【基于有限元分析的混凝土泵车支腿结构分析11000字（论文）】

第一章绪论1.1研究背景及意义1.1.1研究背景在工程机械车辆中，混凝土泵车是将混凝土输送泵、物料输送管和分配杆组合在专用车辆或拖车底盘上，实现混凝土输送和浇筑功能的大型工程车辆。由于其吊杆系统能起升、伸缩、旋转，具有灵活性强、浇筑速度快、质量高等优点，在国家各重点工程建设中发挥着不可或缺的作用，已成为泵送混凝土施工机械的首选机型。一台完整的混凝土泵车主要由六部分组成，即专用底盘、上车系统、下车系统、液压系统、电控系统和泵送系统。由于混凝土泵车结构复杂，根据不同的分类标准可以有多种分类。然而，泵车行业尚未制定混凝土泵车分类依据的明确指南。一般来说，混凝土泵车的分类依据包括：臂架的长度和折叠形状、臂架的扩展模式以及泵车底盘的类型。根据臂架的展开方式和开口形状，有不同的分类标准，可分为前摆展开式、后摆展开式、X型、XH型和V型，如图1.1所示。根据底盘类型，混凝土泵堆料机可分为双轴、四轴、六轴等类型。图1.1支腿型号简图1.1.2研究意义（1）理论意义设计下车系统支腿结构，涉及到运动学、动力学、静力学、振动稳定性等，通过结构优化，以优化下车系统支腿结构性能，可以为探索一种简单、高效、轻量化的下车系统支腿结构的新方法和新思路提供参考。（2）实际意义本文所研究的模型来源于徐州徐工施维英机械有限公司开发的双桥HB37混凝土泵车，主要研究对象是HB37混凝土泵下车系统的支腿结构。研究意义如下：1）通过对下车系统支腿结构全工况计算，检验其在危险工况下的强度、刚度和稳定性，得到下车系统支腿结构各部件的危险工况和薄弱环节；2）通过应力测试实验验证下车系统支腿结构有限元计算方法的正确性，为下车系统支腿结构后续的研究提供实验数据；3）通过后支腿结构的优化（减板厚），得到轻量化支腿结构；1.2国内外研究现状1.2.1国内研究现状国内对混凝土泵车的研究起步时间较晚，直至上世纪七十年代末期，长沙建机所和沈阳工程机械厂共同研发制造出了我国的第一台混凝土泵车，其臂架长度为23米。上世纪八九十年代，国内对混凝土泵车的研究仍处于相对落后水平，主要的技术仍需从国外引进。但是到了二十世纪末期，随着我国对混凝土泵车相关技术研究的不断突破，以及自主科研能力的不断增强，我国对混凝土泵车的研究已经取得了长足的进步，逐步接近世界一流水准。国内的徐工、中联、三一等泵车生产企业已经在世界上具有一定的知名度。进入二十一世纪后，国内的混凝土泵车技术已经达到了世界先进水平。三一重工在2007年研制出的臂架长度为66米的混凝土泵车超越了德国公司所生产的臂架长度为62米的混凝土泵车，成为了当时世界上最长臂架的混凝土泵车。2008年，中联重科正式并购意大利著名泵车生产公司CIFA。并于2013年制造并批量生产出了101米碳纤维臂架泵车，在臂架长度领域又创造了一项新的纪录。徐工集团凭借雄厚的经济实力，先后收购了德国FT公司，荷兰AMCA公司和德国Schwein公司，成功引进了国外技术，并自主开发了十多种型号的泵车系列产品，畅销世界各地。姜校林研究了混凝土泵车的稳定性，并对混凝土泵车结构进行了有限元仿真分析得出了支腿的最小展开长度和最佳摆角。陈国安等研究了支腿结构的着地状态对结构受力的影响，并分析研究了不同工况下支腿结构受力的最大值。张伟艳等利用ANSYS对某型号泵车的支腿结构进行了分析计算。郎垒应用ANSYS参数化设计语言对下车系统的建模、加载、约束及计算进行参数化程序编写。随着国内相关技术的不断进步，相信在不久的将来，我国一定会成为混凝土泵车行业的乃至整个工程机械行业的领头羊！成凯采用ADAMS软件对泵车臂架收回过程建立了刚柔耦合动力学模型，得到了水平姿态台臂架收回过程中臂架仅受重力作用下的振动响应结果。吴瀚晖以减小臂架运动过程中油缸工作压力最小为目标，对臂架铰点位置进行了机构优化。周淑文基于多体系统运动学方法，采用数值模型和虚拟样机技术，对混凝土泵车进行了施工轨迹规划和施工仿真。