礦用無軌膠輪車前后車架的有限元分析

劉雋寧,高振亮,汪達勇

(1.國能神東煤炭集團,陜西 榆林 719315; 2.常州科研試制中心有限公司,江蘇 常州 213000)

隨著煤礦現代化生產的持續推進,無軌膠輪車作為重要煤礦輔助運輸設備,其表現出使用靈活、方便快捷、運輸效率高、人員需求低等優勢,使其在部分大型煤礦中得到良好應用。但由于我國無軌膠輪車研究起步時間較晚,相關研制單位較少,使得現有無軌膠輪車設計難以滿足煤礦生產需求,部分無軌膠輪車在應用中還出現防爆性能差、動力不足、廢氣污染大、車架斷裂等質量問題。針對此種情況,介紹一種礦用無軌膠輪車總體設計方案,并對其中質量控制重點——前后車架進行驗證分析,解決當前國內無軌膠輪車應用中存在的問題及缺陷,保障無軌膠輪車的有效應用,將具有一定的現實價值。

1 礦用無軌膠輪車總體設計

1.1 主要尺寸參數

基于現行設計標準,參考同類車型確認礦用無軌膠輪車主要尺寸參數如下:①軸距。貨箱長度為2 800 mm,前輪中心點與前側覆蓋件后壁之間的距離為1 530 mm,中間鉸接間隙為490 mm,軸距為3 450 mm。②前/后懸掛。前懸掛為1 800 mm,后懸掛為1 370 mm。③輪距。輪距為1 588 mm。④通過性參數。最小轉彎半徑為6.4 m,接近角和離去角分別為20°、41°,最小離地間隙為270 mm。⑤外廓:外廓總長度6 750 mm、總寬度1 930 mm、總高度1 800 mm。

1.2 關鍵零部件選型

礦用無軌膠輪車的整體結構如圖1所示。其中,整車中的關鍵零部件如下。

圖1 礦用無軌膠輪車總體設計Fig.1 Overall design of mining trackless rubber wheeler

(1)防爆柴油機。選用KC6102ZDFB型防爆增壓柴油機,柴油機額定功率(80±5) kW,額定轉速220 r/min,油缸數量6缸,油缸缸式為直列,最大扭矩395 N·m,最大轉速為1 900 r/min[1]。

(2)變速器。YD130液力—機械變速箱,變速箱的擋位數量為“4前3倒”,前進傳動比為4.425、2.25、1.0、0.64,后退傳動比為4.425、2.25、1.0,額定輸入功率130 kW,額定輸入轉速2 600 r/min,變矩器型式為三元件。

(3)萬向傳動裝置。萬向節采用十字軸剛性萬向節;傳動軸采用兩段式傳動軸,兩段傳動軸之間設有中間支撐,傳動軸管徑、傳動軸軸管內徑、前傳動軸長度、中間傳動軸長度、后傳動軸長度分別為64、48、620、540、780 mm。

(4)驅動橋。驅動橋采用KCE1704型車橋,車橋內部集成主減速器、差速器以及末端行星減速器等設備。

(5)輪胎。采用36×12.5-20-28PR型充填輪胎,輪蓋半徑為470 mm。

2 礦用無軌膠輪車前后車架仿真模型構建

根據礦用無軌膠輪車總體設計方案,通過SolidWorks三維模型軟件初步構建出礦用無軌膠輪車前車架和后車架三維幾何模型,并根據無軌膠輪車實際結構特點,為前車架和后車架配置鉸接孔同軸配合約束以及鉸接孔上下重合配合約束,進而形成前后車架整體結構三維幾何模型如圖2所示。

圖2 前后車架整體結構三維幾何模型Fig.2 Three dimensional geometric model of the overall structure of front and rear frame

將前后車架整體結構三維幾何模型導入到ANSYS軟件中,對模型進行簡化處理、單元選擇、材料定義、接觸設定以及網格劃分等操作。

模型簡化是去除導入后模型中存在的不必要圓角、螺旋孔以及其他非承載結構件,并省略部分工藝結構,實現在保障前后車架結構綜合性能不受到影響情況下,幾何模型的最大化簡化,降低后續仿真分析過程中計算機仿真分析壓力[2];單元選擇則是在ANSYS軟件中合理為模型配置單元類型。具體單元采用四面體實體單元;材料定義是為模型配置材料參數。前后車架主體采用為16Mn材料,此種材料的彈性模量為210GPa、泊松比0.3、最大屈服強度345 MPa以及材料密度為7 850 kg/m3;接觸設定則是根據礦用無軌膠輪車各結構件之間的連接形式,合理配置各零件之間的接觸條件。其中車架之間采用焊接、鉸接形式進行連接,分別為前車架和后車架中各結構件之間設定為焊接類型,將前車架與后車架之間設定為鉸接類型。

