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
掘进机履带行走机构驱动轮的有限元分析
网格 划 分
由有 限元 理论 可知 ，三 维实 体模 型 是无 法 直接 用来 进 行有 限 （） Ｎ Ｓ Ｓ 型 的 单元 属性 设 置 。存 Ａ Ｙ １Ａ Ａ Ｙ 模 ＮＳ Ｓ中 ， 首先给 驱
处理 器 ＞Ｅｌ ｎ ｐ ｅ ｔ ｍｅ Ｔｙ ｅ单 元 类 型 ＞Ａｄ ／ ｄｔＤｅｅｅ添 加 ／编 辑 ／ ｄ Ｅ ｉ ｌｔ ／
每 一个 模态 具钉 特 定的 固有频 率 、 阻尼 比和模 态振 型 。 这些 模态 参 ４２ ． 数 由计 算或 试验 分析 取得 ，这 样 一个 计算 或实 验 分析 的过 程称 为
影 响 的频率 范 围 内各阶 主要模 态 的特 性 ，就可 以预 言 结构 在此 频 分 析 是结 构动态 设 计及 设备 故障 诊 断的重 要方 法 。
关 键 词 ： 进 机 ： 动 轮 ； 限 元 分 析 掘 驱 有
１ 有 限 元法 的基本 概念
Ａ Ｓ Ｓ公司 是 南美 国匹 兹堡 大学 力学 系 教授 、 限元 法 的权 Ｎ Ｙ 有
靠性 ， 以有 必要 对其 动态 特性 进 行研 究 ， 所 这对 于改 善掘 进 机的 整
体性 能 、 降低 振动 和噪 声 具有 重要 意义 。
模 态分 析 。 果通 过模 态分 析方 法 ， 清 楚 了结构 物在 某一 容 易受 元 计 算 的， 以需 要对 实体 模型 进行 网 格划 分 以生成 有 限元模 型 。 如 搞 所 段 内 ， 外 部或 内部 各种 振源 作用 下 的实 际振 动响 应 。因 此 ， 态 动 轮 模 型设 置 单元类 型 ， 在 模 点选 Ｍａ ｎ ｉ Ｍｅｕ主 菜 单 ＞Ｐ ｅ ｒｃｓ ｒ ｎ ｒ ｏ ｅｓ 前 ｐ ｏ 删 除 ，对 于 已经 在 三维 建模 进 行 设 置 单 元 属 性 的 ， 在 出现 的 Ｅ ｅ ｎ Ｔ ｅ 单元 类型 对 话框 中 单击 Ａ ｄ 加 ， 弹 出的 Ｌｂａｙ ｌ ｍｅ ｔ ｙ ｓ ｐ ｄ添 在 ｉ ｒ ｒ ｏ Ｅ ｅ ｎ ｙ ｅ 单 元类 型库对 话框 中选 择 单元类 型 。 ｆｌ ｍｅ ｔ ｐ ｓ Ｔ
履带车辆负重轮轮辋振动模态的有限元分析
文章编号 ：０ ６８ ７ （０ ２ ０ —５ ８０ １ ０ —１ １ ２ ０ ）９０ ２ —３
振动 是 机械 系 统常 见 问题 之 一 。 由于 振动 会 造 成结 构疲 劳破 坏 ， 部 分 机 械 系统 都 不 希 望 有 大
ｍｍ， 承 孔 直 径 ２ ２ ｍｍ， 栓 孔 直 径 ２ 轴 ３ 螺 ３ ｍｍ。 考虑 到 负 重轮 轮 辋结 构 的 复杂 性 ， 在 Ｃ 先 Ｄ Ａ 系 统 中生 成 负 重 轮 轮 辋 的 断 面 轮 廓 图， 存 为 Ｉ ＥＳ 保 Ｇ
作 者 简 介 ： 立 彪 （９ １） 男 ， 宁 鞍 山 人 ， 在 北 京 理 工 大 于 １ ７ 一， 辽 现
学攻读博士学位， 从事轮胎动力学方面的研究。
图 １ 负重轮轮 辋有限元 模型
维普资讯
第 ９期
于 立 彪 等 ． 带 车 辆 负重 轮 轮 辋 振 动 模 态 的有 限 元 分 析 履
都能进 行 网 格 划 分 ， 此 本 研 究 采 用 单 元 Ｓ — 因 ＯＬ
Ｉ９ Ｄ ２对 轮 辋 进 行 有 限 元 网 格 划 分 ， 得 到 ７３ ２ 共 ０ 个单 元 和 １ ４ ５５ ６个节 点 。 负 重 轮 轮 辋 三 维 有 限 元模 型 如 图 ｌ所示 。
