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摘 要：針對(duì)液壓支架應(yīng)力分布不均衡、支架大部分板件的強(qiáng)度都沒有達(dá)到屈服極限等問題，提出基于Hyperworks二次開發(fā)的液壓支架等強(qiáng)度設(shè)計(jì)方法。以典型單元的應(yīng)力強(qiáng)度比標(biāo)準(zhǔn)差最小為優(yōu)化目標(biāo)，對(duì)液壓支架進(jìn)行多工況尺寸優(yōu)化設(shè)計(jì)和疲勞壽命驗(yàn)算，使其在滿足液壓支架設(shè)計(jì)準(zhǔn)則的前提下，對(duì)原有的模型進(jìn)行等強(qiáng)設(shè)計(jì)。

液壓支架主要由底座、連桿機(jī)構(gòu)、掩護(hù)梁、頂梁及控制元件組成，底座是液壓支架的關(guān)鍵部件[1]. 李海寧等[2] 僅研究了某液壓支架底座的強(qiáng)度，并未進(jìn)行優(yōu)化。萬麗榮等[3]研究了沖擊載荷作用下液壓支架關(guān)鍵零件及底座的受力及強(qiáng)度。田立勇等[4]研究了各工況下液壓支架底座的強(qiáng)度及不同板厚對(duì)底座強(qiáng)度的影響，并簡單進(jìn)行優(yōu)化。以上對(duì)底座的研究主要集中在強(qiáng)度分析方面，優(yōu)化方面的研究比較少。

螺栓等級(jí)的特定含義是例如代表拉伸強(qiáng)度的等級(jí)4.8的螺栓。0.8表示強(qiáng)度除以拉伸強(qiáng)度的比，即4.8級(jí)螺栓的拉伸強(qiáng)度為400MPa，強(qiáng)度為400×0.8＝320MPa，6.8級(jí)螺栓的拉伸強(qiáng)度為600MPa，強(qiáng)度為600×0.8＝480MPa，。承受風(fēng)載條件下，載荷10級(jí)風(fēng)力時(shí)，槽式太陽能托臂支架變形約為1mm，建議選用高強(qiáng)度螺栓。

下面我們以某一懸置支架的模態(tài)分析為例簡述懸置支架的模態(tài)分析過程。

典型工況與極限工況（線性段與非線性限位）校核，能夠控制各種運(yùn)行位移；同時(shí)，在同一環(huán)境下完成懸置支架強(qiáng)度校核。

典型工況與極限工況（線性段與非線性限位）校核，能夠控制各種運(yùn)行位移；同時(shí)，在同一環(huán)境下完成懸置支架強(qiáng)度校核。

典型工況與極限工況（線性段與非線性限位）校核，能夠控制各種運(yùn)行位移；同時(shí)，在同一環(huán)境下完成懸置支架強(qiáng)度校核。

②懸置支架系統(tǒng)建模：懸置支座一般為鑄鋁件，通常使用連續(xù)體建模，為保證計(jì)算精度需精細(xì)的網(wǎng)格（尤其是高梯度區(qū)域），常用二階四面體單元。懸置支架一般為鈑金結(jié)構(gòu)，常使用殼單元進(jìn)行模擬，網(wǎng)格密度需足夠捕捉動(dòng)態(tài)變形和應(yīng)力集中。

本文以鋼結(jié)構(gòu)支架為例，在iSolver軟件中建立鋼結(jié)構(gòu)支架模型，分析壓力載荷對(duì)支架影響，演示了iSolver建模與仿真分析流程，并將iSolver和Abaqus計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。2、模型建立鋼結(jié)構(gòu)支架采用殼單元結(jié)構(gòu)，矩形板長×寬為300mm×180mm，方管邊長為20mm，高度為100mm。

3.3 強(qiáng)度分析根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)附近的實(shí)測道路譜，施加對(duì)應(yīng)的靜力工況，在X-Y-Z三個(gè)方向?qū)照{(diào)壓縮機(jī)支架進(jìn)行結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度校核。輕量化后壓縮機(jī)支架強(qiáng)度分析結(jié)果如下圖所示。強(qiáng)度分析結(jié)果顯示：輕量化壓縮機(jī)支架最大應(yīng)力均遠(yuǎn)小于材料抗拉強(qiáng)度，故滿足結(jié)構(gòu)強(qiáng)度要求。

