基于ANSYS垃圾車?yán)蹤C(jī)構(gòu)的三種受力工況分析

蔣素清

（江蘇財(cái)經(jīng)職業(yè)技術(shù)學(xué)院 機(jī)電工程系，江蘇 淮安 223003）

1 拉臂式垃圾車結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)介

拉臂式垃圾車廂是在汽車底盤上裝有拉臂裝置的專用型車輛，車廂與汽車可隨意結(jié)合或分離，可作為貨箱的中轉(zhuǎn)和散裝貨物的運(yùn)輸與自卸。拉臂式垃圾車由底盤與拉臂專用裝置組成，其總體布置如圖1所示。

圖1.拉臂車CAD模型

拉臂裝置是拉臂式垃圾車的關(guān)鍵部件，拉臂機(jī)構(gòu)的好壞直接影響著拉臂車整車的性能，因此，拉臂機(jī)構(gòu)是拉臂車設(shè)計(jì)的最重要部分。根據(jù)拉臂機(jī)構(gòu)在工作過(guò)程中的受力情況，在整車受力方面，比較車箱、車架和拉臂機(jī)構(gòu)的受力情況，發(fā)現(xiàn)拉臂機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)復(fù)雜最容易在工作過(guò)程中發(fā)生強(qiáng)度方面問(wèn)題，因此拉臂機(jī)構(gòu)進(jìn)行有限元分析。

1.拉臂機(jī)構(gòu)有限元模型的建立

拉臂機(jī)構(gòu)主要由一些經(jīng)過(guò)折彎的鋼板焊接或鉚接在一起，模型比較復(fù)雜，而且尺寸變化比較大，所以本文在Pro／E中生成三維實(shí)體模型，再導(dǎo)入ANSYS中劃分網(wǎng)格生成有限元模型。實(shí)驗(yàn)證明軸階梯處倒角和圓角及螺紋孔對(duì)分析結(jié)果影響不太，但是ANSYS軟件分析時(shí)卻耗費(fèi)大量時(shí)間，為減少計(jì)算量、縮短計(jì)算時(shí)間，忽略軸階梯處倒角和倒角等。圖2是簡(jiǎn)化后的ANSYS的模型。

圖2.導(dǎo)入ANSYS拉臂機(jī)構(gòu)模型

圖3.網(wǎng)格模型

2 拉臂機(jī)構(gòu)劃分網(wǎng)格

拉臂車三維實(shí)體模型要選擇體單元，本文選擇SOLID 186和SOLID187；因?yàn)槔蹤C(jī)構(gòu)主要是焊接或鉚接而成，各種料特性如：泊松比、楊氏模量、密度等參數(shù)基本一致，因此設(shè)置的材料特性：楊氏模量=2.0e+11Pa、泊松比=0.3、密度=7850kg/m3，采用統(tǒng)一的網(wǎng)格劃分方式，網(wǎng)格模型如圖3所示。

主要分析拉臂車三種工作狀態(tài)：裝箱、卸箱和卸貨，在工作過(guò)程中，拉臂機(jī)構(gòu)主要受到三個(gè)力的作用，它們是：車箱對(duì)拉臂鉤手處的拉力、舉升油缸對(duì)外耳軸的拉力和推力、為整個(gè)拉臂結(jié)構(gòu)提供支撐的主旋轉(zhuǎn)軸。因此主要對(duì)這三個(gè)部位施加約束和受力。

3 三種狀態(tài)靜力分析

3.1 裝箱過(guò)程有限元分析

裝箱過(guò)程主要是鉤手、舉升油缸對(duì)耳軸拉力和旋轉(zhuǎn)軸支撐力，在起始階段拉臂機(jī)構(gòu)處于最大的受力狀態(tài)，此時(shí)應(yīng)力也最大。所以要對(duì)此時(shí)拉臂整體應(yīng)力應(yīng)變情況進(jìn)行有限元分析。

（1）裝箱過(guò)程約束條件和載荷的施加

對(duì)鉤手處施加拉力，其它兩處施加約束，由于它們都是圍繞軸旋轉(zhuǎn)的，故設(shè)定為圓柱約束，根據(jù)分析計(jì)算可知得出，當(dāng)拉臂轉(zhuǎn)角為55.2°時(shí)鉤手受力達(dá)到極大值75kN，如圖4所示。

