首页/文章/ 详情

NFX|过山车-列车仿真分析

MIDAS官方

1年前浏览3171

本文主要针对过山车的列车的各零部件进行了有限元的仿真分析及校核。

分析说明：

焊缝设计要求焊缝的厚度大于焊接件最小厚度。焊缝以最小焊接件的厚度建模，可以直接提取焊缝应力，利用提取的应力做校核，结果偏安全。

网格单元说明：网格主要采用以六面体为主的混合网格，但对于结构单一的零件采用以六面体为主，比如轴、销等。

冲击系数：本产品类别为过山车设备。根据G88408-2008,4.2.3.2条冲击系数，选择冲击系数2。选择此冲击系数则计算偏于安全。除特别说明外，安全系数计算采用整体除2的方法。

架体强度、焊缝强度、疲劳强度校核

轮架的几何模型

采用混合网格划分技术，生成以六面体为主的单元

分别取承重轮、倒挂轮、侧导轮上受力最大的时刻进行计算。由动力学结果，单个承重轮上最大受力为10702N（工况一），此时单个侧导轮承受力为3716N，其中承重轮上的力包括车体、乘客的自重2317.3N以及离心力，恒载荷乘以系数2，安全系数计算时不再重复除以2；Z向约束力全程为正，因此列车正常运行情况下，倒挂轮上不受力；若发生意外，列车倒挂在轨道上时，受力与车在站台上一样，为4934N（工况二）；单个侧导轮上受最大力为6250N（工况三），此时，单个承重轮受力为5000N。

工况一（承重轮受力最大时），最大等效应力为39.0MPa，轮架材料为Q235B，强度极限390MPa。安全因子n=390/39.0=10>5

工况二（倒挂轮受力最大时），最大等效应力为45.6611MPa，强度极限390MPa。安全因子n=390/45.7=8.53>5。

工况三（侧导轮受力最大时），最大等效应力为35.2MPa，轮架材料为Q235B，强度极限390MPa。安全因子n=390/35.2=11.07>5。

三种工况下轮架的最大整体应力为45.7Mpa。由于焊缝采用等厚度建模，焊缝强度小于45.7Mpa。取焊缝最大应力45.7Mpa，安全因子n=390/45.7=8.53>5。综上所述，轮架强度合格。

