自卸車自卸系統(tǒng)受力及仿真分析

司敏捷

中國重汽集團(tuán)青島重工有限公司 山東 青島 266111

引言

自卸車經(jīng)常在復(fù)雜多變的路況上行駛以及在各種工況下工作，工作條件惡劣，在設(shè)計初期必須對自卸車的零部件性能提出更高的要求。自卸系統(tǒng)作為自卸車的關(guān)鍵組件，起到舉升卸載、回程作用，其結(jié)構(gòu)可靠性關(guān)系到自卸車能否正常工作，以及自卸車的安全性，是影響整車性能的關(guān)鍵部件。自卸系統(tǒng)中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；翻轉(zhuǎn)軸支座連接箱體底部與副車架，起到翻轉(zhuǎn)支撐作用。自卸車在舉升工作及行駛在顛簸路面時，上支座、翻轉(zhuǎn)軸支座受到的載荷復(fù)雜多變，隨著作業(yè)時增長，支座會出現(xiàn)疲勞破壞現(xiàn)象。針對這一問題，本文以市場上某款自卸車U型車箱為研究對象，對自卸系統(tǒng)在舉升卸載、回程整個周期內(nèi)進(jìn)行受力分析，并借助CAE軟件對自卸系統(tǒng)部件進(jìn)行靜力學(xué)以及疲勞分析，校核結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和疲勞壽命。結(jié)合理論分析和仿真分析，有助于在設(shè)計初期為自卸系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計提供方向，提高其可靠性。

1 自卸系統(tǒng)受力分析

1.1 理論分析

由機(jī)械原理可知，自卸系統(tǒng)類似一個連桿機(jī)構(gòu)系統(tǒng)，其搖桿（油缸）可以伸縮，為更好的研究自卸系統(tǒng)在舉升、回程整個周期中的受力狀態(tài)，對其進(jìn)行簡化，在舉升初始時刻，箱體開始脫離副車架，經(jīng)過油缸舉升作用，舉升角達(dá)到α，此時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。始時刻箱體中心距支座A點(diǎn)X方向距離；L1為舉升初始時刻箱體中心距支座B點(diǎn)X方向距離。

1.2 動力學(xué)仿真分析

MSC.ADAMS是一款多體動力學(xué)仿真分析軟件，可對機(jī)械系統(tǒng)的部件定義驅(qū)動和約束關(guān)系,施加外力或強(qiáng)制運(yùn)動,構(gòu)建機(jī)械系統(tǒng)的仿真模型，可同時顯示多次仿真結(jié)果的動畫以及數(shù)據(jù)曲線及干涉碰撞檢測等。本文以某自卸車為例，借助ADAMS軟件建立自卸系統(tǒng)樣機(jī)模型，以獲取樣機(jī)模型在整個工作周期內(nèi)各關(guān)鍵點(diǎn)的受力情況，為自卸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計和受力分析提供依據(jù)。在ADAMS中對自卸系統(tǒng)各部件的連接處施加約束，副車架與地面固定連接；油缸第一節(jié)末端與副車架上的下支座用轉(zhuǎn)動副連接；油缸末節(jié)與上支座用轉(zhuǎn)動副連接；翻轉(zhuǎn)支座與副車架轉(zhuǎn)軸之間用轉(zhuǎn)動副連接。對油缸施加移動副，并定義移動驅(qū)動，利用階躍函數(shù)step(time,x0,h0,x1,h1)對驅(qū)動定義直線速度。

2 自卸系統(tǒng)強(qiáng)度及疲勞分析

2.1 支座靜力學(xué)分析

依據(jù)上述對自卸系統(tǒng)的受力分析，得到了上支座和翻轉(zhuǎn)軸支座作用力隨時間變化的曲線，借助ABAQUS有限元分析軟件，對上支座和翻轉(zhuǎn)軸支座進(jìn)行有限元分析，校核其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度剛度是否滿足設(shè)計需求。首先在hypermesh中劃分網(wǎng)格，翻轉(zhuǎn)支座為折彎件，對其抽取中面，劃分四邊形網(wǎng)格，翻轉(zhuǎn)支座軸筒與支架通過焊縫連接，利用rbe3+實(shí)體單元方式模擬焊接連接；上支座為鑄鋼件，對其劃分六面體網(wǎng)格，將網(wǎng)格導(dǎo)入ABAQUS軟件中，定義材料屬性、載荷及邊界條件。在上支座轉(zhuǎn)軸孔處以及翻轉(zhuǎn)軸軸筒中心處設(shè)置參考點(diǎn)，然后利用coupling連接方式將參考點(diǎn)與軸筒內(nèi)壁的節(jié)點(diǎn)關(guān)聯(lián)，將載荷施加在參考節(jié)點(diǎn)上。對上支架的螺栓孔處施加固定約束；對翻轉(zhuǎn)軸支架與底板焊接處施加固定約束。分別對上支座和翻轉(zhuǎn)軸支座進(jìn)行靜力分析，載荷取上述作用力曲線中的最大值，經(jīng)過有限元分析，得到支座結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布云圖。從應(yīng)力云圖可知，上支座最大等效應(yīng)力為303.65Mpa，出現(xiàn)在螺栓孔連接處，超過了材料的屈服強(qiáng)度，未達(dá)到材料抗拉極限；翻轉(zhuǎn)軸支座的最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在軸筒與支架的焊接處，最大值為177.85Mpa，Q235低碳鋼的焊接材料一般選擇E43型號焊條，該焊條的抗拉強(qiáng)度≥421MPa，在該分析中，焊核是安全的，滿足設(shè)計需求。