孙利伟基于ADAMS刚柔耦合臂架模型仿真分析了泵车臂架在混凝土流动冲击下的谐响应振动，并研究了油缸阻尼对臂架末端振动位移和振动加速度的影响。田润利采用ANSYS软件，对臂架转台处施加位移激励和末端施加谐波作用力，分析了臂架系统在典型工况时的瞬态动力响应。郭大猛建立了输料管和混凝土的耦合运动微分方程，研究发现输料管固有频率随输送压力和速度的变化而改变。陈栋采用有限元法建立了臂架流固耦合模型，对臂架系统的振动特性进行仿真分析和共振状态下泵车臂架所受动应力的分布情况。罗宇采用ANSYS软件对泵车臂架进行了谐响应分析和瞬态动力学分析，研究了谐波载荷作用下的幅频特性和臂架的振动响应。文珍基于ANSYS软件，对臂架系统进行流固耦合模态研究，研究了管道内混凝土对泵车臂架模态影响机理。杨镇源采ANSYS软件对臂架板厚进行优化，并仿真分析了臂架在末端谐波力下的振动响应规律和臂架末端激励下的端位移振动特性。综上，我国对混凝土泵车浇筑作业程中动态特性及臂架结构展开了较为丰富的研究，国内混凝土机械国家行业标准的起草、制定、修改单位为中联重科，中联重科在其20周年庆典上推出了全球101m最长碳纤维材料臂架泵车，为混凝土泵车臂架高度化的进一步发展指明了方向。现如今徐工拥有多项泵车的技术专利，其产品受到国内外客户的广泛好评。目前，我国的混凝土泵车技术日趋成熟，生产成本不断降低，售后服务不断完善，以徐工、中联、三一为代表的中国企业在泵车领域都有着可以和欧美国家比肩的技术与实力。1.2.2国外研究现状在欧洲，德国和意大利等国家早在一百年以前就开始着手研发混凝土泵车，并且技术水平在混凝土泵车的生产制造、研发等领域一直保持着世界领先地位。德国的施维英公司和普茨迈斯特公司更是以其系列产品的安全性和可靠性享誉全球。1965年，德国施维英公司制造并生产了世界上第一辆混凝土泵车。随后在上世纪70年代和80年代该公司研发并生产了臂架长度为42米和45米的混凝土泵车。1982年和1986年普茨迈斯特公司研发了M52和M62两种型号的混凝土泵车，其臂架长度分别达到了52米和62米，在当时都是世界上最长臂架的混凝土泵车。在2008年，该公司又研发出臂架长度为65米的M70型混凝土泵车，该车型也成为当时世界上最长臂架的混凝土泵车。另外，意大利西法公司的产品因品质优异在上世纪末期的混凝土泵车市场上受欢迎的程度并不亚于德国。Cazzulani和Ghielmetti等对下车的机械系统的模态进行了分析，并在有限元线性模型的基础上进行了数值模拟，对泵车臂架在回转过程中下车系统各部件的相互作用进行了分析，并建立了数学模型。Ghielmetti等研究了振动对上车和下车系统的影响，为减振提供了解决方案。Moschin等开发了混凝土泵车臂架的故障检测算法，并讨论了该算法在特定试验台上的数值模拟和实验结果。KwonJ等提出了一种新的方法，既保证了混凝土泵车结构的刚度和强度，又实现了优化减重的目标。在美洲，美国开始研究混凝土泵车技术在时间上稍晚于德国，但其水平并不落后，同样处于国际前沿地位。美国人在20世纪初期就已经申请并取得了混凝土泵的专利。以伊利、罗斯、霍内为代表的美国混凝土泵车生产公司为了满足市场的需求，不断研发新的技术，推出新的泵车产品，推动了混凝土泵车行业的飞速发展。此外，美国还成立了混凝土协会，该协会为混凝土泵车的生产研发制定了一系列的规范和标准，对混凝土泵车的发展具有重要意义。1.3研究内容和方法1.3.1研究内容第1章，绪论。分析本文选题的背景和研究的意义，然后讨论了混凝土泵车的组成、分类及国内外的发展概况。第2章，下车系统有限元建模。基于下车系统的工作原理，以HB37型号混凝土泵车的下车系统支腿结构为研究对象，建立其部件的有限元模型，应用APDL语言实现模型组装，在相应位置创建接触对，并施加约束及载荷。第3章，下车系统支腿结构全工况静力分析。