網格劃分則是對經過以上過程處理后的模型實施網格劃分。此過程中設置網格大小為20 mm,采用自由網格劃分模型,共生成163 489個節點和57 617個單元,所形成的網格劃分模型如圖3所示。

圖3 前后車架網格劃分模型Fig.3 Mesh generation model of the overall structure of front and rear frame

另外,礦用無軌膠輪車在運行過程中存在諸多載荷影響因素,包括發動機、變速箱、散熱器、液壓油箱、燃油箱、補水箱、貨箱、重物、駕駛室、人員、座椅、氣罐、廢氣處理箱等,在仿真分析中也需要根據以上載荷實際為模型配置基本載荷條件[3]。

3 礦用無軌膠輪車前后車架靜力學仿真分析

3.1 靜力學仿真工況分析

根據礦用無軌膠輪車運行特性分析,確認無軌膠輪車典型工況包括彎曲工況、彎扭工況、緊急制動工況、轉彎工況以及爬坡工況,其中彎曲工況和彎扭工況是導致無軌膠輪車前后車架損壞的主要工況因素[4]。

在彎曲工況下,無軌膠輪車前后車架會在裝載貨物時同時承受貨物的沖擊力以及地面對前后車架的反作用力,進而導致前后車架出現彎曲變形情況;在彎扭工況下,無軌膠輪車行駛于不平路面,某一車輪在地面的影響下出現抬高或者下陷情況,使得四輪不處于同一水平面,此時前后車架存在受力不均情況,易對前后車架造成彎曲扭轉影響[5]。

考慮到設計中膠輪車采用鉸接式結構,使得前架和后架可以實現獨立擺動,所以可在不平路面下保證四輪著地效果,基板上可以避免彎扭工況對車架影響,所以在具體仿真分析過程中主要考慮彎曲工況。

3.2 彎曲工況下靜力學仿真分析

根據礦用無軌膠輪車運行情況,將無軌膠輪車彎曲工況細化為滿載彎曲工況、滿載啟動工況、滿載制動工況、滿載轉彎工況、滿載爬坡工況等5個工況條件,通過ANSYS軟件進行靜力學仿真分析,具體仿真分析結果如下。

3.2.1 滿載彎曲工況

滿載彎曲工況是指礦用無軌膠輪車在滿載靜止或者滿載勻速運動條件下前后車架彎曲變形情況。具體仿真分析結果如圖4和圖5所示。

圖4 滿載彎曲工況下前后車架等效應力云圖Fig.4 Equivalent stress cloud chart of front and rear frames under full load bending condition

圖5 滿載彎曲工況下前后車架等效位移云圖Fig.5 Equivalent displacement cloud chart of front and rear frames under full load bending condition

由圖4可知,在滿載彎曲工況條件下,礦用無軌膠輪車前后車架所承受的最大等效應力值為42.361 MPa,對應的最大等效應力區域為后車架左前側板簧與車架鉸接銷孔區域。同時,前車架所承受的最大等效應力為21.5 MPa,對應的最大等效應力區域為前車架左后側板簧與車架鉸接銷孔區域。其他區域所承受的應力較小,所有區域所承受的應力值均小于材料的最大屈服強度,確認滿載彎曲工況下前后車架可正常應用。

由圖5可知,在滿載彎曲工況條件下,礦用無軌膠輪車前后車架所承受的最大等效位移為0.215 47 mm,對應的最大等效位移區域為后車架上鉸接體區域。同時,前車架所承受的最大等效位移為0.187 mm,對應的最大等效位移區域為前車架左前角區域。

3.2.2 滿載啟動工況

滿載啟動工況是指車輛在滿載情況下,以5 000 mm/s2的啟動加速度進行啟動加速,通過仿真分析獲取到如圖6和圖7所示的仿真結果。

圖6 滿載啟動工況下前后車架等效應力云圖Fig.6 Equivalent stress cloud chart of front and rear frames under full load starting condition

