4對關(guān)鍵零件-三角板的有限元分析
   
    (1)設計情形分析
   
    三角板在鉸支點A受到車廂的壓力，在鉸支點C受液壓油缸推桿的推力，在鉸支點刀對支撐桿有壓力。三角板受力狀況隨其位置變化而變化，采用傳統(tǒng)的解析法對其進行應力分析，難度很大。另外，三角板自重，也會對三角板的應力、應變和位移產(chǎn)生一定影響。
   
    根據(jù)虛擬樣機模型確定的連接尺寸，結(jié)合三角板三處絞接孔的受力曲線圖和工程實踐，參考同類產(chǎn)品，重新建立三角板的實體模型，并使用COSMOSWorks分析軟件進行靜態(tài)分析。模型采用4節(jié)點的實體單元，進行網(wǎng)格劃分，劃分后的二角板模型，如圖8所示。
   
    材料采用ZG230-450,材料屬性見表1o

    通過COSMOSMotiun進行運動仿真和COSMOSWorks輸人運動載荷功能，在多個時間瞬間(畫面)輸人運動載荷。通過使用設計情形分析這些時間瞬間的三角板零件，確定三角板上產(chǎn)生最大應力的關(guān)鍵時間瞬間，再對此關(guān)鍵時間瞬間進行靜態(tài)有限元分析。
   
    通過對圖4,6,7的受力分析，可知只角板最大受力情況應發(fā)生在20°以內(nèi)，對應舉升時間為前8s內(nèi)。現(xiàn)每隔0.5s將這前8s共劃分為17組，作為設計情形進行應力分析。如圖9所示，以組為橫坐標，縱坐標為對應各組的最大應力。通過查看圖9，可知:在舉升過程中，最大vonMises應力最可能出現(xiàn)在第7組(畫面時間第3.5s，舉升到約7°時)。
   
     (2)三角板的靜態(tài)分析:對最大von Mises應力最可能出現(xiàn)的畫面時的三角板執(zhí)行詳細的靜態(tài)分析。
   
    三角板應力分布如圖10所示。由圖10可以看出，整個三角板的應力水平較好，最大為184.1 MPa，最大應力發(fā)生在與車廂連接的鉸接孔A處，尚未達到三角板材料的強度極限230MPa。通過圖11，可知三角板最大靜態(tài)位移量為1.092mm，發(fā)生在三角板與車廂、三角板與拉桿連接處，位移變化量也在設計允許范圍內(nèi)。另外舉升質(zhì)量中已考慮懸架動態(tài)變化和超載因素，因此將此三角板運用于自卸車舉升機構(gòu)是可行的，根據(jù)以上設計分析制作的樣機經(jīng)過反復舉升試驗，以及在礦區(qū)實際使用一年后自卸機構(gòu)無變形、裂紋發(fā)生，也說明了該設計分析是合理的。
   
    5結(jié)論
   
    通過聯(lián)合虛擬樣機技術(shù)、運動仿真與有限元技術(shù)對自卸車舉升機構(gòu)進行設計，完成了從舉升機構(gòu)布置到零部件具體設計的一系列設計工作，并對舉升機構(gòu)關(guān)鍵零部件進行了受力分析，在理論與實際相結(jié)合的基礎上對設計的結(jié)果做出正確的評估。其仿真效果良好，結(jié)果形象直觀，提供了一種快速可靠的自卸舉升機構(gòu)設計方法。