白 云， 李舜酩， 聞 靜， 王金瑞

(南京航空航天大學(xué) 能源與動(dòng)力學(xué)院，南京 210016)

某軌道試驗(yàn)車車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度與模態(tài)分析

白 云， 李舜酩， 聞 靜， 王金瑞

(南京航空航天大學(xué) 能源與動(dòng)力學(xué)院，南京 210016)

為檢驗(yàn)用于標(biāo)定實(shí)驗(yàn)的某軌道試驗(yàn)車車架是否符合設(shè)計(jì)要求，對(duì)其進(jìn)行模態(tài)和靜強(qiáng)度分析. 首先，利用UG 三維設(shè)計(jì)軟件建立車架三維模型，然后，導(dǎo)入有限元分析軟件 ABAQUS 中，建立有限元模型，并對(duì)車架進(jìn)行自由模態(tài)分析和牽引工況、制動(dòng)工況下的靜強(qiáng)度分析，進(jìn)而得出車架的固有模態(tài)頻率和振型及最大應(yīng)力、變形量的分布.結(jié)果表明：車架滿足結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求，并為特殊車輛結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供了參考.

軌道試驗(yàn)車；車架；有限元模型；結(jié)構(gòu)強(qiáng)度；模態(tài)分析

在特殊軌道車輛結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中,安全性是首要的,在保證安全的前提下,既要使車輛的結(jié)構(gòu)合理,便于加工、裝配,也要盡可能減少材料的量,從而降低制造成本,提高經(jīng)濟(jì)效益.這就需要對(duì)車輛結(jié)構(gòu)的靜、動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行有限元分析.早在二十世紀(jì)八十年代末，長(zhǎng)春汽車研究所的谷安濤教授等人建立了車架的有限元模型，并進(jìn)行了分析計(jì)算[1]. Kim H.S等人[2],分析車架的靜態(tài)研究,在極限靜態(tài)載荷下,分析車架的剛度與強(qiáng)度,最后得出一個(gè)系統(tǒng)的研究方法.Fichera G.[3]和Deren Ma[4]把模態(tài)分析應(yīng)用于汽車研究中.江蘇大學(xué)張學(xué)榮對(duì)轎車白車身進(jìn)行模態(tài)分析[5].湖北汽車工業(yè)學(xué)院的林軍作了對(duì)載貨汽車車架的模態(tài)分析[6].以及尹輝俊等對(duì)貨車車架進(jìn)行了有限元分析，在進(jìn)行分析時(shí)，計(jì)算了車架的模態(tài)，并對(duì)模態(tài)結(jié)果進(jìn)行了分析[7].

國(guó)內(nèi)外許多研究人員對(duì)常規(guī)車輛的靜動(dòng)態(tài)特性做了大量的研究，但對(duì)某些特殊車輛的研究還沒(méi)形成一套系統(tǒng)的理論，文中的研究對(duì)象某軌道試驗(yàn)車是用于標(biāo)定試驗(yàn)的特殊車輛，具有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、縱向尺寸大、運(yùn)行速度高、可靠性要求高等特點(diǎn),應(yīng)某軌道專用車項(xiàng)目要求對(duì)該軌道試驗(yàn)車車架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和模態(tài)進(jìn)行分析.利用UG三維建模，建立了某軌道試驗(yàn)車車架的幾何實(shí)體模型，然后利用有限元分析軟件建立車架的有限元模型，利用ABAQUS/Standard提供的Lanczos方法對(duì)車架進(jìn)行有限元自由模態(tài)分析，得到車架的振型和固有頻率.最后，進(jìn)行牽引和制動(dòng)兩種工況下的強(qiáng)度分析，得到車架的應(yīng)力分布及位移分布云圖.結(jié)果表明，車架結(jié)構(gòu)的靜動(dòng)態(tài)性能滿足設(shè)計(jì)要求，為特殊車輛的開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)提供一定的理論參考.