圖4.裝廂過(guò)程中受力情況

圖5.裝箱過(guò)程受力分析

（2）有限元分析結(jié)果

通過(guò)分析軟件的結(jié)果后處理功能，可以直觀發(fā)現(xiàn)拉臂系統(tǒng)整體應(yīng)力、應(yīng)變分布情況。由圖5可知，最大應(yīng)力值566.3MPa，在鉤手銷軸處。從整體來(lái)看，較大應(yīng)力集中在伸縮筒L形折彎處、鉤手和鉤手的聯(lián)接部件。由圖5可知折彎處應(yīng)力最大能達(dá)到242.7MPa，這是因?yàn)樵谘b箱過(guò)程中，鉤手受到的拉力對(duì)此處彎矩比較大所致相同。

3.2 卸箱過(guò)程有限元分析

卸箱是裝箱的逆過(guò)程，但拉臂機(jī)構(gòu)受力狀態(tài)不同。當(dāng)座筒與車架成90°時(shí)，車箱在懸空狀態(tài)，對(duì)拉臂機(jī)構(gòu)L形折彎處彎矩最大，結(jié)構(gòu)強(qiáng)度較低。因此對(duì)這種狀態(tài)進(jìn)行分析，并取垃圾車廂鉤環(huán)對(duì)鉤手的拉力為主動(dòng)力，其他兩處設(shè)置為約束。

（1）約束和載荷的施加

當(dāng)座筒與車架成90°時(shí)，對(duì)拉臂結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，約束條件設(shè)置與裝箱時(shí)類似。將舉升油缸與外耳軸接觸區(qū)域設(shè)置為圓柱約束，主旋轉(zhuǎn)軸與座筒接觸區(qū)域設(shè)置為圓柱約束，在鉤手內(nèi)測(cè)曲面上施加載荷，計(jì)算力的大小為80kN，加載約束如圖6所示。

圖6.卸箱過(guò)程中受力情況

圖7.卸箱過(guò)程受力分析

（2）有限元分析結(jié)果

從圖7可以看出在拉臂L形折彎處產(chǎn)生應(yīng)力集中，最大應(yīng)力為849.28MPa。因?yàn)樵阢^手內(nèi)部施加的力方向完全沿著Z方向，對(duì)折彎處產(chǎn)生最大的彎矩，而且此處伸縮筒和座筒連接處，尺寸變化比較大，伸縮筒的強(qiáng)度明顯低于座筒。從圖可以看出在拉臂L形折彎處產(chǎn)生應(yīng)力集中，最大應(yīng)力為849.28MPa。因?yàn)樵阢^手內(nèi)部施加的力方向完全沿著Z方向，對(duì)折彎處產(chǎn)生最大的彎矩，而且此處伸縮筒和座筒連接處，尺寸變化比較大，伸縮筒的強(qiáng)度明顯低于座筒。

3.3 卸貨過(guò)程有限元分析

（1）約束和載荷的施加

由于剛開始舉升的瞬間，舉升油缸對(duì)外耳軸推力，拉臂機(jī)構(gòu)對(duì)座筒與聯(lián)動(dòng)架的鉸接處有很小的旋轉(zhuǎn)，因此，對(duì)約束條件的設(shè)置和前兩個(gè)工作狀態(tài)一樣。對(duì)外耳軸處和主旋軸處施加圓柱約束，拉力為69.68kN，加載如圖8所示。

（2）有限元分析結(jié)果

如圖9所示，最大應(yīng)力為188.19MPa，作用在座筒與外耳軸接觸的座轉(zhuǎn)套上，因?yàn)殂^手內(nèi)側(cè)的載荷對(duì)此處的力臂最大，其他部分應(yīng)力較小。而且對(duì)L形折彎處增添筋板后，應(yīng)力值不高。

圖8.卸貨過(guò)程中受力情況

圖9.卸貨過(guò)程受力分析

4 結(jié)論

本文主要工作的關(guān)鍵點(diǎn)如下：

1）利用Pro/E軟件拉臂式垃圾車CAD模型，為企業(yè)以后數(shù)字化生產(chǎn)做好良好的鋪墊；

2）對(duì)拉臂式垃圾車廂拉臂機(jī)構(gòu)進(jìn)行簡(jiǎn)化，導(dǎo)入到有限元軟件ANSYS中，分析車三種工作狀態(tài)：裝箱、卸箱和卸貨受力變形情況；

3）通過(guò)分析得到數(shù)據(jù)可知：拉臂機(jī)構(gòu)在L型彎曲點(diǎn)最容易被破壞；與實(shí)際情況相吻合。

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