１ ２ 边界 条 件 ．
车 体 与 地 面 间 的静 、 动载 荷 ， 着 支 撑 车 体 、 和 起 缓
冲击 以及 隔震 降 噪的 作用 。 它 的力 学特 性 对 于高 速 行驶 的履 带 车 辆 的 操 纵 稳 定 性 、 坐 舒 适 性 以 乘 及 燃 油 经济 性 等都 有 极 为重 要 的影 响 。 目前 对 于 充气 轮 胎振 动 模 态 分 析 的研 究 方 法 较 成 熟 ， 果 成 较 多， 例如 ， 用 Ｃ Ｄ 和 ＭＡ 利 Ａ ＲＣ软 件 分 析 充 气轮
160t履带起重机四轮一带结构设计与有限元分析
160t履带起重机四轮一带结构设计与有限元分析张君;文豪;冯亮;刘志宏;高志珂【摘要】阐述了160 t履带起重机中四轮一带结构的组成和受力特点,对结构进行了有限元计算与分析,并以实例验证了该技术对履带起重机结构设计的可行性.结果证明:这项技术适应了履带起重机发展的需求,可以更好地指导实际生产.%The paper presents composition and force characteristics of four-wheel one-belt structure for the 160t crawler crane, with finite element calculation and analysis for the structure, and demonstrates the feasibility of this technology to the structure design of the crawler crane. The results show that this technology meets the demand of crawler crane development, which can better guide the actual production.【期刊名称】《起重运输机械》【年(卷),期】2012(000)009【总页数】5页(P22-26)【关键词】履带起重机;结构;有限元;分析【作者】张君;文豪;冯亮;刘志宏;高志珂【作者单位】太原科技大学太原030024;太原科技大学太原030024;太原科技大学太原030024;太原科技大学太原030024;太原科技大学太原030024【正文语种】中文【中图分类】TH213.7履带起重机是工程起重机行业的一个重要门类，是现代工程设计施工中不可缺少的大型设备之一，其中“四轮一带”(即驱动轮、引导轮、支重轮、托链轮和履带架)是行走机构的主要组成部分，其设计和制造质量直接关系着起重机的安全，故对履带起重机四轮一带的结构设计及有限元分析具有实际意义。
履带式起重机下车有限元分析方法研究
பைடு நூலகம்
况： 起臂 、 吊载和转弯 【况． 将应力计算结果与实测值进行对 比， 大致吻合 ， 证 明了方法 的可行性．
关键词 ： 履带式起重机 ； 有 限元 ； 边 界条件 中图分类号 ： Ｔ Ｈ ２ １ ３ 文献标志码 ： Ａ 文章编号 ： １ ６ ７ ３— ４ ８ ０ ７ （ ２ ０ １ ３ ） ０ ５—０ ４ ６ ４— ０ ７
第２ ７卷第 ５期 江苏科 技 大学学 报 （ 自然 科学 版 ） ｖ 。 １ ２７ Ｎ。 ． ５ ２ ０ １ ３年 １ ０月 Ｊ ｏ ｕ ｒ ｎ ａ ｌ ｏ ｆ Ｊ ｉ ａ ｎ ｇ ｓ ｕ Ｕ ｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ ｏ ｆ Ｓ ｃ ｉ ｅ ｎ ｃ ｅ ａ ｎ ｄ Ｔ ｅ ｃ ｈ ｎ ｏ １ ０ ｇ ｙ（ Ｎ ａ ｔ ｕ ｒ ａ １ Ｓ ｃ ｉ ｅ ｎ （ ： ｅ Ｅ ｄ ｉ ｔ ｉ ｏ ｎ ） Ｏ ｃ ｔ ． ２ ０ １ ３