1 車架動(dòng)靜態(tài)分析基礎(chǔ)理論

1.1 動(dòng)態(tài)分析

當(dāng)結(jié)構(gòu)上作用有隨時(shí)間而變化的動(dòng)載荷時(shí),結(jié)構(gòu)將產(chǎn)生隨時(shí)間而變化的位移、速度和加速度.根據(jù)達(dá)朗貝爾原理,對(duì)任何系統(tǒng),其所有彈性力、激振力 、阻尼力以及慣性力之和為零.為此,如引入相應(yīng)的慣性等作用,就可以將結(jié)構(gòu)的動(dòng)力問(wèn)題化為相應(yīng)的靜力問(wèn)題,也即將其化為結(jié)構(gòu)的平衡問(wèn)題來(lái)處理. 動(dòng)力學(xué)求解的基本運(yùn)動(dòng)方程可寫為：

(1)

對(duì)車架進(jìn)行模態(tài)分析的目的是為得到固有頻率、阻尼和固有振型，即模態(tài)參數(shù).但在實(shí)際過(guò)程中，系統(tǒng)的阻尼很難進(jìn)行準(zhǔn)確處理，所以，在一般情況下，我們不考慮小阻尼系統(tǒng)的阻尼，也就是可以忽略小阻尼的影響，近似當(dāng)成是無(wú)阻尼的系統(tǒng).而且車架是一個(gè)多自由度彈性系統(tǒng)，因此，車架的有限元模型也采用多自由度的無(wú)阻尼自由振動(dòng)系統(tǒng)，此時(shí)，可以將阻尼C和F的值設(shè)為零，當(dāng)C= 0;F= 0時(shí)，上面的(1)微分方程可以簡(jiǎn)化寫成：

(2)

由于任何彈性體的自由振動(dòng)可分解為一系列簡(jiǎn)諧振動(dòng)的疊加,設(shè)式(2)有如下形式的簡(jiǎn)諧振動(dòng)解.

(3)

將(3) 代入 (2) 中，有：

(4)

(5)

由于結(jié)構(gòu)離散后有n個(gè)自由度,則[K]和[M]都是n階方陣,解方程(5)即可得到結(jié)構(gòu)的n階固有頻率和相應(yīng)的主振型.

某軌道試驗(yàn)車車架在實(shí)際設(shè)計(jì)過(guò)程中，應(yīng)使其主要階次的固有頻率避開(kāi)作用載荷的激振頻率范圍，以避免共振的發(fā)生.車架結(jié)構(gòu)各階模態(tài)的重要程度隨著模態(tài)階次的增大而減小，也就是說(shuō)車架結(jié)構(gòu)的低階模態(tài)性能決定了車架的動(dòng)態(tài)性能.因此，對(duì)車架低階模態(tài)的要求如下：

(1) 主振型應(yīng)該盡量光滑，避免發(fā)生突變；

(2) 應(yīng)避開(kāi)來(lái)自車架工作路面的 10 Hz左右的激勵(lì)頻率范圍；

(3) 應(yīng)避開(kāi)由車輪不平衡引起的 20 Hz以下的激振頻率范圍[8-9].

1.2 靜態(tài)分析

從彈性力學(xué)的角度來(lái)進(jìn)行有限元靜力分析.彈性力學(xué)是研究彈性體在載荷及其它外部因素作用下產(chǎn)生的應(yīng)力、應(yīng)變和位移.由于應(yīng)力、應(yīng)變和位移都是空間坐標(biāo)的函數(shù),也就是說(shuō)各個(gè)點(diǎn)的應(yīng)力、應(yīng)變和位移一般都是不相同的,因此，在彈性力學(xué)里假想物體是由無(wú)限多個(gè)微小六面體稱為微元體所組成的.在考慮任一微元體的平衡,寫出一組平衡微分方程及邊界條件時(shí),未知應(yīng)力數(shù)目總是超過(guò)微分方程的個(gè)數(shù),所以，彈性力學(xué)問(wèn)題都是超靜定問(wèn)題,要求解這類問(wèn)題還必須考慮微元體的變形條件及應(yīng)力與應(yīng)變的關(guān)系，相應(yīng)稱為幾何方程及物理方程.平衡微分方程、幾何方程和物理方程以及邊界條件,稱為彈性力學(xué)的基本方程.

①平衡微分方程

[A]{σ}+{F}=0,

(6)

式中： [A] 是微算分子.

②幾何方程

{ε}=[L]{U},

(7)

式中： [L] 是微算分子.

③物理方程(應(yīng)力—應(yīng)變關(guān)系)

{σ}=[D]{ε},

(8)

式中： [D] 是彈性矩陣.

某軌道試驗(yàn)車車架根據(jù)強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求，選用第四強(qiáng)度理論(以Mises應(yīng)力作為車架強(qiáng)度評(píng)價(jià)的標(biāo)準(zhǔn))進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度校核[11]：

材料不發(fā)生屈服破壞的條件為

(9)

式中：[σ]表示材料的許用應(yīng)力;σ1、σ2、σ3分別表示X、Y、Z3個(gè)方向的主應(yīng)力.

