油缸舉升機構作為自卸車的關鍵組件，其結構可靠性關系到自卸車能否正常工作，是影響整車性能的關鍵部件。舉升機構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。上支座的結構若單薄，會導致其強度不夠；結構過于厚實，浪費材料，不利于節約成本。本文將對市場某款自卸車的舉升機構上支座進行有限元分析（包括螺栓組），對上支座的結構進行強度校核，以檢驗是否滿足工作需求。

建立仿真模型

圖1所示為舉升機構上支座幾何模型，上支座通過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。對上支座、螺栓、螺母、墊圈進行網格劃分，如圖2所示。上支座結構簡單，為鑄鋼件，在hypermesh中切分后進行六面體網格劃分，同樣對螺栓、螺母、墊圈進行六面體劃分。各部件材料參數如下表1所示。

邊界條件及載荷工況

對自卸車箱體進行受力分析，畫出車廂受力示意圖，如圖3所示，圖中B點為上支座，在舉升初始時刻，箱體開始脫離副車架，經油缸舉升作用，舉升角達到α，此時箱體主要承受底板翻轉軸在A點的反作用力、貨物加上箱體重量、油缸上支座B點反作用力。舉升角度達到貨物安息角時，貨物開始卸出，此時箱體受到貨物重力慢慢減小。通過ADAMS軟件對箱體進行動態仿真，獲取B點出的反作用力，仿真時間為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點處反作用力曲線如圖4所示，舉升機構中有兩個上支座同時使用，其受力大小相同，所以將仿真得到的作用力數值除以2即為單個支座受力大小，載荷曲線數據將用于支座的靜力分析。

圖3自卸車上裝受力簡圖圖4上支座受力曲線圖

本分析考慮螺栓預緊力作用，依據標準，螺栓預緊力F0=（0.5～0.7）σs *As，其中σs為螺栓的屈服強度，As為螺紋部分危險剖面的計算直徑，查閱相關標準，取0.5-0.7之間的系數，設定F0 =65000N。

邊界條件：固定油缸支座墊板邊緣節點所有自由度。

靜力分析及結果

對支座組件進行靜載分析，在abaqus中，設定2個分析步，第1個分析步：施加預緊力；第2個分析步：施加X、Z方向載荷，輸入整個歷程載荷數據；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為支座等效應力云圖，圖7為支座第一主應力云圖，圖8為第三主應力云圖，靜力分析結果如下；

其中，由圖6可知1號標記處等效應力為202Mpa，小于材料的屈服強度270Mpa；由圖7可知1號標記處第一主應力（拉應力）為230Mpa，考慮安全系數1.2，最大主應力值230*1.2=276Mpa>270Mpa（材料屈服強度），剛好超過屈服強度。由分析可知，1號標記處主要承受拉應力作用，是高應力區域，易發生塑性變形。

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

圖6支座結構等效應力應力云圖

圖7支座結構第一主應力云圖

圖8支座結構第三主應力云圖
 

圖9為螺栓結構的等效應力云圖，其中靠近上述1號標記處的螺栓受到的應力最大，與實際情況及理論分析相同，螺栓表面單元等效應力最大值為653.7Mpa，未超過螺栓材料屈服強度。

圖9螺栓等效應力云圖

總結

對舉升機構上支座進行了動態仿真分析，獲取了支座在一個循環工作周期內反作用力值，將其應用于支座的靜力分析，校核了支座結構強度以及螺栓強度，結果表明：在靜載工況下，支座結構及螺栓強度滿足要求。后期將對支座進行疲勞壽命計算，檢驗支座壽命是否滿足設計需求。