对下车系统支腿结构进行360°全工况静力计算，找出各部件的危险工况，对各部件在危险工况下的受力情况进行分析。第4章，支腿结构优化。以后支腿结构的重量为优化目标，以强度和刚度为约束条件，对选定的板件进行板厚优化。最后对全文工作进行总结。1.3.2研究方法查阅文献资料，收集支腿结构相关资料，了解最前沿的设计思路和设计方法；利用AutoCAD等软件进行计算机辅助设计，绘制支腿结构结构图纸；借助支腿结构设计手册，在现有支腿结构基础上进行改进，减少设计工作量。第二章支腿结构限元建模2.1下车系统2.1.1下车系统的组成混凝土泵车是由上车执行系统和下车承载系统所组成的综合体，下车系统的组成如图2.1所示。在本文所研究的下车系统中，以底座和支腿结构为主要研究对象，并综合分析底盘和副车架等结构的受力情况。图2.1混凝土泵车下车系统组成（1）底盘混凝土泵车的底盘结构与底座结构和副车架关联性较高。在非施工状态下，支腿结构未展开着地，由底盘承受整车重量。目前，国内混凝土泵车行业虽然能自主研发混凝土泵车底盘，但是部分车型仍需从国外引进底盘。底盘结构模型如图2.2所示。图2.2底盘结构模型（2）底座底座结构由材料强度超高的钢板构成，是混凝土泵车工作状态下的主要受力结构。底座结构上部以螺栓为连接件与上车的回转支腿结构相连接。下部以焊接的方式和主车架相互连接。底座结构模型如图2.3所示。图2.3底座结构模型（3）副车架由于混凝土泵车的整车质量很大，在主车架的基础上加装副车架会改善混凝土泵车的受力情况，进一步保证了泵车在行驶状态下和施工作业时整车的力学承载性能。副车架结构模型如图2.4所示。图2.4副车架结构模型（4）支腿结构一台混凝土泵车前后各有两条支腿，通常泵车的四条支腿与底座相连接并且呈左右对称分布。混凝土泵车在施工状态下，支腿结构展开着地，此时支腿结构将承受混凝土泵车的整车质量以及上车结构所产生的倾翻力矩。因此，在设计支腿结构时，不仅要考虑刚度和强度是否符合设计要求，也需要将支腿结构的抗倾翻稳定性作为设计工作的重点。支腿结构模型如图2.5所示。图2.5支腿结构模型2.1.2下车系统工作原理混凝土泵车在不施工时，支腿结构将会收起置于底座下方空间。在泵车施工状态下，转台回转到合适角度，臂架展开，由泵送系统输送混凝土到达指定浇筑点。同时支腿结构展开，借助其下部位置的伸缩油缸托起泵车，使轮胎表面不与地面接触。此时，上车臂架系统所产生的垂直载荷及弯矩将由下车系统完全承载。混凝土泵车在正常施工状态下四条支腿全部展开着地，但有时因为施工场地等条件的限制只能展开同一侧的两个支腿，此时泵车的施工状态被称为单边施工作业状态，如图2.6所示。图2.6下车系统工况示意图2.2支腿结构有限元模型的创建下车系统支腿结构模型来自制造商提供的Pro/E模型。HyperMesh软件用于模型前处理，包括板材中性表面的提取、中性表面和其他零件的几何加工、交叉链接以及为每个零件分配相关材料属性。2.2.1模型简化由于混凝土泵车下车系统结构复杂，直接建立有限元模型需要花费大量时间和精力，后期计算周期长，因此有必要根据一定的原则准备照明系统的原始模型。简化处理的原则如下：（1）对于原始模型中形状和尺寸不能忽略的钢板，首先提取中间平面，然后用shell181壳单元进行模拟。Shell181更适合具有适当厚度的壳体结构。元素内部有四个节点，每个节点覆盖六个自由度，它们以X、y和Z方向的平移和围绕节点的X、y和Z轴旋转的形式表示。（2）采用梁单元beam188对原模型中的梁结构进行了简化和模拟。Beam188通常是次波束单元。元素的节点自由度可由值keyop（1）确定。对于keyop（1）=0（默认值），应使用6个自由度作为数量标准。当keyop（1）=1时，自由度上升到7。（3）原始模型中的杆件结构使用link180单元和link10单元进行模拟。前者用于模拟轴与轴承之间的力学性能。后者的功能是模拟动臂结构油缸的机械性能。