車架在典型工況下的最大局部應(yīng)力應(yīng)滿足

σmax≤[σ],

(10)

2 試驗(yàn)車車架設(shè)計(jì)

2.1 設(shè)計(jì)要求

某軌道試驗(yàn)車是用于試驗(yàn)場(chǎng)標(biāo)定實(shí)驗(yàn)的裝置，因此，根據(jù)測(cè)試功能要求所設(shè)計(jì)的車架結(jié)構(gòu)需要滿足：

(1) 車架要有足夠的強(qiáng)度來(lái)裝配其他總成；

(2) 車架的固有頻率需要避開(kāi)各種激勵(lì)頻率，得到合理的動(dòng)態(tài)特性，避免發(fā)生共振；

(3) 車輛最高運(yùn)行速度 300 km/h，并要沿直線行駛，車輛通過(guò)配重到達(dá)總重量 20.6×103kg(車輛總重包括車架、測(cè)試設(shè)備、操作室及駕駛?cè)藛T、配重以及提供制動(dòng)力的剎車系統(tǒng))；

(4) 車架的離地間隙不能超過(guò) 300 mm.

2.2 設(shè)計(jì)方案

某軌道試驗(yàn)車車架主要有3根縱梁和3根橫梁以及中間帶有圓孔的加強(qiáng)板焊接構(gòu)成，全長(zhǎng)6 m,最大寬度3.5 m,最大高度差0.6 m.對(duì)于車架具體設(shè)計(jì)方案如下：

(1) 為滿足高加速度運(yùn)動(dòng)時(shí)的強(qiáng)度要求、穩(wěn)定性要求，縱梁橫梁均采用厚度為14 mm的鋼板，并在梁的內(nèi)部對(duì)稱布置一些加強(qiáng)板來(lái)提高強(qiáng)度；

(2) 車架結(jié)構(gòu)左右對(duì)稱、合理分配載荷，以滿足直線行駛要求；

(3) 車載負(fù)載較大、加速度過(guò)高，為保持穩(wěn)定性，車輛重心不能太高，因此,車架整個(gè)設(shè)計(jì)要以較小的離地間隙為考慮重點(diǎn)，為降低重心、提高穩(wěn)定性，采用直徑為600 mm的車輪以滿足離地間隙的要求.

最終設(shè)計(jì)方案如圖 1 所示.

圖1 軌道試驗(yàn)車車架的三維模型

上述車架具有結(jié)構(gòu)對(duì)稱；采用中間帶有圓孔的加強(qiáng)板來(lái)提高車架強(qiáng)度，這樣既節(jié)省了材料又提高了車架強(qiáng)度；車架重心低，離地間隙小，因此,車架穩(wěn)定性較高.

3 模型與仿真分析

3.1 建立有限元模型

某軌道試驗(yàn)車車架在利用三維建模軟件UG進(jìn)行建模時(shí)，盡可能考慮了車架的所有細(xì)節(jié)，包括小孔、倒角等.根據(jù)圣維南原理,模型的局部細(xì)小變化并不影響模型總的分析結(jié)果,因此,將車架三維模型導(dǎo)入有限元軟件后，首先對(duì)三維模型進(jìn)行了如下簡(jiǎn)化處理：

(1) 部分離應(yīng)力集中區(qū)域較遠(yuǎn)的圓弧過(guò)渡簡(jiǎn)化為直角,工藝上需要的倒角、拔模斜度等不予考慮；

(2) 車架上有些構(gòu)件僅是為了滿足功能要求而設(shè)置,對(duì)結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度沒(méi)有很大影響,可以忽略；

(3) 在不影響整體結(jié)構(gòu)的前提下,忽略對(duì)截面特性影響不大的特征.

利用有限元軟件中的網(wǎng)格劃分功能對(duì)某軌道試驗(yàn)車車架劃分網(wǎng)格，車架采用合金鋼板沖壓而成，大多屬于薄板件，為了提高分析精度，選用板殼單元對(duì)車架進(jìn)行劃分網(wǎng)格[12].考慮到車架整體尺寸，網(wǎng)格劃分時(shí)采用單元尺寸的大小為20 mm，主要受力部位進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化.整個(gè)軌道試驗(yàn)車車架有限元模型由 221 908個(gè)單元，244 405 個(gè)節(jié)點(diǎn)組成，單元類型 S4R、S3R，其中 S3R 占總數(shù)的1%，符合精度要求.車架有限元分析模型如圖2所示.車架所用材料為 Q345C，材料參數(shù)[13]如表 1 所示.

