D型車架改進前后的有限元比較研究

郭丹輝

摘 要：車架是礦車的關鍵部件，在裝載、運輸、卸載中承受主要的載荷。車架的優劣直接影響著整車使用壽命，同時反映了整車的技術水平，而應用有限元分析可計算出車架的各種力學特性和承載能力，基于此，文章以D型車架為基礎，重點研究比較其改進前后的有限元。

關鍵詞：D型車架；礦車；有限元模型；舉升工況

中圖分類號：U463.324 文獻標識碼：A 文章編號：1006-8937（2016）29-0024-02

礦用車工作過程中，車架的受力情況是很復雜的，例如彎曲、扭轉、振動、沖擊，以及它們的任意組合，極大程度上影響到礦車的正常工作。基于此，本文以XGQ3650系列非公路自卸車為例，并重點探究比較D型車架改進前后的有限元，以提升礦車的運行效率。

1 建立有限元模型

1.1 建立幾何模型

幾何模型是按照制造、加工、裝配的實際情況及順序建立起來的，未考慮有限元模型的要求，不適合直接轉化成有限元模型。因此，工作人員必須在幾何模型基礎上進行簡化，生成有限元分析所需的模型，主要的簡化原則有：①盡量減少節點數量；②保證開裂處計算結果的準確性；③保持總體結構不變；④保留危險部位的細節結構。

1.2 構建有限元模型

1.2.1 網格的劃分與單元類型

本研究主要構建礦用自卸車板殼單元有限元模型—shell181，具有應力剛化、大變形、非線性、截面數據定義、分析、可視化等功能，在Proe中處理幾何模型后，采用HyperMesh軟件對模型進行網格劃分，最后的有限元模型節點總數226 018，單元總數234 097。具體的模型示意圖，如圖1所示。

1.2.2 控制集中模型網格密度

由于不同的網格密度對分析結果精度影響比較大，網格數量直接決定計算能力，因此對于重要結構件部位采用小網格劃分，其它部位采用相對大一些的網格劃分。

1.3 處理約束與載荷條件

礦用自卸車車架的邊界條件很難簡化為一種簡單的約束，因此，建立了與車架相連的前、后橋的梁單元有限元模型。在一些特殊的工況下如轉彎、啟動、制動、舉升等工況，要分別根據轉彎速度、啟動加速度、制動減速度等計算出作用在車架上的載荷，再施加到車架對應位置上。

2 D型車架改進前后的有限元比較

2.1 D型車架改進前后與前板簧后支座有無橫梁有限元 對比

對比D型車架改進前后與前板簧后支座有無橫梁有限元，主要選取正載和偏載下的兩種典型工況，即載重64 t的舉升工況和中輪越障工況，具體包括以下幾方面的內容。

2.1.1 改進D型車架結構

D型車架改進前后對比圖，如圖2所示。1a為舊版結構，U型口正對前板簧后支座，且前板簧后支座長度較短。1b為改進后結構，針對舊版D型車架作如下改進：U型口向前移動164 mm，前板簧后支座兩定位孔距加寬100 mm。

前板簧后支座添加橫梁：D型車架有無橫梁對比圖，2a為無橫梁車架，2b為有橫梁車架，具體如圖3所示。

2.1.2 舉升工況

①載荷及約束。

舉升工況下的載荷及約束的施加形式，如圖4所示，其中紅色箭頭表示載荷，主要包括64 t物料，車廂重8.3 t，車架自重3.5 t和駕駛室等掛件2.9 t，淡藍色三角符號表示約束。為模擬實際工況，在原有模型的基礎上添加限位塊，采用彈簧單元來模擬限位塊的實際受載特性，圖4為載荷及約束示意圖（橘黃色三角符號即表示彈簧的約束）。

②應力結果。

結果1：D型舊模型無橫梁前板簧后支座開口處最大應力值為110 MPa，舊模型有橫梁最大應力值為160 MPa，加橫梁后，舊模型前板簧后支座開口處應力增加明顯，約45%。D型改進模型無橫梁前板簧后支座開口處最大應力值為35 MPa，改進模型有橫梁最大應力值為40 MPa，加橫梁后，改進模型前板簧后支座開口處應力略有增大。與D型舊模型相比，改進模型前板簧后支座開口處應力值大幅度減小，減小約68%～75%。