．
ｄ ｏ ｉ ： １ ０ ． ３ ９ ６ ９ ／ ｊ ． ｉ ｓ ｓ ｎ ． １ ６ ７ ３— ４ ８ ０ ７ ． ２ ０ １ ３ ． ０ ５ ． ０ １ ０
履 带式 起重 机 下 车 有 限元分 析 方 法研 究
马 剑
（ 江苏科技大学 张家港校 区 船舶与建筑工程学院 ， 江苏 苏州 ２ １ ５ ６ ０ ０ ） 摘 要： 有 限元方法能够较准确模拟工程机 械局部受力和变形行为 ， 但 前提是采用合适 的单元 ， 更重要的是边界 条件符合
重载车辆的有限元分析
南京理工大学毕业设计说明书(论文)作者:XXX学号：0901560104学院(系):机械工程学院专业:车辆工程题目:重型车辆车架结构优化设计XXX 讲师指导者：(姓名) (专业技术职务)评阅者：(姓名) (专业技术职务)2013 年 5 月目次1 绪论 (1)1.1 车架结构优化方法 (1)1.2 国内外研究现状 (1)1.3 本课题研究内容 (3)2 拓扑优化 (4)2.1 结构优化分类 (4)2.2 拓扑优化 (5)2.3 本章小结 (7)3 HyperMesh的拓扑优化设计 (8)3.1 HyperMesh软件简介 (8)3.2 设计要求 (9)3.3 车架拓扑优化的参数设定 (14)3.4 拓扑优化设计及结果分析 (16)3.5 车架的结构分析 (19)3.6 本章小结 (19)4 车架静力学分析 (21)4.1 有限元法的基本思想和流程 (21)4.2 车架静力学分析 (21)4.3 结果显示与分析 (24)4.4 本章小结 (26)结论 (27)致谢 (28)参考文献 (29)1 绪论1. 1 车架结构优化方法早期，车架的结构优化方法采用的是试验方法，设计和试验交叉进行[1]，它们是串行组织的。
在上个世纪60年代以前，汽车结构设计师面临着许多采用传统方法所不能解决的问题，由于对结构的技术要求增加了，所以就使得汽车结构更加的多样化了，如果继续采用实车试验来确定需要设计的部位，不仅会加大产品开发周期，并且会加大成本消耗。
当时已有的分析工具仅仅限用于各种零部件的材料强度计算，而对于结构整体的性状只有在做车实车后进行试验才能预测[2]。
因此，现在汽车工业迫切需要一种新的结构分析方法。
随着计算机技术的快速发展，在汽车结构分析中，有限元分析法因为具有解决结构形状和边界都非常任意的力学问题的特点而成为一种常用的工程分析法，各种汽车结构件都可以利用有限元进行静态分析、固有特性分析和动态分析，并且从原来以对工程实际问题的静态分析为主要任务转化为以模态分析和动态分析为主要任务，也可以根据工程结构的设计要求进行非线性分析[3]。
履带式起重机臂架结构有限元分析
x
最臂式式1.3大端中中挠挠采在臂［ψ度度BPA用回f架］jdl—ixn—在为[放转——d刚ffxfw———臂［大]——平度1—臂1］轴端系单臂3面计T01V[EV[单架AffA.ffL压0，数f个w端07f算Iw内x3x0Fgf].Fx个g回L]I9w稳0则法IbF弦许b21，\1PF\bF43弦转(43lT定0此求b1iT0杆用mb1MEnE臂.Lx0.L02杆07平I07)I系3处臂0l3的挠f0İ.Ex§¨¨¨¨©fL.x¨¨¨¨©L架9wu029wF02节面21FI21数由端PB截度PbBLx[b(l(由lim间2内iMjnfmMjn；横挠Ix面，§¨©I0x2§¨©0]2)于l1)1.