由圖6可知,滿載啟動工況條件下,礦用無軌膠輪車前后車架所承受的最大等效應力為54.924 MPa,對應的最大等效應力區域為后車架左前側板簧與車架鉸接銷孔區域。同時,前車架所承受的最大等效應力為28.8 MPa,對應的最大等效應力區域為前車架左后側板簧與車架鉸接銷孔區域。其他區域所承受的應力較小,基本處于6.1 MPa以內,所有區域所承受的應力值均小于材料的最大屈服強度,確認滿載啟動工況下前后車架可正常應用。

圖7 滿載啟動工況下前后車架等效位移云圖Fig.7 Cloud chart of equivalent displacement of front and rear frames under full load starting condition

由圖7可知,在滿載啟動工況條件下,礦用無軌膠輪車前后車架所承受的最大等效位移值為0.269 6 mm,對應的最大等效位移區域為后車架上鉸接體區域。同時,前車架所承受的最大等效位移值為0.196 mm,對應的最大等效位移區域為前車架左前角區域。

3.2.3 滿載制動工況

滿載制動工況是指礦用無軌膠輪車在初速度為20km/h的速度下實施緊急制動,制動減速度為6 750 mm/s2,制動距離為2.29 m,具體仿真分析結果如下。

滿載制動工況條件下,礦用無軌膠輪車前后車架所承受的最大等效應力為49.167 MPa,對應的最大等效應力區域為后車架左前側板簧與車架鉸接銷孔區域。同時,前車架所承受的最大等效應力為24.3 MPa,對應的最大等效應力區域為前車架左后側板簧與車架鉸接銷孔區域。其他區域所承受的應力較小,基本處于6.47 MPa以內,所有區域所承受的應力值均小于材料的最大屈服強度,確認滿載制動工況下前后車架可正常應用。

在滿載制動工況條件下,礦用無軌膠輪車前后車架所承受的最大等效位移值為0.269 6 mm,對應的最大等效位移區域為后車架上鉸接體區域。同時,前車架所承受的最大等效應力值為0.231 1 mm,對應的最大等效位移區域為前車架左前角區域。

3.2.4 滿載轉彎工況

滿載轉彎工況是指礦用無軌膠輪車在最小轉彎半徑為6.4 m,轉彎速度為1.946 m/s,轉彎角速度為0.304 r/s情況下實施轉彎操作。具體仿真分析結果如下。

滿載轉彎工況條件下,礦用無軌膠輪車前后車架所承受的最大等效應力為41.429 MPa,對應的最大等效應力區域為后車架左前側板簧與車架鉸接銷孔區域。同時,前車架所承受的最大等效應力為18.2 MPa,對應的最大等效應力區域為前車架左后側板簧與車架鉸接銷孔區域。其他區域所承受的應力較小,基本處于4.6 MPa以內,所有區域所承受的應力值均小于材料的最大屈服強度,確認滿載轉彎工況下前后車架可正常應用。

在滿載轉彎工況條件下,礦用無軌膠輪車前后車架所承受的最大等效位移值為0.206 9 mm,對應的最大等效位移區域為后車架最后橫梁區域。同時,前車架所承受的最大等效位移值為0.164 3 mm,對應的最大等效位移區域為前車架左前角區域。

3.2.5 滿載爬坡工況

滿載爬坡工況是指礦用無軌膠輪車在14°坡上行駛工況。具體仿真結果如下。

滿載爬坡工況條件下,礦用無軌膠輪車前后車架所承受的最大等效應力為47.042 MPa,對應的最大等效應力區域為后車架左前側板簧與車架鉸接銷孔區域。同時,前車架所承受的最大等效應力為21.7 MPa,對應的最大等效應力區域為前車架左后側板簧與車架鉸接銷孔區域。其他區域所承受的應力較小,基本處于5.23 MPa以內,所有區域所承受的應力值均小于材料的最大屈服強度,確認滿載爬坡工況下前后車架可正常應用。

在滿載爬坡工況條件下,礦用無軌膠輪車前后車架所承受的最大等效位移值為0.232 8 mm,對應的最大等效位移區域為后車架最后橫梁區域。同時,前車架所承受的最大等效位移值為0.171 4 mm,對應的最大等效位移區域為前車架左前角區域。