改進(jìn)后的壓縮機(jī)懸置機(jī)構(gòu)用橡膠塊替代支架芯軸機(jī)構(gòu)，壓縮機(jī)總成通過橡膠塊和張緊彈簧柔性地和車身相連接，如圖3所示。

經(jīng)綜合評(píng)估懸置靜剛度對(duì)整車耐久及隔振性能的影響，左右懸置及后懸置靜剛度最低可降至250N/mm和300N/mm，此方案測試結(jié)果見表1方案3所示，其pitch剛體模態(tài)僅降至43Hz，經(jīng)主觀評(píng)價(jià)該方案改善效果也不明顯，故將下一步優(yōu)化方向放在加強(qiáng)傳遞路徑隔振上。由于原狀態(tài)壓縮機(jī)是通過鑄鋁支架與驅(qū)動(dòng)電機(jī)進(jìn)行硬連接，為了降低壓縮機(jī)與動(dòng)力總成剛體模態(tài)共振的振動(dòng)激勵(lì)，決定對(duì)壓縮機(jī)支架采取增加襯套隔振措施。

利用有限元自動(dòng)分析系統(tǒng)，先后經(jīng)過7次優(yōu)化改進(jìn)后發(fā)現(xiàn)，懸置支架背面的加強(qiáng)筋對(duì)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的分析結(jié)果影響最大，故通過改變?cè)撐恢玫慕Y(jié)構(gòu)來使強(qiáng)度達(dá)標(biāo)，如圖23所示。 表7 極限工況下懸置支架載荷 圖23 懸置支架的優(yōu)化部位 圖24所示為最終優(yōu)化方案的應(yīng)力和等效塑性應(yīng)變圖。

電動(dòng)汽車加速電機(jī)扭矩較大，過低的后懸置剛度在急加速/急減速工況，易造成后懸置主簧壓死甚至撞擊產(chǎn)生抖動(dòng)或異響問題；懸置支架應(yīng)設(shè)計(jì)有足夠高模態(tài)以降低共振風(fēng)險(xiǎn)；懸置襯套設(shè)計(jì)更大尺寸以獲得更小的動(dòng)靜比；懸置車身安裝點(diǎn)動(dòng)剛度應(yīng)足夠高。

圖4 汽車TPA測試2.2 航空航天行業(yè)? 座艙舒適度提升 問題舉例：航電設(shè)備振動(dòng)通過支架傳遞到座艙，影響乘客舒適度（如加速度＞0.1m/s2）。 解決思路：用組件級(jí)TPA（子結(jié)構(gòu)法）預(yù)測航電設(shè)備的振動(dòng)傳遞路徑，優(yōu)化支架結(jié)構(gòu)或添加隔振墊，將座艙振動(dòng)控制在0.05m/s2以內(nèi)。

自從我國提出碳達(dá)峰碳中和以來，光伏行業(yè)迎來了新的發(fā)展和機(jī)遇，光伏支架的需求也是逐漸增長[1]。在設(shè)計(jì)上，要做到安全適用、經(jīng)濟(jì)合理，應(yīng)符合GB 50017-2017《鋼結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》[2]中有關(guān)規(guī)定，對(duì)光伏支架進(jìn)行有限元分析有助于結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度的檢驗(yàn)和改進(jìn)及材料的合理應(yīng)用。

顯微鏡在工作時(shí)，與工作面保持穩(wěn)定，支架上端承受豎直向下的載荷共計(jì)30 N，低端進(jìn)行固定平移約束，求解出支架位移和應(yīng)力圖，如圖3所示。圖3 支架結(jié)構(gòu)整體位移及應(yīng)力云圖 3.3 強(qiáng)度校核和剛度校核3.3.1 強(qiáng)度校核強(qiáng)度是指金屬材料在靜力作用下，抵抗永久變形和斷裂的性能[3]。