的l1弦AİE1.AİE9M向度u9MF面V[uFdAIdffPIx外Pbxf临杆wbLx[lxLx[(力［0li(F积0g]in2fnx2FIf.xx1Fb.力x界间9)1］]9\b)和]Fb；·¸¸¸¸¹43P¸¸¸¸¹PT0b1/力作距l/EMliM力.iL0n4nW074IWdd30xf。；.x用(x§¨¨¨¨©L(9w矩0x2Fxx·¸¹21x·¸¹PB)b)而(İlMİimMjnIx§¨©02l产)[§¨¨¨¨©引l1[1¨¨¨¨©.AİEV9V。M1uF1dIP生x起]b]Lx[l(0in2fxF0.x的的09)]b1.1.·¸¸¸¸¹9P9FF/lMPiPbnb4Wldliinxn(yxyx·¸¹·¸¸¸¸¹)¸¸¸¸¹İMMWW[§¨¨¨¨©(V(1yyyy]))İİ01.9F[[ M ( y1).İ4 [V计] 算结果 Wy 根据上述计算工况，计算得到臂架最大强度
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接基本上都为焊接，在分析整个臂架时，不考虑焊 缝的影响；弦杆上相邻各腹杆端点合为一点；把转 台、车架、履带架等视为刚体，臂架的变形与底座 无关；杆件的钢管为均质，无制造偏差；在臂架工 作过程中，认为钢丝绳不变形；各节臂架之间的销 轴连接按固定连接处理。
基于有限元的履带车辆变速箱体强度分析_曹凤利
基于有限元的履带车辆变速箱体强度分析曹凤利，李国璋，傅建平（军械工程学院火炮工程系自行火炮教研室，石家庄０５０００３）１引言履带车辆变速箱体是齿轮系统的承载体，在齿轮传动过程中，箱体承受较大的载荷并产生较大的变形和应力。
由于箱体的受力及形状十分复杂，可能由于静压强度不足，表现为整体或局部发生裂纹，而引起变速箱的失效。
用常规的方法对其进行力学分析非常困难，有限元法是一种数值计算的近似方法，可以对履带车辆变速箱在使用过程中出现的问题进行数值模拟。
关于应用有限元法对箱体类零件力学特性的研究，杨文硕等人［２］建立了齿轮减速箱体的结构力学分析模型，并进行了结构强度和刚度分析。
韩锦章［３］使用Ｉ－ＤＥＡＳＭａｓｔｅｒｓｅｒｉｅｓ对大型箱体零件分析过程中应注意的一些问题进行了阐述，钟文生等人［４］对高速动力承载式铸铝合金齿轮箱体强度进行了分析。
本文则运用有限元软件建立了某履带车辆变速箱体的力学模型，并对其进行了强度和刚度的有限元分析。
２履带车辆变速箱体力学模型２．１理论分析履带车辆变速箱体是一个承载大、形状不规则、结构不对称的复杂空间结构，并存在着各种加强筋、凸台、轴承孔、倒角和螺栓联接孔等结构，因此在建立力学模型过程中，对结构的受力特性进行理论分析是必要的。
受力特点可归纳为如下二点：（１）无论是直齿轮或锥齿轮传动机构，在箱体孔边都有径向作用力Ｆｒ；（２）履带车辆变速箱各部分不在同一平面或平行平面内。
２．２实体模型建立实体模型是有限元分析中一个关键环节，实体模型与实际相符的程度关系到分析结果的精度。
为使分析结果最大限度地接近实际情况，在实体建模过程中，对箱体所作的简化较少，从而确保了计算结果具有很高的精度，能够较真实地反映箱体的力学特性，图１为所建立的履带车辆变速箱体实体模型。
２．３有限元模型八节点四面体等参实体单元是分析弹性结构空间问题中应用较广的一种元素，能利用更复杂的形状函数，实现结构对实际变形的更好表达，从而保证有限元模型具有很高的精度。
铰接式履带车履带骨架的有限元分析