總體來說,5種彎曲工況下礦用無軌膠輪車前后車架性能均符合標準要求,初步確認礦用無軌膠輪車總體設計方案具有較強可行性。

4 礦用無軌膠輪車前后車架模態仿真分析

在實施靜力學分析后,考慮到靜力學分析過程未對動載荷等因素進行綜合分析,所以為進一步驗證礦用無軌膠輪車總體設計可行性,采用模態分析方法對礦用無軌膠輪車前后車架進行仿真分析,主要分析模態為前六階模態[6],具體仿真分析結果如下。

礦用無軌膠輪車前后車架第一階固有模態如圖8所示,礦用無軌膠輪車前后車架第一階固有模態主要表現為車架整體剛性振動,對應的固有振動頻率為0 Hz。

礦用無軌膠輪車前后車架第二階固有模態如圖9所示,礦用無軌膠輪車前后車架第二階固有模態主要表現為車架整體剛性振動,對應的固有振動頻率為5.173 2×10-4Hz。

圖8 礦用無軌膠輪車前后車架第一階固有模態Fig.8 First order natural mode of front and rear frames of mining trackless rubber wheelers

圖9 礦用無軌膠輪車前后車架第二階固有模態Fig.9 Second order natural mode of front and rear frames of mining trackless rubber wheelers

礦用無軌膠輪車前后車架第三階固有模態與前兩階固有模態較為類似,主要表現為車架整體剛性振動,對應的固有振動頻率為1.722 1×10-3Hz。

第四階固有模態主要表現為前車架前端縱向彎曲變形振動,對應的固有振動頻率為11.177 Hz。

第五階固有模態主要表現為前車架前端上下彎曲扭轉振動,對應的固有振動頻率為16.357 Hz。

第六階固有模態主要表現為后車架后端上下彎曲扭轉變形振動,對應的固有振動頻率為26.423 Hz。

根據理論計算分析可知,礦用無軌膠輪車在未破樁路面、碎石路面、搓板路面以及平坦公路上行駛時所產生的激勵頻率分別為6.13、14.76、6.38、4.72 Hz,其中與無軌膠輪車固有模態振動頻率最為接近的為碎石路面激振頻率,為降低路面對無軌膠輪車車架的影響,應在碎石路面上減速行駛[7]。另外,無軌膠輪車發動機的激振頻率為37.5 Hz,此激振頻率處于第七階(29.305 Hz)和第八階(38.549 Hz)固有振動頻率之間,說明正常行駛狀態下發動機激振不會對車架造成影響[8]。

5 礦用無軌膠輪車總體設計的工程應用

結合靜力學仿真分析和模態仿真分析可知,礦用無軌膠輪車前后車架受力薄弱點主要集中在前車架前端、后車架后端等區域。為有效增加各區域的綜合性能,在前車架前端駕駛艙底部區域增設加強筋,并增加前車架縱梁鋼板厚度;增加后車架最后橫梁尺寸[9]。基于以上方案對礦用無軌膠輪車總體設計進行結構優化后,根據優化后的礦用無軌膠輪車總體設計生產無軌膠輪車實物,并將實物應用于某煤礦實際生產過程中。

在應用后,過往采用軌道運輸時需要1個班1天或者多天才能夠完成的運輸任務,如今僅需要不到1h的時間便可以完成。例如,某煤礦原計劃采用軌道運輸1個月完成的液壓支架搬運任務,應用2臺無軌膠輪車僅需10 d便可以完成整個工作任務,有效提高某煤礦液壓支架搬運作業效率[10]。

另外,在應用無軌膠輪車以后,某煤礦全面實現無軌膠輪車輔助運輸,應用后礦井內運輸人員從原本的20人減少至6人,礦井全員工效達到108.4 t/工,僅輔助運輸費用便下降80%,支架安裝效率則提升3倍有余,有效提高某煤礦的整體運輸效率和效果,降低井下工作人員勞動強度的同時,也提高生產效率和安全性,具有較強應用價值。

6 結語

綜上所述,基于礦用無軌膠輪車工作條件和要求,介紹一種礦用無軌膠輪車總體設計方案。為檢驗此礦用無軌膠輪車可行性和應用價值,分別采用靜力學仿真分析方法和模態仿真方法對礦用無軌膠輪車總體設計方案的主體架構——前后車架進行分析驗證,進而確認礦用無軌膠輪車前后車架結構符合性能要求。另外,將礦用無軌膠輪車總體設計方案應用于工程實踐,進一步確認其具有較強應用價值,可在后續礦用無軌膠輪車結構設計中進行參考應用。