圖2 軌道試驗(yàn)車車架有限元模型

表1 車架材料參數(shù)

材料彈性模量/MPa泊松比密度/(kg·m-3)屈服極限/MPaQ345C2.06E+050.37.85E+03345

3.2 車架模態(tài)分析

結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)分析最重要的是結(jié)構(gòu)固有模態(tài)分析.對(duì)車架進(jìn)行模態(tài)分析是為了解車架的固有特性，而不考慮其結(jié)構(gòu)所受的載荷與邊界條件的影響，因此，對(duì)車架進(jìn)行自由模態(tài)分析時(shí)，對(duì)整體不施加任何約束和載荷.

有限元法對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析的過(guò)程，實(shí)際上是利用計(jì)算機(jī)對(duì)建立的方程組解耦的過(guò)程，即用模態(tài)坐標(biāo)將線性定常振動(dòng)微分方程組中的物理坐標(biāo)進(jìn)行替換，使之變成為一組以模態(tài)坐標(biāo)以及模態(tài)參數(shù)來(lái)描述的獨(dú)立方程最后，通過(guò)求解得出系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù). ABAQUS軟件中提供了3種特征值提取方法，其中ABAQUS/Standard 提供的Lanczos 特征值求解器是ABAQUS中默認(rèn)的求解方法, Lanczos算法的基本思想是通過(guò)選擇一個(gè)初始向量，經(jīng)過(guò)反復(fù)的迭代、正交化處理后將對(duì)稱矩陣變換變成對(duì)稱三角矩陣，通過(guò)求解三角矩陣的特征解得到若干階特征值. Lanczos方法主要用于對(duì)多自由度系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)提取.因?yàn)檐嚰苁且粋€(gè)多自由度的振動(dòng)系統(tǒng)，并且需要著重分析它的低階模態(tài)，需要選取的階數(shù)

比較少，因此，分析時(shí)在ABAQUS中選用Lanczos特征值求解器作為模態(tài)分析的求解方法.

對(duì)于車輛影響較大的是較低階的固有頻率，因此，提取車架前12階固有頻率和振型，其中，前6階固有頻率小于6.27E-5 Hz，這是由于在自由狀態(tài)下會(huì)出現(xiàn)6個(gè)剛體模態(tài)，它們對(duì)應(yīng)的固有頻率幾乎為零，所以，實(shí)際上是以第7 階為第1階振型.車架前6階模態(tài)的振型如圖3～圖8所示，表2為車架前6階固有頻率、振型和對(duì)應(yīng)固有頻率下的最大位移.

表2 車架固有頻率、振型和最大位移

由振型圖可知，第1階模態(tài)振型主要為車架的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，在車架與制動(dòng)座連接處振幅最大；第2階模態(tài)振型主要為3根縱梁垂向彎曲振動(dòng)，在兩側(cè)縱梁頭部及與中間橫梁焊接部位振幅最大；第3階模態(tài)振型主要為3根縱梁2階水平彎曲和中間橫梁扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，在第一根橫梁兩端振幅最大；第4階模態(tài)振型主要為兩側(cè)縱梁1階垂向彎曲和中間縱梁扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，在兩側(cè)縱梁中間部位振幅最大；第5階模態(tài)振型主要為3根縱梁1階水平彎曲振動(dòng)，在中間縱梁與中間橫梁焊接部位振幅最大；第6階模態(tài)振型主要為兩側(cè)縱梁2階垂向彎曲振動(dòng)，在兩側(cè)縱梁的前部振幅最大.