在该模型计算中，使用link10单元模拟每个支腿的着陆油缸，并使用压缩选项。当支架离开地面时，其力学行为是有弹性的，并且该单元的刚度自动消失，这可以很好地模拟实际的腿部提升。（5）Mass21单元用于模拟没有机械性能的结构，但在原始模型中具有不可忽略的质量。Mass21是点元素的表示形式。它被设置为6度自由度。不同方向的质量不同，惯性也不同。它可以沿X、Y和Z方向移动，并绕X、Y和Z轴旋转。（6）卸下无负载或负载较小的零件，例如原始模型中的螺钉、小销、圆角和倒角。在简化模型之前，需要定义整体坐标系，即规定越野系统的旋转中心为原点坐标，沿车身的x轴向前方向为向后，根据右手法则，y轴前进方向垂直于车身，z轴前进方向垂直于XY平面。虽然支腿结构在左右两侧对称分布，但其结构并不完全相同，因此每个支腿结构都需要单独进行预处理。交联后支腿结构的有限元模型如图2.7和图2.8所示。图2.7HB37泵车前支腿结构有限元模型图2.8HB37泵车后支腿有限元模型各部件经过简化后，需要对各部件有限元模型进行组装，组装后的下车系统有限元模型如图2.9所示。图2.9下车系统有限元模型组装后的下车系统各部件有限元单元数如表2.3所示。表2.1下车系统各部件有限元模型信息表部件节点数单元数底座-底盘-副车架4279344062左前支腿71567211右前支腿49815019左后支腿91459238右后支腿90229259总计73097747892.2.2材料属性下车系统各板件均使用高碳钢板，其各项性能如表2.2所示。在软件中所设定各板件材料属性如图2.10所示。表2.2部件材料及性能表部件密度(kg/m3)泊松比弹性模量(MPa)屈服强度(MPa)抗拉强度(MPa)底座结构78500.3200000700780支腿结构78500.3200000900960图2.10设置材料属性界面2.2.3接触设定（1）接触分析为了更准确地模拟越野系统不同部件的电压状态和部件之间的功率传输，有必要在越野系统有限元模型的相应位置创建接触对，并进行接触分析。根据赫兹接触理论，接触表面中心的电压最大，接触表面的压力分布呈半球形。它们最明显的特点是接触电压与负载之间存在高度非线性关系。接触电压和位移表示如下：（2-1）（2-2）其中R1和R2是两个接触面的半径，E1和E2是两个接触面的弹性模量，μ1和μ2是两个接触面的弹性模量，P是两个接触面之间的压力分布函数。Targe170单元用于模拟接触目标表面，conta173单元用于模拟接触表面。接触分析的基本流程如图2.11所示。图2.11接触分析流程图Targe170单元可用于表示与不同接触单元接触的目标区域。该元件可以覆盖任何需要接触的模具目标表面，并且恒定序列号与接触元件配对，以实现接触结构之间的精确载荷传递。本文主要采用targe170模拟接触结构中的刚性目标表面。conta173元素可用于表示接触表面和目标表面之间的接触和滑动。在ANSYS中，单元通常覆盖在shell181单元和solid185实体单元的表面上，形状与覆盖的单元一致。当conta173装置覆盖的表面在外力作用下穿透目标表面时，会发生接触。（2）创建接触对混凝土泵车下车系统的接触面主要由底座和四个支腿之间的连接组成。当混凝土泵车处于施工状态时，前臂由油缸和望远镜驱动。前动臂结构的接触面如图2.12所示。后臂结构的构造和收缩由处于构造状态的摆动油缸控制。图2.12前支腿接触区域图2.13后支腿接触区域2.2.4支腿结构约束和载荷（1）约束说明混凝土泵车施工时，支腿展开支撑整个车体。如果四根支腿接触地面，则整个车辆是超静定的；当三个支架接触地面时，整个车辆为静态结构。因此，规定了以下限制：1）吊杆铰链点限制，限制吊杆铰链点在X和Z方向上的平移；2）更改限制铰点z方向平移的铰点限制；3）连接销限制轴向旋转；4）着陆位置约束限制X、Y和Z方向的平移。