态受力效果，本文使用CATIA软件完成车轮支架模型设计，采用AnsysWorkbench有限元软件对车轮支架工作过程的仿真分析。
关键词：冲击试验；车轮支架；结构设计；有限元分析引言随着国民经济的快速发展和汽车的需求量得迅猛增长，我国汽车产业发展迅速，并且相继提高汽车技术水平，使得人们日益更加地关注汽车车轮对汽车行驶安全性和操纵稳定性的影响程度。
车轮试验机作为检验车轮性能的重要设备也在根据汽车的结构调整而不断发展，由于车轮性能的好坏直接影响到整个车辆的运行操作性能，并在对汽车的安全性和舒适性方面起至关重要的作用，因此，检验车轮性能也就变得尤为重要。
车轮试验机是检验车轮性能的设备，它一般包括车轮径向疲劳试验机、车轮弯曲疲劳试验机、车轮冲击试验机等。
一、车轮冲击试验机原理和标准车轮冲击试验机的基本原理是对安装在车轮支架上试验车轮施加一个相应的冲击力，用这个外加的冲击力模拟车轮在汽车实际运行中所承受到的外界给予车轮的侧向冲击载荷。
车轮试验机的基本操作过程，首先将试验车轮安装在具有倾斜角度的冲击实验工作台上，然后用国家规定的质量冲头，按照试验机国家标准所规定的高度自由落下，从而产生一个对试验车轮的冲击作用。
根据试验机国家相关标准要求，试验车轮在受到冲击试验后，该车轮轮辐不得出现有目测可见的穿透裂纹，同时其轮辐也不能与轮辋出现分离现象，并且试验车轮的轮胎气压不能在试验后的60秒的时间内出现漏尽现象。
如表1-1所示为车轮冲击试验的国际标准和国家标准。
通过对不同试验机标准进行分析，为了保证车轮冲击试验的数据可信和可靠，必须保证下面两个条件，一是冲击试验的下落物体的质量，另外一个就是冲击试验的下落高度。
为此，本冲击试验机的车轮支架受到的冲击力全部来源于由按照规定高度自由下落的冲击板所具备的动能而产生的，因此，可以通过模拟冲击板下落的高度和冲击板的质量，进而分析车轮支架的受力和变形情况。
重型车辆电动轮结构设计与有限元分析
重型车辆电动轮结构设计与有限元分析作者：余凯峰来源：《汽车科技》2018年第01期摘要：基于目标车辆要求，设计了一款适用于重型特種车辆的电动轮，并利用CATIA建立了三维模型，验证结构的合理性。
对电动轮关键部件进行受力分析，研究在三种典型工况下其受载情况，基于Abaqus对其进行强度分析，对结果分析研究，为电动轮的轻量化研究奠定基础。
关键词：重型特种车；电动轮；结构设计；有限元分析中图分类号：U463.34 文献标识码：A 文章编号：1005-2550（2018）01-0071-061前言电动轮包括驱动系统、制动系统、辅助系统和车轮系统。
其驱动系统布置非常灵活，而且每个轮毂电机可以由单独的电控单元来控制，实现每个车轮上的转矩独立分配。
重型特种车辆质量大，工作环境恶劣，而且目标车辆还要求高车速。
这对于电动轮的设计要求就更加的高。
目前，电动轮研究中的关键问题就包括高速电动轮的研究，电动轮车辆簧下质量带来的负效应问题，电动轮轮内合理结构布局的研究和电动轮轻量化研究。
近些年来，国内外许多企业和院校都对电动轮技术做了相关研究。
文献介绍了电动轮结构设计相关要点，还设计相关机构减轻簧下质量引起的负效应。
文献介绍了对电动轮关键零部件进行有限元分析，分析其强度，验证结构的安全性，进而研究电动轮的轻量化问题。
本文结合目前电动轮技术的关键问题，对重型特种车辆的电动轮进行结构设计，并建立三维模型，保证结构的合理性。
再对电动轮关键零部件进行有限元分析，在不同工况下计算其强度，对结果进行分析研究，得出相应结论。
2电动轮总体方案设计电动轮有直接驱动型电动轮和减速驱动型电动轮两种类型。
由于后者相比前者比功率高，适合要求负载能力大的场合。
本文依据目标车辆的整车参数和动力性指标选择减速驱动型电动轮。