結果2：D型改進模型無橫梁前板簧后支座下表面最大應力值為20 MPa；改進模型有橫梁最大應力值為25 MPa，改進模型加橫梁后，前板簧后支座下表面應力相差無幾。與D型舊模型相比，改進模型后，前板簧后支座下表面應力值大幅度減小，減小約80%。

2.1.3 中輪越障工況

①載荷及約束。

中輪越障下的載荷及約束的施加形式，如圖5所示，其中紅色箭頭表示載荷，主要包括64 t物料，車廂重8.3 t，車架自重3.5 t 和駕駛室等掛件重2.9 t，淡藍色三角符號表示約束。為模擬實際工況，在原有模型的基礎上添加限位塊，采用彈簧單元來模擬限位塊的實際受載特性。

②應力結果。

結果1：D型改進模型無橫梁前板簧后支座開口處最大應力值為53 MPa；改進模型有橫梁最大應力值為60 MPa，改進模型加橫梁后，前板簧后支座開口處應力略有增大。與D型舊模型相比，改進模型后，前板簧后支座開口處應力值大有所增大，約33%～39%。

結果2：改進模型有橫梁最大應力值為30MPa，改進模型加橫梁后，前板簧后支座下表面應力略有減少。與D型舊模型相比，改進模型后，前板簧后支座下表面應力值略有減少，幅度較小；與D型舊模型相比，改進模型添加橫梁時，前板簧后支座下表面貼板與車架連接處應力有所增大40%～60%。

綜上所述，對比D型車架改進前后與前板簧后支座有無橫梁有限元可知，不論改進前還是改進后，只要有橫梁，車架立板在前板簧后支座的開口處應力增大，車架下表面在前板簧后支座處螺栓孔附近的應力減小[1]，同時，前板簧前支座車架立板開孔和車架下表面處的應力均有所減小。

2.2 D型車架改進前后與雙C型車架有限元對比

2.2.1 舉升工況

①載荷及約束。

舉升工況下的載荷及約束形式，如圖6所示，其中紅色箭頭表示載荷，主要包括64 t物料，車廂重8.3 t，車架自重3.5 t和駕駛室等掛件2.9 t，淡藍色三角符號表示約束。為模擬實際工況，在原有模型的基礎上添加限位塊，采用彈簧單元來模擬限位塊的實際受載特性，橘黃色三角符號即表示彈簧的約束。

②應力結果。

結果1：D型車架后橋處車架下部最大應力為350 MPa，位于車架下表面與平衡軸座連接處，此處應力雙C型結構比D型應力小，約37%。

結果2：前板簧后支座車架下表面D型車架最大應力值為70 MPa，雙C型車架最大應力值為110 MPa，雙C型結構比D型應力大，約57%。

結果3：D型車架前板簧后支座車架外側支座孔附近最大應力為90 MPa，雙C 型車架最大應力為100 MPa，略有增加。

從以上結果可知，后橋平衡軸附近車架下表面應力雙C型結構比D型應力小約 37%；

前板簧后支座車架下表面應力C比D大約57%；前板簧前支座車架外側孔附近應力C比D略有增加；前板簧后支座車架立板開口處應力C比D應力增加約 50%，前板簧前支座開口處應力C與D應力值相差無幾[2]。

2.2.2 中輪越障工況

經過科學的實驗后，分析其結果可知：后橋平衡軸處車架下表面應力雙C型梁結構比D型應力略小；前板簧后支座車架下表面應力C比D略大；前板簧后支座車架外側孔附近應力C比D增大30%；前板簧后支座車架立板開口處應力C與D應力值減小約30%；前板簧前支座開口處應力C與D應力值相差無幾。

3 結 語

綜上所述，礦車車架的改進方案有很多，影響因素眾多，建議采用多因素分析方法和專家綜合評價的多準則法選定最終改進型車架的設計方案。

參考文獻：

[1] 朱劍峰，王水瑩，林逸，等.后副車架拓撲優化概念設計和智能輕量化方 法研究[J].汽車工程，2015，37（12）：1471-1476.

[2] 張華，周廣濤，王霏，等.健身自行車架焊接順序優化的數值模擬[J].機械 工程材料，2016，40（4）：38-42，88.