图2.14下车约束图（2）载荷说明及推导泵车施工时，上车结构所产生的垂直载荷和倾翻力矩都将作用在下车系统，可将其分解为水平和垂直分量，并分别施加到下车系统上，如图2.15所示。图2.16下车载荷图第三章支腿结构静力分析3.1支腿抬腿量上部结构旋转时，当上部倾覆力矩大于下部抗倾覆力矩时，整车倾覆。因此，为了防止整车在工况下倾翻，有必要计算不同工况下各支腿结构的最大抬腿量，以确保整车的倾翻稳定性。动臂的腿部提升量是动臂底板下表面中心与地板之间的垂直距离。通常，在施工条件下，混凝土泵车由地面上的所有四个支腿支撑。然而，在某些工作条件下，当混凝土泵车在施工时，一条腿离开地板，三条腿支撑整个身体。腿部离开地面的抬腿量不是0，但整个车辆仍处于平衡状态。如果支架的腿部提升量过大，则表明下降系统的刚度不足，不符合制造商的要求。以上部结构的旋转角度为横坐标，以抬腿量为坐标。各支腿抬腿量曲线如图3.1所示。图3.1各支腿抬腿量曲线由图3.1可知：（1）在动臂从10°旋转至80°的过程中，左前动臂的抬腿量不是0，其他三个支架的抬腿量是0，表明在该工作区域内，整个车辆是离地的左前支架，由其他三个支架支撑；同样，在动臂从100°旋转至165°的过程中，左后动臂离开地面；旋转190°至260°时，右后动臂离开地面；在275°至350°旋转期间，右前动臂从地面站立。（2）在其他工况下，每个支腿的抬腿量为0，即整车由四个支腿支撑，处于稳定状态。（3）在45°工况下，左前支架行程量最大，为20.26mm；在135°工况下，左后支架行程量最大，为22.38mm；225°工况下，右后臂行程量最大为27.28mm；在315°工况下，左后支架行程量最大达到17.76mm。（4）在225°的工作条件下，支腿结构的最大抬腿量出现在右后支腿结构中（整车的位移分布如图3.2所示）。尽管最大抬腿量为27.28mm，但与允许值50mm仍有差距。图3.3右后腿抬腿量位移云图（放大10倍）综上所述，通过360°全工况抬腿量计算值可知，下车系统刚度满足厂方所要求的抬腿量最大值不超过50mm，并且整车倾翻稳定性符合要求。3.2支腿反力支腿反力是指在混凝土泵车施工过程中，由垂直油缸与地面接触的支腿结构所承受的地面反力。通过分析臂架在不同角度下的支承反力，可以得到泵车各支承支架在不同工况下的拉力，以校核支承结构的强度和刚度。以上部结构的旋转角度为横坐标，以每条腿的最大支撑响应力为坐标。各支腿最大支反力曲线如图3.4所示。图3.4各支腿支反力曲线由图3.4可知：（1）每个支撑的反作用力约为16t，小于制造商提供的18t设计值。最大支撑反作用力出现在左前腿（225°工况下），支撑反作用力值为-16.42t。该装置的切削力图如3.5所示。图3.5225°工况下车系统单元内力图（2）当将动臂从0°旋转至360°时，不超过一个支腿反作用力为0，这意味着在不同的工作条件下，整个车辆通过四个或三个支腿接触地面，并且整个车辆不会翻倒。另一方面，它检查整个车辆的稳定性。3.3支腿结构应力计算结果分析当混凝土泵车的动臂在水平方向上完全伸出时，下部系统接收最大垂直载荷和弯矩。支腿结构的上盖板在承受上部荷载时主要受压，下盖板主要受拉，侧板主要受剪。这种情况下，箱形结构容易出现扭结。上盖板和侧板受扭结的张力迅速增加，箱体结构容易损坏。因此，为了避免支腿结构中某些板在高荷载下的承载力损失，有必要分析每个支腿结构产生最大应力的位置。计算表明，当动臂结构在每个动臂正上方旋转时，相应的动臂结构产生最大张力。（1）左前支腿应力结果左前腿最危险的工况是臂架处于225°，整车应力分布如图3.6所示。左前腿上出现最大负载的危险位置位于动臂和门板之间的搭接处。最大接触电压值为709mpa，即正接触压力，如图3.7所示。如图3.8所示，移除盖板和侧板之间焊缝处最大张力为663mpa的接触张力带。然而，这里的板材是通过手工焊接连接的，焊接质量必须经过多次严格测试。