铰接式履带车履带骨架的有限元分析苗世俊;成凯【摘要】以铰接式履带车行走系统的履带骨架结构为研究对象,应用ANSYS软件对其在3种工况下进行分析计算,以便更好地了解铰接式履带车履带骨架的危险区域,全面掌握结构在这3种典型工况下的应力分布情况,形成系统的基于ANSYS软件平台的履带骨架结构计算方法,为系列产品的优化和改形设计提供有力地支持,提升设计效率.【期刊名称】《建筑机械（上半月）》【年(卷),期】2017(000)007【总页数】7页(P68-73,79)【关键词】铰接式履带车;履带骨架;有限元分析【作者】苗世俊;成凯【作者单位】吉林大学机械科学与工程学院,吉林长春 130022;吉林大学机械科学与工程学院,吉林长春 130022【正文语种】中文【中图分类】U469.6+94铰接式履带车通过铰接机构系将2节车厢串联在一起，该特殊车辆可以自适地改变位姿来适应各种极限地形，其拥有良好的通过性、更大的运载能力以及更强的越野性，被广泛应用于军事、农业、林业等工程领域，在国防安全及国民经济建设上发挥着不可替代的作用［1、2］。
行走系统是全地形铰接履带车最关键的系统之一［3］，而该履带车的履带结构比较特殊，其履带整体采用组合式结构，由履带骨架和橡胶带组成，履带骨架两端通过螺栓与橡胶带联接在一起，由于铰接式履带车实际工作路况的恶劣，所以基于ANSYS软件对履带骨架的有限元强度分析具有极其重要的实际意义和指导作用。
履带骨架是由骨架体、履齿、中间压板、履带底板以及履刺组成的刚性焊接件，履齿左右对称的焊接在骨架体上方，如图1所示，骨架体中间部位焊有起加强作用，增大接触面积的中间压板，履带底板下表面焊有若干履刺，增大与地面之间的摩擦。
充分考虑铰接式履带车在现场工作的实际情况，确定比较典型的履带骨架在硬地面的静态正压工况和动态正压工况，以及铰接式履带车在启动之后，履带骨架在驱动轮上的啮合工况。
工况1：履带车静止于水泥地面，如图2所示，该履带骨架受经过负重轮传递来的车体的重力F1，使该履带骨架同左右无负重轮正压的骨架一起对地面产生正压作用，地面对履带骨架提供支撑反力，该履带骨架处承受的地面支撑力为F2，即有F2＜F1。
履带起重机臂架结构强度有限元分析
关 键 词 ：履 带起 重机 ；桁 架 臂 ；ＮＸ Ｎａｓｔｒａｎ；有 限 元 分 析
中图 分 类 号 ：ＴＰ３９１．７：ＴＨ２１３．１
文 献 标 识 码 ：Ａ
１ 履带起 重 机结构 简 介 履带 式起 重机机 身 和履带 架为 钢板 焊接 的箱形 结
构 ，起 重臂 为 弦杆 、腹 杆 焊接 的桁架 结构 。臂 架是 履带 起重 机 的重要 构件 之 一 ，通 过臂 架 能 够 将 货 物提 升到 一 定 的起 升高 度 ，改变 臂 架 的工 作 仰 角 可 达 到变 幅 的 目的 ，以增 大作 业 范 围 。臂 架设 计 的合 理 与 否将 直 接 影 响起 重机 的承载 能 力 ，因此设 计 出 的臂 架 应具 有 足 够 的强 度 、刚度和 稳 定性 。臂 架结 构 形 式 一 般 为 中 间 等截 面 、两端 变截 面 的四弦杆 空 间桁架 ，弦杆 与腹 杆均 采 用 圆形钢 管结 构 ，以提高臂 架抵 抗屈 曲的能力 ，其 风 阻力小 ，杆件 接头 处 力 的 传 递好 。臂 架 端 部 与 根 部 均 由钢 板加 强 ，能更 好 地将 压力 传 到 转 台 上 去 。为 了保 证臂 架 根部 的水 平 刚度 ，旋 转 平 面 的桁 架 设 置 了 较 强 的缀板 ，臂节 间通 过销 连接 。