圖3 第1階模態(tài)振型圖

圖4 第2階模態(tài)振型圖

圖5 第3階模態(tài)振型圖

圖6 第4階模態(tài)振型圖

圖7 第5階模態(tài)振型圖

圖8 第6階模態(tài)振型圖

3.3 車架靜強(qiáng)度分析

有限元軟件ABAQUS靜力分析的基本步驟：①進(jìn)行單元分析得到單元?jiǎng)偠龋虎谡w分析.在有了單元?jiǎng)偠染仃嚭?，根?jù)節(jié)點(diǎn)力與位移間關(guān)系以及靜力平衡條件和位移的協(xié)調(diào)條件，得到整體的剛度矩陣；③進(jìn)行約束處理.此時(shí)針對(duì)上一步得到的整體剛度矩陣加入邊界條件進(jìn)行約束，從而得到處理的整體剛度矩陣 [K] 和載荷向量 [F]；④靜力分析方程求解.對(duì)方程[K]{U}={F}求解后就可以得出所有節(jié)點(diǎn)的位移；⑤根據(jù)上面求得的節(jié)點(diǎn)位移計(jì)算出單元的節(jié)點(diǎn)力和應(yīng)力；⑥對(duì)求出的節(jié)點(diǎn)力和應(yīng)力進(jìn)行后處理.

1) 車架承受的基本載荷

某軌道試驗(yàn)車并無(wú)動(dòng)力裝置，它在牽引和制動(dòng)工況所需要的動(dòng)力是由外在動(dòng)力裝置提供.因此，車架承受的載荷主要包括：車架自重、測(cè)試設(shè)備重量、配重塊重量、操作室及操作人員重量.其中，測(cè)試設(shè)備、配重塊、操作室及操作人員均簡(jiǎn)化為質(zhì)量點(diǎn)形式加載，因?yàn)橐再|(zhì)量點(diǎn)形式加載與以實(shí)際模型加載這兩種處理方法對(duì)結(jié)果影響相差很小，而且以質(zhì)量點(diǎn)形式加載可減少網(wǎng)格劃分，提高計(jì)算效率，以上部件質(zhì)量及加載形式如表3所示.

表3 車架承受載荷及加載形式

2) 邊界條件及載荷工況

牽引工況.模擬某軌道試驗(yàn)車由外在牽引裝置通過(guò)牽引系統(tǒng)使軌道試驗(yàn)車在一定時(shí)間內(nèi)達(dá)到300 km/h.此工況下的邊界條件為：6個(gè)車輪的位置施加Y向約束，牽引桿頭部施加完全約束，為了使模型更容易收斂同時(shí)并不影響計(jì)算結(jié)果的精確度，對(duì)制動(dòng)座與導(dǎo)軌接觸部位施加臨時(shí)Z向約束；給有限元模型施加 45 m/s2的加速度(方向沿牽引桿).

制動(dòng)工況.模擬某軌道試驗(yàn)車由剎車單元提供的制動(dòng)力通過(guò)制動(dòng)座的傳遞使軌道試驗(yàn)車在一定時(shí)間內(nèi)速度由300 km/h降為0.此工況下的邊界條件為：6個(gè)車輪的位置施加Y向約束，對(duì)于制動(dòng)座與剎車單元連接部位施加完全約束，和牽引工況一樣對(duì)制動(dòng)座施加臨時(shí)Z向約束；給有限元模型施加23 m/s2的加速度(方向沿X軸水平正向).

3) 計(jì)算結(jié)果及數(shù)據(jù)分析

采用ABAQUS軟件進(jìn)行靜力分析，得到牽引工況下的等效應(yīng)力及位移分布云圖，如圖9、10所示，從圖中可以看出：在牽引工況下，車架結(jié)構(gòu)等效應(yīng)力大部分小于 50 MPa，最大應(yīng)力為148.2 MPa(小于許用應(yīng)力 230 MPa)，發(fā)生在車架與牽引系統(tǒng)連接處；同時(shí)產(chǎn)生的最大位移為2.286 mm，發(fā)生在車架與制動(dòng)座連接處.

圖9 牽引工況應(yīng)力云圖

圖10 牽引工況位移云圖

制動(dòng)工況下的等效應(yīng)力及位移分布云圖，如圖11、12所示，從圖中可以看出：車架在制動(dòng)工況下最大應(yīng)力為136.9 MPa(小于許用應(yīng)力230 MPa)，發(fā)生在車架與制動(dòng)座連接處；同時(shí)產(chǎn)生的最大位移為0.989 4 mm，發(fā)生在中間縱梁及與測(cè)試設(shè)備連接處.