图3.6下车系统全应力云图（225°工况）图3.7左前腿结构应力云图图3.8左前腿结构局部应力云图（2）右前支腿应力结果右前腿最危险的工作状态是动臂135°的工作状态。此时，整个车辆的电压分布如图3.9所示。右前腿上出现最大负载的危险位置是由于动臂和门板之间的重叠。电压值比左前腿小约50MPa，最大接触电压值为668mpa，如图3.10所示。拆除盖板与侧板焊缝处的接触拉带，最大电压605mpa，如图3.11所示。此外，必须多次检查焊接质量。图3.9下车系统全应力云图（135°工况）图3.10右前腿结构最大应力云图图3.11右前腿结构局部应力云图（3）左后支腿应力结果左后支腿最危险的工况是动臂处于315°，整车应力分布如图3.12所示。左后臂产生最大接触电压的危险位置位于底板的薄板和厚板对接处，电压值为358mpa，如图3.13所示。图3.12下车系统全应力云图（315°工况）图3.13左后腿结构最大应力云图（315°工况）（4）右后支腿应力结果右后腿最危险的工作状态是动臂45°的工作状态。此时，整个车辆的电压分布如图3.12所示。右后腿的最大载荷也出现在底板的薄板和厚板的残端接头处，最大接触应力为356mpa，如图3.13所示。此外，由于电压值和屈服极限之间存在较大的差距，此处分析的内容不多。图3.12下车系统全应力云图(45°工况)图3.13右后腿结构最大应力云图第四章支腿结构优化4.1优化设计4.1.1结构优化设计在技术问题的情况下，所谓的结构优化是以建筑结构为对象获得优化设计方法的过程，以确保满足相关约束条件并追求既定目标。结构优化的几种分类如图4.1所示。图4.1结构优化种类从本质上讲，结构优化设计是一个以数学模型为载体，结合已知状态的参数，澄清局限性，求解满足条件的解，目标函数具有最小值的过程。结构优化规划模型主要由以下三部分组成：（1）设计变量设计变量是在设计过程的背景下用来描述结构特性的一种特殊变量。在选择设计变量时，我们需要注意零件的各种特征。一般设计变量可以是零件的面积、形状和尺寸。构造变量的数学模型可以表示为（4-1）（2）目标函数目标函数不仅是对整个设计水平的综合衡量，也是评价优化结果是否高质量的一个指标参数。通常，工程中选择的目标函数主要针对结构的重量、体积和成本。目标函数的数学模型可以表示为：（4-2）（3）约束条件由于结构优化的局限性，它等价于状态变量。它还具有几何限制和行为限制的特点。前者关注整个结构的规格和形状，而后者关注结构的工作行为，主要包括强度、刚度和自振频率。约束的数学模型可以表示为（4-3）（4-4）式中，F（X）和G（X）分别为目标函数f（x）和状态变量g（x）的近似值。F（X）和G（X）的逼近函数的一般形式又可表示为（4-5）式中的常数均由最小二乘回归求得。4.1.2支腿结构优化流程利用ANSYS优化模块对HB37混凝土泵车支腿结构进行了优化和减重。（1）将右后动臂与车辆系统分离，分别施加限制和负载，并计算每个板的最大电压和最大位移。与制造商保持密切沟通，以澄清与后支腿结构优化相对应的板的位置和规格。（2）考虑到所选板的厚度作为设计变量，ANSYS进行迭代计算，以确定板厚度值的最合理组合。（3）根据实际工况，以板厚为关键因素，对优化后的支腿结构进行了局部改进和改进。（4）根据制造商的材料特性和各部件的制造工艺调整板厚，验证优化和改进的有限元模型的强度和刚度，验证优化方案的可靠性。4.2支腿结构尺寸优化支腿结构的尺寸优化是一个过程，在该过程中，板的厚度不断变化，前提是其机械性能满足设计要求，并最终获得使每个组件结构的重量最小化的参数组合。4.2.1优化工况以单个右后支架为优化目标，在与底座连接的支架端部施加完全限制，在销轴处施加销轴旋转限制和Z方向限制，并在支腿结构端部施加载荷，如图4.3所示。为确保优化后的支腿结构也安全可靠，第三章中的支架反力计算结果不是16t，而是制造商提供的设计值18t。