某起 重 机 的主臂臂 长 变化 范 围为 ２４ ｍ～６Ｏ １２２，副 臂 臂长 变 化 范 围为 １８ ｍ～７２ ｍ，起 重 量 变 化 范 围 为 ２．６ ｔ～２００ ｔ，其结 构 简 图如图 １所示 。 ２ 臂 架结构 有 限元 分析
对 桁架 臂进 行有 限元计 算之 前要 对其 结构 进行 简 化 。桁 架之 间 的连接 基 本 上 都 是焊 接 而 成 的 ，在 分 析 整 个臂 架 时 ，可 以不 考虑 焊缝 的影 响 ，认 为焊缝 符合 要 求 ；弦 杆上相 邻 的各腹 杆端 点合 为一 点 ；转 台、车架 、履 带 架 等视 为刚体 ，臂架 的 变形 与底座 无关 ，把臂 架作 为 起 重 机 的一 部 分拿 出来进 行分 析 ；钢 管为 均质 ，没有 制 造 偏差 ；臂 架各 节之 间的销 轴连 接按 固定 连接处 理 ｆ】］。
履带起重机车架结构设计及有限元分析
吨位产 品 增加 了油 缸 座 ， 用来 安 装垂 直支 腿 ， 以便 于减 （） ２ 为了满足 整机前倾 稳定性 和后翻 稳定性 ， 架 少 轨距 变 换过程 中地面对 履带架 的摩擦力 ， 车 轻松实 现轨 距 的变换 。
外伸纵 梁
＿ ＿ ＿ 一
布置时 需要 满足合 适的轨 距 ； （） ３ 履带起 重机 工况 多而且复 杂 ， 满足不 同工 况 为 的起重性 能 ， 需要 有合 理 的强度 和刚度要求 ； （） ４ 为了具有 良好 的路面 通过性 ， 要具 有一定 的 需 离地 间隙； （） ５ 为了作业 的灵活性 和 装拆运 输 的方 便 ， 起重 机
履 带 起 重 机 车 架 结 构 设 计 及 有 限 元 分 析
Ｄ ｅ ｉ ｎ ａ ｎ ｔ ｅ ｅ ｔＡ ｎ ｌ ｓｓｏ ａ ｅ ｏ ａ ｅ ａ ｅ ｓ ｇ ｎｄ Ｆｉ ｉｅ Ｅｌ ｍ ｎ ａ ｙ ｉ ｎ Ｆｒ ｍ ｆＣｒ ｗｌ ｒ Ｃｒ ｎ ｓ
豳长 沙 中联 重工科 技发 展 股份有 限公 司 沈 昌武 ／Ｈ Ｎ ｈｎ ｗｕ Ｓ Ｅ Ｃ ａｇ
履带 起 重机 以其 接地 比压 小、 重量 大 、 起 作业高 度
轮式 起重 机 吨位跨度 比较小 ， 同时为了满 足各种路 面行驶 的需要 ， 架一般 是 由纵 梁和 横梁焊 接而成的整 车
和幅度 大 、 吊重作业 不 需打 支腿 、 带 载行 驶等 优 点 ， 可
愈来愈显 示其 优越 性 。 近年履 带起 重 机发展 迅速 ， 目前 体箱 形结 构 。 而履 带起 重 机吨位 跨度 大 ， 不受 路 面行驶 国内外 投入市场最 小 吨位 产品为 ３ ， 大 吨位 产品 已 的 限制 ， ５ｔ 最 只受 运 输 的 限制 。 因此 ， 带 起 重 机 的车架 型 履
25t履带式起重机行走减速机构的设计及 有限元分析的开题报告
25t履带式起重机行走减速机构的设计及有限元分析的开题报告一、选题背景及意义履带起重机作为一种常见的起重设备，其起重能力强、适用性广泛，广泛应用于工矿、港口、船舶等行业。
该设备的关键部件之一是行走减速机构，其稳定性和可靠性对于设备的安全性和运行效率有着至关重要的影响。
因此，本文选取25t履带式起重机的行走减速机构作为研究对象，通过设计和有限元分析，探究优化该减速机构的方法，提升设备的可靠性和运行效率。
二、研究内容与方法1. 研究内容1.1 工况分析通过分析设备的运行环境和工作任务，确定其常规工况和极限工况。
1.2 行走减速机构设计设计合适的传动比、减速机数量和组合方式，优化行走减速机构的结构及参数。
1.3 有限元分析利用有限元方法对设计的行走减速机构进行分析，确定其受力情况和变形情况，并对其进行优化。