圖11 制動(dòng)工況應(yīng)力云圖

圖12 制動(dòng)工況位移云圖

4 結(jié) 論

通過(guò)對(duì)某軌道試驗(yàn)車車架自由振動(dòng)模態(tài)分析以及車架在牽引、制動(dòng)工況下的靜強(qiáng)度分析表明：

1) 車架在前6階彈性模態(tài)中全部為車架的整體振動(dòng)，彈性模態(tài)頻率分布在 30-150 Hz范圍內(nèi)，其振型主要表現(xiàn)為豎直平面內(nèi)的彎曲振動(dòng)、扭轉(zhuǎn)振動(dòng)和水平面內(nèi)的橫向彎曲振動(dòng)3種形式.由上面各振型可以看出，車架各階振型比較平滑，無(wú)明顯的突變，并且有效避開(kāi)了車架工作路面的激勵(lì)頻率(10 Hz左右)和車輪不平衡引起的振動(dòng)頻率(20 Hz以下).這說(shuō)明車架在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上滿足要求.

2) 車架在牽引工況下下的最大應(yīng)力為148.2 MPa，主要集中在車架與牽引系統(tǒng)連接處，在制動(dòng)工況下的最大應(yīng)力為136.9 MPa，主要集中在車架與制動(dòng)座連接處，兩種工況下的最大應(yīng)力均小于材料的許用應(yīng)力230 MPa，最大位移變形量分布也比較合理，所以，車架在強(qiáng)度設(shè)計(jì)方面滿足要求.

[1] 谷安濤,常國(guó)振. 汽車車架設(shè)計(jì)計(jì)算的有限元法[J]. 汽車技術(shù),1977(6):56-80.

[2] Kim H S,Huh H. Vehicle structural collapse analysis using a finite element limits method[J].Korea Advanced Inst of Science and Technology,1999, 21(4):436-449.

[3] Fichera G, Lacagnina M.Modeling of Torsion Beam Rear Suspension by Using Multibody Method[J].Multibody System Dynamics,2005,12(4):302-316.

[4] Ma D, Lankarani H M. A nonlinear finite-element approach for kine to static analysis of multibody systems[J].Nonlinear ynamics,1995,8(2):237-250.

[5] 張學(xué)榮. 轎車白車身模態(tài)分析[D].江蘇:江蘇大學(xué),2002.

[6] 林 軍. 載貨汽車車架模態(tài)分析[J]. 機(jī)電工程,1998(2):47-49.

[7] 尹輝俊,韋志林,沈光烈. 貨車車架的有限元分析[J]. 機(jī)械設(shè)計(jì),2005,22(11):26-28.

[8] 熊永華，杜發(fā)榮，高 峰.等. 輕型載貨汽車車架動(dòng)態(tài)特性分析與研究[J]. 機(jī)械科學(xué)與技術(shù),2007,24(4):60-62.

[9] 胡 侃，戴作強(qiáng)，張鐵柱. 某混合城市客車車架結(jié)構(gòu)模態(tài)分析與優(yōu)化[J]. 青島大學(xué)學(xué)報(bào),2016,31(2):95-100.

[10] 劉鴻文. 簡(jiǎn)明材料力學(xué)[M].北京:高等教育出版社,1995.

[11] 米彩盈. 鐵道機(jī)車車輛結(jié)構(gòu)強(qiáng)度[M]. 成都:西南交通人學(xué)出版社,2007.

[12] 曾發(fā)林,李德華,范嫦娥. 某車架有限元建模及仿真研究[J]. 制造業(yè)自動(dòng)化,2012，34(3):103-106.

[13] 黃武全,符 旭,吳明蘇.等. 汽車材料[M]. 北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2011.

StructureStrengthandModalAnalysisofFrameforTrack-testVehicle

BAI Yun, LI Shun-ming, WENG Jing， WANG Jin-rui

(College of Energy and Power Engineering, Nanjing University of Aeronautics and Astronautics,Nanjing 210016, China )

In order to make the frame meet the design requirements of a track-test vehicle for calibration experiments, its modal analysis and static strength analysis are carried out. A 3D model of the frame built in UG is imported into ABAQUS, and its finite element model is established. The free mode of the frame is analyzed and its static strength is studied under the traction and braking conditions. The natural frequency and mode shapes of the frame are obtained, and the maximum stresses as well as the distribution of the deformations are acquired. The results show that the frame meets the structural design requirements, providing a reference for the structural design of the same special vehicles.

track-test vehicle; frame; finite element model; structural strength; modal analysis

1009-4687(2017)04-0017-07

2017-06-28

白 云(1990-)，女，碩士，研究方向?yàn)檐囕v噪聲與振動(dòng)控制.

U463.82

A