專用車CAE技術(shù)專題案例三 ——自卸車油缸上支座結(jié)構(gòu)有限元分析

油缸舉升機(jī)構(gòu)作為自卸車的關(guān)鍵組件，其結(jié)構(gòu)可靠性關(guān)系到自卸車能否正常工作，是影響整車性能的關(guān)鍵部件。舉升機(jī)構(gòu)的上支座作為連接件，連接油缸總成和車箱總成，確保舉升力能作用到箱體。上支座的結(jié)構(gòu)若單薄，會(huì)導(dǎo)致其強(qiáng)度不夠；結(jié)構(gòu)過(guò)于厚實(shí)，浪費(fèi)材料，不利于節(jié)約成本。本文將對(duì)市場(chǎng)某款自卸車的舉升機(jī)構(gòu)上支座進(jìn)行有限元分析（包括螺栓組），對(duì)上支座的結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度校核，以檢驗(yàn)是否滿足工作需求。

建立仿真模型

圖1所示為舉升機(jī)構(gòu)上支座幾何模型，上支座通過(guò)螺栓與自卸車箱體油缸座墊板（焊接于前板）相連接，油缸軸與支座軸筒鉸接。對(duì)上支座、螺栓、螺母、墊圈進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖2所示。上支座結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，為鑄鋼件，在hypermesh中切分后進(jìn)行六面體網(wǎng)格劃分，同樣對(duì)螺栓、螺母、墊圈進(jìn)行六面體劃分。各部件材料參數(shù)如下表1所示。

圖1 上支座三維模型 圖2上支座組件網(wǎng)格模型

表1 上支座材料特性參數(shù)

邊界條件及載荷工況

對(duì)自卸車箱體進(jìn)行受力分析，畫出車廂受力示意圖，如圖3所示，圖中B點(diǎn)為上支座，在舉升初始時(shí)刻，箱體開始脫離副車架，經(jīng)油缸舉升作用，舉升角達(dá)到α，此時(shí)箱體主要承受底板翻轉(zhuǎn)軸在A點(diǎn)的反作用力、貨物加上箱體重量、油缸上支座B點(diǎn)反作用力。舉升角度達(dá)到貨物安息角時(shí)，貨物開始卸出，此時(shí)箱體受到貨物重力慢慢減小。通過(guò)ADAMS軟件對(duì)箱體進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真，獲取B點(diǎn)出的反作用力，仿真時(shí)間為40s（其中舉升25s，回程15s），貨物滿載為35t，并考慮箱體自重。仿真得到B點(diǎn)處反作用力曲線如圖4所示，舉升機(jī)構(gòu)中有兩個(gè)上支座同時(shí)使用，其受力大小相同，所以將仿真得到的作用力數(shù)值除以2即為單個(gè)支座受力大小，載荷曲線數(shù)據(jù)將用于支座的靜力分析。

圖3自卸車上裝受力簡(jiǎn)圖圖4上支座受力曲線圖

本分析考慮螺栓預(yù)緊力作用，依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)，螺栓預(yù)緊力F0=（0.5～0.7）σs *As，其中σs為螺栓的屈服強(qiáng)度，As為螺紋部分危險(xiǎn)剖面的計(jì)算直徑，查閱相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，取0.5-0.7之間的系數(shù)，設(shè)定F0 =65000N。

邊界條件：固定油缸支座墊板邊緣節(jié)點(diǎn)所有自由度。

靜力分析及結(jié)果

對(duì)支座組件進(jìn)行靜載分析，在abaqus中，設(shè)定2個(gè)分析步，第1個(gè)分析步：施加預(yù)緊力；第2個(gè)分析步：施加X、Z方向載荷，輸入整個(gè)歷程載荷數(shù)據(jù)；Abaqus中載荷及邊界如下圖5所示。各部件之間定義接觸屬性。

圖5 支座組件邊界及載荷示意圖

圖6為支座等效應(yīng)力云圖，圖7為支座第一主應(yīng)力云圖，圖8為第三主應(yīng)力云圖，靜力分析結(jié)果如下；

其中，由圖6可知1號(hào)標(biāo)記處等效應(yīng)力為202Mpa，小于材料的屈服強(qiáng)度270Mpa；由圖7可知1號(hào)標(biāo)記處第一主應(yīng)力（拉應(yīng)力）為230Mpa，考慮安全系數(shù)1.2，最大主應(yīng)力值230*1.2=276Mpa>270Mpa（材料屈服強(qiáng)度），剛好超過(guò)屈服強(qiáng)度。由分析可知，1號(hào)標(biāo)記處主要承受拉應(yīng)力作用，是高應(yīng)力區(qū)域，易發(fā)生塑性變形。

由等效應(yīng)力云圖可知，2號(hào)、3號(hào)標(biāo)記處等效應(yīng)力也很大，2號(hào)處并超過(guò)了材料屈服強(qiáng)度，此處為支座與螺栓墊圈接觸處，由圖8第三主應(yīng)力云圖可知，該處主要承受第三主應(yīng)力作用（壓應(yīng)力），同樣，在載荷作用下，3號(hào)標(biāo)記處也主要承受壓應(yīng)力作用。根據(jù)金屬塑性材料特性，其抗壓強(qiáng)度要遠(yuǎn)高于其抗拉強(qiáng)度，在壓應(yīng)力作用下不易損壞，所以2號(hào)、3號(hào)標(biāo)記處在單次靜載荷作用下不會(huì)發(fā)生破壞。

圖6支座結(jié)構(gòu)等效應(yīng)力應(yīng)力云圖

圖7支座結(jié)構(gòu)第一主應(yīng)力云圖

圖8支座結(jié)構(gòu)第三主應(yīng)力云圖

圖9為螺栓結(jié)構(gòu)的等效應(yīng)力云圖，其中靠近上述1號(hào)標(biāo)記處的螺栓受到的應(yīng)力最大，與實(shí)際情況及理論分析相同，螺栓表面單元等效應(yīng)力最大值為653.7Mpa，未超過(guò)螺栓材料屈服強(qiáng)度。

圖9螺栓等效應(yīng)力云圖

總結(jié)

對(duì)舉升機(jī)構(gòu)上支座進(jìn)行了動(dòng)態(tài)仿真分析，獲取了支座在一個(gè)循環(huán)工作周期內(nèi)反作用力值，將其應(yīng)用于支座的靜力分析，校核了支座結(jié)構(gòu)強(qiáng)度以及螺栓強(qiáng)度，結(jié)果表明：在靜載工況下，支座結(jié)構(gòu)及螺栓強(qiáng)度滿足要求。后期將對(duì)支座進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算，檢驗(yàn)支座壽命是否滿足設(shè)計(jì)需求。

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