图4.2后支腿结构约束及载荷4.2.2优化变量（1）设计变量支腿结构优化的设计变量是各板的厚度。根据上一章的静力计算结果和实际工况，结合厂家意见，选择优化后的板材，如图4.4所示。图4.3优化设计变量（板件）图对于上述选中的板件，在ANSYS中规定其板厚值的上下限如图4.5所示。图4.4优化变量及范围（2）目标函数对于支腿结构的优化过程，目标函数是右后支腿结构的总体积，即在保证支腿结构强度和刚度的条件下，体积达到最小值，支腿结构的质量也是最小值。公差值由程序自动指定，约为原始结构总体积的1%，如图4.6所示。图4.5目标函数及容差（3）约束条件这种优化设计的条件是所选板在负载下的最大电压和位移的值范围。前者的取值范围为500MPa至550MPa，公差为0.5MPa。后者的取值范围为0.35mm，公差为0.35mm，如图4.7所示。图4.6状态变量及范围4.2.3优化设计结果在优化模块中定义上述优化参数后，系统自动执行迭代计算。在优化过程中，总共进行了63次迭代计算。经过筛选，第36个是最佳解决方案。优化结果如图4.8和图4.9所示。图4.7优化迭代结果图1图4.8优化迭代结果图24.3支腿结构优化方案及检验4.3.1板厚调整方案根据以上章节优化的迭代计算结果，结合板材材料类型和制造商提供的生产工艺，确定支腿结构的板材厚度调整方案，如表4.1所示。表4.1板厚调整方案板号优化前板厚(mm)优化后板厚(mm)12018286320154885676647106810996710654.3.2原支腿结构计算结果为了测试优化后的支腿结构的力学性能，可以比较原始结构在相同载荷（18t）下的应力分布和位移。在18t荷载作用下，支腿结构最大变形发生在结构端部，最大位移值为30.6mm，如图4.10所示。原结构最大张力危险点位于下表面薄盖板与厚盖板搭接处，尺寸409mpa。原始结构的电压分布如图4.11所示。图4.9原结构位移云图图4.10原结构应力云图4.3.3支腿结构优化方案检验首先对支腿结构有限元模型的板厚值按照圆整后的优化方案进行重新赋值。然后施加18t的垂直向上载荷，测试优化后的支腿结构的强度和刚度，并将其与之前的计算结果进行比较。根据计算，优化后的支腿结构的最大变形也在结构的末端，如图4.12所示。与原结构相比，最大组合位移值略有增加，尺寸为35.6mm，但仍小于制造商提供的最大位移值50mm。图4.11优化后结构位移云图出现最大张力的危险位置与原始结构不同：它位于结构箱顶部两个盖板的搭接处，如图4.13所示。最大电压532mpa，比原结构增加123mpa，但与允许电压仍有差距。图4.12优化后支腿结构应力云图4.4支腿结构优化方案总结在优化模块中，结构优化是目标函数的值随着迭代次数的增加而逐渐减小，并逐渐收敛到一个固定值的过程。在支腿结构优化过程中，通过施加相同的载荷，对比优化前后后支腿结构的应力值和位移，从以下三个方面论证了优化方案的合理性和可行性：（1）从减重效果来看，支腿结构优化前后的重量对比如表4.2所示。后支架的重量减少了7%，以达到预期目标。结构物总体积随迭代次数n的变化曲线如图4.14所示。表4.2优化前后体积变化图4.13总体积变化曲线（2）在优化过程中，结构的最大应力随着迭代在有限的应力范围内上下变化，逐渐趋于稳定值，最终接近应力上限，即趋于完整的应力设计，如图4.15所示。优化后，各板件的最大张力有所提高，但各板件的强度满足设计要求。图4.14结构最大应力变化曲线（3）从支腿结构的刚度来看，优化减重后的支腿结构刚度虽有所变化，后支腿抬腿量增幅18%，但仍满足刚度要求。优化过程中结构最大位移变化曲线如图4.16所示。图4.15结构最大位移变化曲线综上所述，从减重效果、强度和刚度角度考虑，支腿结构的优化方案可行。结论本文以HB37混凝土泵车下车系统的底座和支腿结构为主要研究对象。基于HyperMesh软件对其原模型进行前处理，主要包括提取中面、几何处