减速驱动型电动轮包括驱动系统（驱动电机系统和减速系统），制动系统，车轮系统和辅助系统（冷却散热系统和机械连接件）。
下面介绍各系统的设计方案。
160t履带起重机四轮一带结构设计与有限元分析
Ｔｅ ｔ ｘ ．Ｔ ｘ ＝ｄ ｍ ｘ Ｂｏ ３ ｅ ｔ
解 。 由于 实 际 问 题 被 较 简 单 的 问 题 所 代 替 ，故 该
解是 近似 解 而非 准 确 解 。 由于 大 多 数 实 际 问 ． ｉ ａ Ｂ ｓ Ｓ一 ３ １ Ｖｓ ｌ ａｉ Ｒ ２ ２串行 通信控 制 ｕ ｃ ［ ．北京 ：清华大学 出版社 ，２ ０ ． Ｍ］ ０２ ［ ］廖常初 ．可编 程控制 器 的编程方 法 与工程 应用 ［ ． ２ Ｍ］
作 者 ：陈国凡 址 ：安徽省淮南市安徽理工大学机械学院 编 ：２ ２０ ３０ １
４ 结 论
通过 实 验 验 证 和 理 论 分 析 ，该 系 统 简 单 易
地 邮
用 ，成 本 低廉 ，满 足 实 际要 求 ，具 有 一 定 的推 广
价值。
～
收 稿 日期 ：２ １ ０ １—１ ２—１ ２
动 整 车前 进 。履 带 板 作 为 整 机 与地 面 直 接 接 触 的 部 件 ，其工 作 环 境 和 使 用 环 境 都 极 其 恶 劣 ，承 受
着挤 压和 弯 曲等 应 力 的作 用 ，是 履 带 起 重 机 上 消
耗量 最多 、备件 最 多的零 件 。
２ 有 限元 法
有 限元法 是 用 较 简单 的 问 题 代 替 复 杂 问 题 后 再 求解 ，它 将 求 解 域 看 成 是 由许 多 称 为 有 限元 的 小 的互 连 子 域 组 成 ，对 每 一单 元 假 定 一 个 合 适 的 （ 较简单 的 ）近似 解 ，然后 推 导求 解 这个 域 总 的满
１ ０ｔ 带 起 重 机 四轮 一带 结构 设 计 与有 限 元 分 析 ６ 履
张 君 文 豪 冯 亮
60t履带起重机四轮一带结构有限元
材料
σｂ σｓ ［σ］ σｊ ［τ］ ＭＰａ ＭＰａ ＭＰａ ＭＰａ ＭＰａ
位置
２Ｇ３４Ｎｉ２Ｃｒ２Ｍｏ （铬 钼 钢 ）
８５０ ６００ ３９６ ６７１ ２５９
履带板材料
４０Ｃｒ ４０Ｃｒ
２Ｇ５５ＳｉＭｎ
７３５ ５４０ ３９６ ５９５ ２２９ ７３５ ５４０ ３９６ ５９５ ２２９
履 带 起 重 机 的 行 走 机 构 是 由 驱 动 轮 、引 导 轮 、支 重 轮 、托 链 轮 和 履 带 组 成 的 ，发 动 机 动 力 通 过 减 速 机 构 传 递给驱动轮，再通过 啮 合 于 其 上 的 履 带 板 将 牵 引 力 传 递到地面，借助于 地 面 的 反 作 用 力 驱 动 整 车 前 进。 履 带板作为整车与地面 直 接 接 触 的 部 件，其 工 作 环 境 极 其 恶 劣 ，承 受 挤 压 和 弯 曲 等 应 力 的 作 用 ，使 之 成 为 履 带 起重机上消耗备件最多的零件。 ２ 四 轮 一 带 强 度 计 算
惯性矩Ｉ 为：
Ｉ＝１１２ｓｂ３ 。 ………………………………… （１） 抗弯截面系数Ｗ 为：
Ｗ ＝ｂＩ／２ 。 …………………………………… （２） 其中：ｂ为履带板牙 齿 齿 厚，在 此 取 １０５；ｓ为 履 带 板 牙 齿齿宽，在此取 ３６。 将 相 关 数 据 代 入 式 （１）、式 （２）计 算得Ｉ＝３．４７×１０６ ｍｍ４，Ｗ ＝６６ ０９５ｍｍ３。
有 限 元 法 （Ｆｉｎｉｔｅ Ｅｌｅｍｅｎｔ Ａｎａｌｙｓｉｓ，ＦＥＡ）是 用 较 简 单 的 问 题 代 替 复 杂 问 题 后 再 求 解 ，不 仅 计 算 精 度 高 ， 而且能适应各种复杂 形 状，本 文 利 用 有 限 元 法 对 四 轮 一带机构进行分析。 １ 四 轮 一 带 结 构 设 计