2. 研究方法2.1 理论分析对行走减速机构的相关理论进行分析，包括传动理论、结构力学、强度及刚度计算等。
2.2 CAD绘图利用CAD软件绘制行走减速机构的三维模型，并进行装配、布局等设计。
2.3 有限元分析利用ANSYS软件进行有限元分析，对行走减速机构的受力情况和变形情况进行模拟和分析，优化设计方案。
三、预期成果和意义1. 预期成果通过对25t履带式起重机的行走减速机构进行设计和有限元分析，得出优化的设计方案，并预测其在不同工况下的性能表现。
2. 意义2.1 优化起重设备的性能优化行走减速机构的结构和参数，可以提升设备的可靠性和运行效率，提高其起重能力和工作效率。
2.2 推动行走减速机构研究的发展本文研究的行走减速机构是履带式起重机的关键部件之一，对于深入研究该部件的结构和性能具有重要的现实意义和科研价值。
2.3 实现创新驱动发展战略本文研究具有一定的创新性和实用性，在实践中能够有效推动制造业的创新和发展。
70吨大型液压挖掘机履带架有限元分析及70吨大型液压挖掘机动臂有限元分析
70吨大型液压挖掘机履带架有限元分析一、履带架计算工况挖掘机在工作过程中，作业对象千变万化，土质及施工现场也各异，履带架的强度和刚度优良与否，是整机能够有效工作的前提保证。
故选择了最危险工况来进行强度校核。
工况一：1)、挖掘机横向挖掘，动臂上、下铰点连线水平；2）、斗杆垂直，铲斗挖掘，且铲斗挖掘力为垂直方向。
图1 工作装置挖掘姿态（工况一）工况二：铲斗满斗，右最高下载位置下移至最大卸载半径时。
工况三：挖掘机原地转弯。
三、履带架受力分析1）、履带架受到上车及工作装置等重量，为了补偿其它小零件对结构的影响，可通过密度设定来进行补偿。
图2为挖掘机原地转弯时，履带架受力示意图。
图2 履带架受力示意图（工况3）四、上车架有限元计算1）、有限元模型履带架结构模型采用shell63板壳单元，有限元模型见图3。
履带架有限元模型共划分单元285431个，节点284845个。
图3 动臂有限元模型2）、有限元计算将各项载荷加入有限元模型后，计算结果如下：①工况一：图4 履带架Von Mises应力分布云图图5 履带架最大Von Mises应力处②工况二：图6 履带架Von Mises应力分布云图图7 履带架最大Von Mises应力处③工况三：图8 履带架Von Mises应力分布云图图9 履带架最大Von Mises应力处图10 履带架Von Mises应力分布云图（去除最大应力点）图11 履带架Von Mises应力分布云图（去除最大应力点）五、结果分析从以上三种工况计算结果来看，最大应力为222 Mpa，安全系数为：305/222=1.374，满足强度使用要求。
六、参考文献【1】单斗液压挖掘机70吨大型液压挖掘机动臂有限元分析二、动臂计算工况挖掘机在工作过程中，作业对象千变万化，土质及施工现场也各异，其工作装置运动与受力情况比较复杂。
故选择了最危险工况来进行强度校核。
工况一：1)、动臂位于最低（动臂油缸全缩）；2）、斗齿尖、铲斗与斗杆铰点、斗杆与动臂铰点三点位。
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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 —
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《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