对于结构的疲劳强度，校核如下：

采用容许应力法校核，参考钢结构设计规范GB50017-2003。

公式和准则：

最大应力45.7Mpa，则

根据钢结构设计规范GB50017-2003表6.2.1，取

n：设计寿命8年，每年运行365天，每天运行8小时，每小时运行8次，运行1次载荷交变11次，因此应力循环次数

n=8×365×8×12×11=3083520

代入计算可得：

故

疲劳强度合格

半轴强度、疲劳强度校核

半轴上受力最大为行走轮轴上受力的2倍，即21404N，对永久载荷及活载荷取安全因子为2（计算安全系数不再整体除2）

连接轴最大应力

最大应力116.4MPa，安全因子n=980/116.4=8.45>5，强度合格。

连接销轴应力

最大应力11.9MPa,安全因子n=980/11.9=82.5>5，强度合格。

对轴和销轴的疲劳强度，由于轴应力大于销轴，因此仅对轴(d=75mm)进行校核，校核如下：

采用无限寿命计算。其疲劳安全系数

查表 40.3-1

求缺口系数

应力集中系数则

求零件尺寸系数

查图40.4-84

求零件表面状态

查图40.4-85

代入计算可得

同样的方法对行走轮、侧导轮、倒挂轮进行强度校核

行走轮轴强度、疲劳强度校核

侧导轮轴强度、疲劳强度校核

倒挂轮轴强度、疲劳强度校核

车架

车架连接轴

网格划分，主要采用六面体单元，对应力集中的圆角区网格细化

最大应力为114.4MPa。安全因子n=980/17.5/2=28>5，强度合格。

车体骨架强度、焊缝强度、疲劳强度校核

通过NFX的几何简化功能，对车体骨架的几何模型做简化处理，省略了细小的、不重要的部件，并删除了小的圆角和圆孔。

车架属于大型薄壁结构，因此选用壳单元进行分析更为适合。

NFX有抽取实体几何中面功能（抽中面教程），另外几何和载荷均具有关于XY平面的对称性，故只截取一半模型。

车架首尾分别与车桥、连接器连接，前后排受到压臂装置的作用力，此外主体框架还将承受座椅和车体的作用力，根据动力学仿真结果，列车运行过程中，人体Y向最大加速度为44.46m/s2。假设车辆突然停止，此时受到人、压臂装置、玻璃钢车体的惯性力作用，当惯性力最大时，车架受力最严重。X向最大值的绝对值为14.1m/s2（在人体坐标系Y向、X向不会同时出现最大值，同时使用最大值计算的结构符合设计要求则偏安全），每一排上坐2人，总质量为140Kg，共2排，压臂装置192.19 Kg，玻璃钢车体40Kg，因此车架所受作用力为：

Fz=ma=(140*2+192.19+40)*44.46=22771.9N

Fy=ma=(140*2+192.19)*14.1=6657.8N

其中，Fy为横向作用力，将其向车架横梁上进行等效时会形成一个剪力和一个弯矩，因此不能直接将该作用力施加在车架上，而应施加在对应实际位置的作用点上。人体与压臂装置的总质心距车架横梁0.8m，在该处创建节点作为载荷施加点，并以其为依存目标建立与压臂装置底座绑定的刚性单元。其余自重载荷以均布形式施加在车架的框架上，如图所示。考虑到有限元模型的对称化处理，以上所有载荷取一半大小。

车架的首尾分别与车桥和连接器相连接。在关注单个车架的刚度强度时，可以认为以上两个连接部位是固定的。相比车架本身的板壳结构，连接部位的构件都较为厚大，具有更高的刚度及强度。作为简化，忽略这些部位自身的变形，在车架首尾的板壳边缘施加固定约束。此外，在车架的对称面施加XY平面对称约束。

整体变形情况

等效应力

连接器

以六面体为主的混合网格划分

连接杆强度、疲劳强度校核

中间销轴强度、疲劳强度校核

连接叉强度、疲劳强度校核

尾部连接轴强度校核

尾部连接叉强度、疲劳强度校核

压臂装置和支架

前座椅结构强度、焊缝强度、疲劳强度校核

省略不重要的圆角和小圆孔，取一半模型进行分析。

后座椅结构强度、焊缝强度、疲劳强度校核

油缸部分强度、刚度、疲劳强度校核

销轴应力

桥壳强度、焊缝强度、疲劳强度校核

牵引部分

驱动装置强度、刚度、焊缝强度、疲劳强度校核

对驱动装置进行结构受力分析时，我们考察的是驱动装置重要结构件的强度问题，因此忽略了电机和减速器的影响。根据驱动装置的实际安装方式以及链条链轮的作用原理，为支撑架底部添加固定边界条件，每个链轮根据链条的实际包裹情况添加来自链条的压力载荷，但后处理时需要考虑齿间载荷分配系数。位于中间的主动轮起传递扭矩的作用，因此将同时受到切向及法向的载荷，位于两侧的从动轮主要承受法向载荷，切向载荷仅用来平衡链轮的旋转摩擦力，可忽略不计。

作为合理简化，模型中大部分部件间的连接方式采用焊接类型。对于轴，轴承及轴承座间的配合，采用以下简化方式：删除轴承，并在轴和轴承座间建立具有一定径向刚度的铰连，以模拟轴承的约束效果。此外，为了考虑已省略的结构对主动轴自由端的约束，以主动轴自由端的键槽侧壁以及端面为依存目标建立2个刚性单元，并分别约束刚性单元的绕轴旋转自由度和轴向平移自由度

通过位移情况可以得出支架结构主体部分以及受载荷较小的从动链轮区域的位移量都较小，均在0.05mm以内；而主动链轮所在区域（包括链轮、轴、轴承座及其下方的支架）的位移量相对较大，最大值接近0.34mm。因此，主动链轮所在区域是该驱动系统的重点考察部位。