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图 2
受工况 的载荷外, 还受到侧 向力的作用, 其大小按车重的
28% 计算, 并将这些分布力转化成集中力后施加到负重轮上
下轮缘的相关节点上。
(b) 约束
除工况 的约束外, 还须将车轮与螺拴联结的螺孔处的
节点在 z 方向的位移约束为零, 同时还得解除工况 中在 x , y , z 方向被限死的节点的约束。
针对目前所进行的履带车辆负重轮的新材料和新型结 构的研究, 为给这种优化设计方案提供理论依据并为今后进 一步的可靠性研究及实测试验奠定基础, 我们应用 I2D EA S CA E 辅助软件结合部分自编的程序, 对这新方案进行了两 种工况的有限元静强度分析, 计算了其应力分布和位移。
有限元网格剖分主要依据于单元类型的选取及结构的 几何形状, 载荷和约束条件。系统因未提供过渡单元, 使得壳 单元与实体单元不能耦合。 鉴于此, 我们全部选用八节点实 体单元和六节点锲形单元来划分负重轮有限元网格。在承载 不大的部位, 划分得粗一些, 对曲率变化较大的地方, 划分较 细, 以保证形状的真实性及力学计算的精度, 总计 4211 个节 点, 2342 个单元, 如图 1。
《机械设计与研究》1998 No. 3
关节点上, 各节点载荷按如下公式计算:
Q i = Q max 3 CO S3 2Βi
n
∑ Q max = P 1 + 2 CO S5 2Βi i = 1, 2……n i= 1
式中 Βi —— 第i 节点和坐标原点的连线与 y 轴负向之间夹 角
Q i —— 第 i 节点载荷 (b) 约束
因我们只考虑半个负重
轮, 所以将 x 2y 平面上的所有 节点在 x 方向的位移自由度 约束为零, 其它方向自由, 另
外, 以防止产生刚体移动, 将
位于对称面下轮缘边上外侧
的一个节点在 x , y , z 方向的 位移约束为零。该工况的约束
如图 2 所示。
工况 :
(a) 载荷 车辆进入弯道后, 除了承
can tran sfo rm the k inem a tics and dynam ics ca lcu la tion of re2 dun tan t robo ts in to tha t of non2redundan t robo ts. T hen m any efficien t ca lcu la tion m ethod s fo r non2redundan t robo ts
实体建模应以尽可能真实的反映零部件的实际几何形 动载。 下面我们分别分析和计算这两种工况的边界条件。
状, 并能作合理的简化来建立符合真实情况力学性质的有限 元模型为原则。 基于此, 我们采用实体模型完成负重轮的构 型, 其中作了如下简化:
(1) 将幅板和轮缘及与安装配合轴承的部位视为一 体, 忽略焊接影响区的作用。在设计及实际使用中, 是不允许 幅板与焊接零部件有任何相对移动的, 另外, 按设计要求, 焊 接也具有一定的深度, 因此我们认为作这样的简化是合理 的。
Quadra tic Rela tionSh ip of M ultiple Cr iter ia for Redundan t
Robots and It s O ptim iza tion
Tang Sh imang et a l
(B eijing U n iversity of A eronau tics and A stronau tics, B ei2
— 40 —
© 1994-2008 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved.
