王海龍 蔣作乾 王海東

1.山東蓬翔汽車有限公司 山東蓬萊 265607

2.海軍航空工程學(xué)院青島分院 山東青島 266041

1 前言

多級缸主要用于前頂自卸車，通過大、小加強環(huán)與車廂和副車架連接并傳遞油缸舉升力，因此，加強環(huán)是主要受力部件。若其強度不足，極容易出現(xiàn)絞軸斷裂，發(fā)生嚴重事故。

以某廠自卸車為例，其180 mm四級缸小加強環(huán)的絞軸直徑為60 mm，應(yīng)用此環(huán)的多級缸最大行程為5 700 mm。而小加強環(huán)材質(zhì)為45鋼調(diào)質(zhì)，屈服強度大于650 MPa，則5 700 mm行程的多級缸能應(yīng)用的最大車廂長度為8 300 mm。但由于實際用戶在使用時會存在超載現(xiàn)象，根據(jù)經(jīng)驗設(shè)計小加強環(huán)時，取載質(zhì)量和車廂自重共106 t。該自卸車后懸為1 000 mm，假設(shè)貨物均勻分布，車廂為剛性，按力矩平衡，可以求出初始舉升時油缸舉升質(zhì)量為448 249.30 N，如圖1所示。

2 Amesim模型建立及仿真

首先，在Amesim中利用液壓元件設(shè)計模塊（Hydraulic Component Design）和機械模塊（Mechanical）進行四級液壓缸建模。其基本思路是根據(jù)多級缸運動原理，在負載情況下缸筒由粗到細依次伸出，可以看做依次帶動伸出，再利用液壓模塊（Hydraulic）和信號（Signal）模塊組合成液壓系統(tǒng)[1]。這個四級缸模型考慮了缸筒間的摩擦力及換級時的碰撞，由于最大液壓沖擊壓力發(fā)生在液壓缸剛起豎時，因此，系統(tǒng)的負載采用恒力源以得到初始最大沖擊液壓力，系統(tǒng)負載取448 249.30 N。液壓系統(tǒng)如圖2所示。各級缸筒位移曲線如圖3所示。

從圖3可以看出，缸筒位移曲線與實際情況完全相符，即第一級缸筒先伸出，然后依次是第二、三、四級伸出。由此可見，此模型能夠正確模擬多級缸的運動。

仿真液壓沖擊時，時間取1.00 s，時間步長為0.01 s，得到曲線如圖4所示。由圖4可知，分析加強環(huán)強度時取最大液壓壓力為20.12

MPa。

3 加強環(huán)受力分析

多級缸結(jié)構(gòu)如圖5所示。

在計算加強環(huán)承受的載荷時，需根據(jù)油缸結(jié)構(gòu)確定（如圖5），實際舉升力F1為：

式中，P=20.12 MPa，S為直徑180 mm的圓的面積。

由力與反作用力原理，加強環(huán)承受的力即為F1=511 991.63 N。

從另一個角度來看，底蓋將液壓油的壓力經(jīng)鎖塊、基筒傳遞到小加強環(huán)上，底蓋直徑186 mm；基筒上部和第一節(jié)180 mm缸筒間有油封等密封件，密封件的面積為186 mm的圓和180 mm的圓的面積之差，承受的油壓力向上，并傳遞到基筒上，加強環(huán)受此壓力差為F1。

4 三維建模及ANSYS分析[2]

采用ProE軟件建立加強環(huán)三維裝配體模型，由于模型是對稱的，故取一半進行分析，完成后導(dǎo)入ANSYS軟件即可。步驟依次為：選取單元類型為solid185和solid187，設(shè)置材料屬性，劃分網(wǎng)格，建立接觸對，加載（考慮基筒內(nèi)壁承受的20.12 MPa油壓），求解。由于基筒和小加強環(huán)焊接在一起，小加強環(huán)優(yōu)化對焊縫強度基本沒有影響，故此分析重點在于對安全性影響最大的加強環(huán)薄弱部位的強度?，F(xiàn)用加強環(huán)結(jié)構(gòu)如圖6所示。根據(jù)經(jīng)驗用較密網(wǎng)格分析，VonMises應(yīng)力結(jié)果如圖7所示。

由圖7可見，最大應(yīng)力607.70 MPa，發(fā)生在絞軸根部，根據(jù)應(yīng)力分布情況，在加強環(huán)壁厚處應(yīng)力很小，因此可以考慮把壁厚減薄，以減少材料浪費。優(yōu)化后的模型如圖8所示。

根據(jù)ANSYS軟件使用經(jīng)驗，第一次計算采用較密的網(wǎng)格，節(jié)點數(shù)為207 288個，單元數(shù)為147 280個。加強環(huán)VonMises應(yīng)力如圖9所示。由圖9可見，最大應(yīng)力為609.56 MPa，發(fā)生在絞軸根部。

第二次在絞軸根部加密網(wǎng)格，節(jié)點數(shù)為330 353個，單元數(shù)為225 073個。加強環(huán)VonMises應(yīng)力如圖10所示。

由圖10可見，最大應(yīng)力為609.85 MPa，跟第一次分析結(jié)果很接近，因此，無需再加密網(wǎng)格分析。

為從另一個角度驗證結(jié)果，根據(jù)Amesim液壓力曲線，在ANSYS軟件中里采用瞬態(tài)動力學(xué)分析，網(wǎng)格密度跟上面第二次靜力分析相同，在0.01 s時液壓力最大，此時VonMises應(yīng)力結(jié)果如圖11所示。由圖11可見，最大應(yīng)力為607.75 MPa，與靜力分析結(jié)果接近。分析結(jié)果匯總?cè)绫?所示。

表1 分析結(jié)果匯總表

由于此次分析計算用的自卸車載質(zhì)量比實際高，安全系數(shù)計算采用屈服強度650.00 MPa，而實際屈服強度顯然高于此數(shù)值，因此計算所得出的安全系數(shù)偏于保守[3]。

5 實驗驗證

為驗證分析可行性，對原結(jié)構(gòu)和優(yōu)化后結(jié)構(gòu)做了加載對比實驗，實驗加載質(zhì)量為60 t，實驗條件是把加強環(huán)絞軸兩端支撐在V型鐵上，用壓力機加壓。實驗結(jié)果顯示兩者絞軸端部變形量接近，說明關(guān)鍵部位（絞軸及根部）性能接近，故分析結(jié)果可行，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)可以實施。

6 結(jié)論

本文利用Amesim軟件在液壓方面的獨特優(yōu)勢，計算出多級缸舉升時的最大液壓沖擊，并應(yīng)用于加強環(huán)應(yīng)力分析，為ANSYS載荷分析提供數(shù)據(jù)，這也是結(jié)構(gòu)分析的一種新思路。通過理論分析與實驗結(jié)合，最終確定了優(yōu)化方案，為實際生產(chǎn)提供了指導(dǎo)。

[1] 路甬祥.液壓氣動技術(shù)手冊[M].北京:機械工業(yè)出版社,2002.

[2] 尚曉江,邱峰,趙海峰等.ANSYS結(jié)構(gòu)有限元高級分析方法與范例應(yīng)用[M].北京:中國水利水電出版社,2005.

[3] 單輝祖.材料力學(xué)(I)[M].北京:高等教育出版社,1999.