撰文/方曉南吳程晨湯正翔

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基于Workbench的汽車起重機平衡梁強度分析

撰文/方曉南1吳程晨2湯正翔3

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摘要：利用 Workbench對一款汽車起重機平衡梁的強度進行了分析，得到平衡梁的受力情況和性能參數。從而確定危險截面所在位置，并且進行強度校核，分析結果為起重機平衡梁的設計提供參考。關鍵詞：汽車起重機；平衡梁；Workbench

中小噸位汽車起重機平衡梁是焊接在機架兩大梁之間的結構件，作為行駛中主要的承載部件，它對其上的板簧支座、鋼板彈簧、車架及整機重量起著支撐作用［1］-［2］。本文以汽車起重機平衡梁為例，建立平衡梁模型，導入Workbench仿真平臺中進行對其靜態(tài)特性進行靜力分析與模態(tài)分析，獲得平衡梁各部位的最大變形量及最大等效應力，用以驗證在該平衡梁結構是否滿足強度要求。

Workbench靜力結構分析與模態(tài)分析

線性靜力結構分析用于分析結構在靜力載荷作用下的響應。一般情況下人們比較關注的是結構的位移、約束反力、應力以及應變等參數，以獲得危險截面所在位置，并對危險截面進行強度校核計算，這些結果對于指導平衡梁的設計研究有著非常重要的作用［3］-［5］。

ANSYS在處理結構力學線性問題時，將有限元模型分成有限個單元，位移和時間有關，以｛u｝表示單元上的節(jié)點位移列向量，它是時間的函數，用矩陣表示則動力學方程為［6］：

其中，［M］是質量矩陣，［C］是阻尼矩陣，［K］是剛度矩陣，｛u｝是節(jié)點位移矢量，｛F｝是載荷力向量，它的不同特征決定了不同分析類型。

在線性靜力結構分析中，忽略與時間相關項，于是從式（1）得到下面的方程式：

在研究一個點的應力的應力狀態(tài)時，用σ1、σ2、σ3表示該點的3個主應力，并以σ1表示最大主應力，σ3表示最小主應力，即σ1＞σ2＞σ3，且這3個應力遵循材料力學第四強度理論［7］。

在應力分析當中，應當滿足以下假設條件：K矩陣必須是連續(xù)的；相應的材料需要滿足線彈性和小變形理論要求。在靜力分析中，力矢量F為靜載荷，可以不考慮慣性（如質量、阻尼等）對其影響；Von Mises等效應力σr可以表示為：

零部件材料強度需要具備的條件為：σr≤［σ］。其中，［σ］為材料許用應力極限值；σ1、σ2、σ3為某點的3向主應力。

平衡梁模型建立

采用PRO/E進行幾何建模，為了保證求解精度與單元質量、并且節(jié)省求解時間，在建模的過程中對平衡梁模型進行適當的簡化是必要的，結合平衡梁的結構特征與受力特點，忽略對計算結果影響較小的孔、實體邊緣的倒角、圓角和圓孔臺階等幾何因素。

單元和網格劃分和材料屬性

將在PRO/E中生成的平衡梁模型導入到Workbench中進行有限元分析。汽車起重機平衡梁所用材料為ZG310-570，屈服極限為310MPa，材料屬性為：密度ρ=7.8e-6kg/mm3、楊氏模量E=2.1e5MPa；泊松比μ=0.3，為了保證計算精度并減少計算量，采用20節(jié)點solid186六面體單元劃分網格，網格大小為12mm，離散后的有限元模型共64103個節(jié)點，單元數目為16588。

施加載荷及約束

由于平衡梁工作時受力相當于簡支梁，因此在約束兩端圓孔周圍節(jié)點的徑向位移和軸向位移，在中間圓孔下表面施加88000N的載荷。

有限元計算及結果分析

各種云圖能清晰直觀地反映出平衡梁的應力和變形的分布狀況，最大應力出現(xiàn)在加載圓孔的下邊和兩端圓孔圓弧段和直線段的交界處，位移最大點出現(xiàn)在平橫梁的中間位置，這與理論計算結果是一致的。最大應力值為192.18MPa，可見目前該結構是滿足強度和剛度要求，并有較大的安全系數。

結論

本文通過運用大型有限元軟件ANSYS對汽車起重機平衡梁進行了有限元靜力學分析，系統(tǒng)的闡述了有限元分析的整個過程，從幾何模型到應力云圖的獲得，得出了一系列的計算結果。通過對這些結果進行分析，對平衡梁的優(yōu)化設計有著非常重要的指導作用。

參考：

［1］成凱，黃奎英，推土機平衡梁和車架縱梁的工作應力測定與分析，工程機械 1997.9.

［2］滑翔.SD8 推土機平衡梁強度有限元分析［D］.杭州：吉林大學，2005.

［3］付玲，許純新.推土機平衡梁高精度有限元分析及試驗研究.工程機械1997.9 .

［4］趙少汴等，抗疲勞設計方法與數據 北京：機械工業(yè)出版社 1997.1.

［5］鄭永強，D6D 推土機平衡梁載荷及應力測定.天津工程機械研究所編優(yōu)秀論文集 1996.

［6］王晶，神會存.三輪摩托車車架的有限元分析［J］.中原工學院學報，20（5）：29-31.

［7］劉鴻文.材料力學［M］.北京：高等教育出版社，2006.