《机械设计与研究》1998 pp lica tion p ro sp ect
(2) 忽略负重轮中心部位的螺孔, 因为在使用中, 装有 紧固螺栓, 而且承担着载荷。根据我们的经验, 这样的简化不 会对应力大小及分布产生较大影响。
工况 : (a) 载荷 车辆直线行进时, 负重轮的主要载荷来源于车体本身重 量, 参照静强度设计原则, 每个车轮载荷按车重的 72% 计 算, 即:
tim iza tion
1 建模及计算环境
4 材料模型
硬件: m icro VA X2 工作站
该负重轮由防腐铝合金材料
软件: i2D EA S 6m 版 CAD CAD CA E 软件, 部分自编
构成, 设定该介质各处均匀且各向
的程序
同性。 其机械和物理性能参数如
2 实体建模
2. 1 坐标系 我们采用笛卡儿右手坐标系建立负重轮模型。坐标原点
jing, Ch ina) P 27 Abstract In th is p ap er it is d raw n tha t the m u ltip le
criteria fo r redundan t robo ts bea r a quad ra tic rela tion sh ip to
the jo in t accelera tion s. T hen a new sim p le op tim iza tion tw een gea r con tact streng th and gea r bend streng th, the
m ethod ba sed on p a rabo lic in terpo la tion is d iscu ssed. It can concep tion of the com b ined gea r fo rm facto r and num eric u2
(3) 因只作静态线性分析, 计算中不考虑橡胶层。 负重轮是一个圆形盘状的对称结构, 它承受的载荷和约束也 关于 x 2y 平面对称, 所以实体建模和作有限元分析只需考虑 一个对称部分即可。
0 引言
3 有限元网格模型
负重轮是履带车辆行动部分的关键零部件之一, 其结构 和强度对整车的性能与质量有至关重要的影响。
当车辆弯道行驶时, 最大拉应力为 82. 6M Pa, 最大压应 力等于 146. 8M Pa, 对应的节点号是 2341 (如图 4 中所标) ,
图 3
图 4 最大等效应力为 136. 1M Pa, 对应的节点号是 2407 (示于图 4 中) , 这些值都小于屈服强度, 满足设计要求, 它们的几何位 置在负重轮靠车体一侧的左下处并靠近对称面, 显然, 这也 应是设计时重点考虑的部位之一。而两种工况的应力分布均 表明, 负重轮的一些较厚实的部位, 例如轮缘部分, 其剩余强 度较多, 就轮重优化而言, 还有考虑的余地。
can be u sed in th is m ethod. Key words R edundan t robo ts M u ltip le criteria O p 2
W h ile op tim izing tw o and m o re g rade gea r a ssem b ly, th is
A S im ple M ethod of O ptim iza tion for GearD r ive
Hong J ia d i et a l. (Ea st Ch ina J a io tong U n iversity, N anchang, ch ina) P33 Abstract In th is p ap er, O n the ba sis of the theo ry of the equa l2streug th op tim iza tion by ana lyzed rela tion be2
定义为车轮的重心处。其 x 轴正向定义为负重轮轴线指向车 身外面方面, y 轴正向定义为与重量相反方向, z 轴由右手法 则确定。 2. 2 单位制
下: 材料密度 Θ: 2. 7g cm 3; 弹性模量 E: 70GPa; 泊 松 比 Λ: 0. 3; 屈服极限: 220M Pa; 抗弯强度: 420M Pa;
5 边界条件
为了建模的方便, 我们采用 mm 作为长度单位, 载荷的 单位为 N (牛顿) , 这样在计算结果中, 位移的单位将是 mm ,
图 1
根据履带车辆的行驶情况, 我 们选择两种工况进行强度分析计
应力的单位则是M Pa。 2. 3 实体建模
算。 车辆直线行进时的载荷和约束条件作为工况 , 车辆弯 道行驶时的载荷和约束条件作工况 。这两种工况均不考虑
参考文献
1 杨海元, 张敬宇, 赵志岗编著. 固体力学的数值方法. 天津大学出 版社.
2 许镇宇, 邱宣怀主编. 机械零件. 高等教育出版社. 3 I2D EA S 用户手册. 赵华 男, 65 年 6 月出生, 工学硕士, 近年来主要从事机械疲劳 强度及可靠性分析与研究、CAD CAM CA E 应用与开发等工作, 承 担国家预研课题多项, 发表论文数篇, 曾获部科技进步三等奖。
计算的结果表明, 在这两种工况中, 结构的位移在三个 方向上均在 1mm 之内, 平均位移在 0. 5mm 以内, 这说明负 重轮的变形很小, 其刚度性能是良好的。 6. 2 强度分析
从应力结果可以看出, 车辆直线行进时, 负重轮所承受 的最大拉应力为 51M Pa, 最大压应力为 114M Pa, 最大等效 应力为 111. 5M Pa, 均小于屈服强度, 满足强度要求。最大压 应力和最大剪应力的几何位置正是位于幅板曲率方向变化 的地方, 且在对称面上, 节点号是 1398, 如图 3 中标号所示。 这点是结构和强度设计时应重点考虑的部位之一。
6 计算结果与分析
我们分别就上面两种工况进行了有限元计算。为了能反 映该负重轮结构的刚度和强度特性, 计算结果分别以位移和 应力的方式给出, 其中, 应力用三个方向的主应力, 最大剪应 力, 等效应力 VON M ISS 的形式给出, 位移则给出在 x , y , z 方向的大小。 6. 1 刚度分析