2.2 支座疲勞分析

疲勞破壞是結(jié)構(gòu)件主要的失效形式，大多數(shù)結(jié)構(gòu)在靜載條件滿足設(shè)計需求，但是隨著使用時間的累計，逐漸產(chǎn)生疲勞裂紋，最終斷裂失效。疲勞現(xiàn)象發(fā)生的原因在于結(jié)構(gòu)在交變應(yīng)力或應(yīng)變的作用下發(fā)生了性能變化。疲勞分析方法中的名義應(yīng)力法主要應(yīng)用于高周疲勞分析，該方法起源于19世紀(jì)，是目前應(yīng)用最為廣泛的疲勞壽命計算方法。該方法首先需要對結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)分析，獲取結(jié)構(gòu)危險點(diǎn)出的應(yīng)力，然后結(jié)合材料的S-N曲線，計算危險點(diǎn)部位的應(yīng)力集中系數(shù)，最后根據(jù)Miner線性損傷累計法則計算零件的壽命。自卸系統(tǒng)支座在自卸車工作狀態(tài)下使用頻次較高，容易出現(xiàn)疲勞失效，借助在ADMAS中分析得到的支座作用力曲線以及在ABAQUS中分析得到的靜力學(xué)結(jié)果，利用FE-SAFE疲勞分析軟件，對支座進(jìn)行疲勞分析，計算支座的疲勞壽命。支座在自卸車油缸舉升到回程整個周期內(nèi)受到的載荷大小，將該載荷曲線作為疲勞載荷譜輸入，對支座進(jìn)行疲勞壽命估算。在FE-SAFE中設(shè)定結(jié)構(gòu)表面粗糙度以及載荷譜，依據(jù)軟件自帶Seeger’smethod方法擬合S-N曲線，只需給定材料的抗拉強(qiáng)度、彈性模量即可，最后求解得到結(jié)構(gòu)的疲勞壽命。上支座的危險點(diǎn)處的最低疲勞壽命為372200次循環(huán)，油缸經(jīng)過372200次周期（舉升至回程）后，支座螺栓孔處會發(fā)生疲勞破壞，翻轉(zhuǎn)軸支座危險點(diǎn)處的最低疲勞壽命為3326000次循環(huán)，表明經(jīng)過3326000次周期（舉升至回程）后，翻轉(zhuǎn)軸支座處會發(fā)生疲勞破壞；依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)《QC/T223-2010自卸車試驗(yàn)方法》，自卸車自卸系統(tǒng)需要連續(xù)舉升超過3000次，保證自卸系統(tǒng)部件不能發(fā)生破壞。仿真分析得出的疲勞壽命大于標(biāo)準(zhǔn)所規(guī)定的3000次，表明該結(jié)構(gòu)符合設(shè)計要求。

3 結(jié)語

1）通過理論分析，對自卸車的自卸系統(tǒng)進(jìn)行了受力分析，并結(jié)合ADAMS軟件對自卸系統(tǒng)進(jìn)行了動態(tài)仿真，得到了上支座以及翻轉(zhuǎn)軸支座作用力變化曲線圖，為自卸系統(tǒng)的設(shè)計提供了依據(jù)。2）對上支座及翻轉(zhuǎn)軸支座進(jìn)了結(jié)構(gòu)靜力分析，校核了其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，結(jié)果表明：結(jié)構(gòu)等效應(yīng)力未超過材料屈服強(qiáng)度，結(jié)構(gòu)強(qiáng)度能滿足設(shè)計需求。3）依據(jù)靜力學(xué)分析結(jié)果，對上支座及翻轉(zhuǎn)軸支座進(jìn)行了疲勞壽命分析，結(jié)果表明：支座結(jié)構(gòu)疲勞壽命大于標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定數(shù)值，滿足設(shè)計需求。