基于應變測試礦用汽車車架結構優化設計分析

李 偉，楊 晨

（鄭州科技學院機械工程學院，河南 鄭州 450064）

1 引言

礦用汽車中的鉸接式車輛主要應用于礦山運輸，承載較大，同時由于道路環境限制，車架常常采用鉸接式布置形式。鉸接式布置可以有效縮短轉彎半徑，提升轉向能力，而被廣泛應用于巷道運輸[1]。此類車輛通常是空載-裝載-滿載-卸載等的往復工作循環，此種形式的工作，對車架形成較大的沖擊載荷作用。因此，設計過程中，需要對車架，尤其是后車架和貨箱的應力分布進行分析，根據結果對設計進行優化，以提升設備的安全性。對此，進行研究，為實際設計提供參考。國內外學者對此進行了一定研究：文獻[2]應用NASTRAN對鉸接式車架的受力進行分析，并對應力較大區域進行優化設計；文獻[3]應用ANSYS對超重型鉸接車進行有限元分析，獲得車架的自振頻率和振型；文獻[4]應用ANSYS對鉸接式車架的承載特性進行分析，獲得較為精確的結構性能參數和受載結果參數；文獻[5]利用ANSYS∕LS-DYNA對有貨箱的裝卸過程進行分析，以獲取最佳的補丁板結構設計。

針對某鉸接式礦用汽車為研究對象，選取不同運行工況下，對后車架和貨箱的受力情況進行分析；基于有限單元法建立后車架的分析模型，以分析結果進行加載和邊界設置，分析四種典型工況下，車架的受力情況，獲取不同工況的應力最大點和應力集中區域；選取結構、材料、焊接等方法，對應力較大和集中區域結構進行優化設計，并對修正后的模型進行分析；基于實車測試，選取極限工況，在應力較大和集中區域布置傳感器，獲取實測結果值，并與仿真結果進行對比分析，以驗證仿真分析和優化設計的可靠性。

2 后車架承載分析

礦用鉸接式車輛滿載卸貨工況，如圖1所示。此類車輛的組成結構主要包括以下部分：前車架、后車架、鉸接裝置、舉升機構、貨箱等[6]。整車滿載貨物為25t，前車架11t，后車架5t，整車尺寸為（9.15×2.96×2.54）m。

圖1 車輛舉升狀態Fig.1 Vehicle Lifting Status

2.1 滿載運行

車輛滿載貨物為25t，此時，貨箱的主要重量集中在與車架的接觸面和鉸接點位置[7]，此時貨箱未舉升，貨箱和車架受力，如圖2所示。

圖2 滿載運行工況受力Fig.2 Stress Under Full Load Operation Condition

圖中：G—總重量；R—貨箱與車架接觸部位的支撐力；N—貨箱與車架的后鉸接軸銷處的力。

對貨箱的力學模型，得到如下的平衡方程：

R點合力矩平衡，則：

此時，車架在水平方向不受力。

對R2作用點取矩，則：

式中：N3和N2，R和R3—互為反作用力，假設R4=R5。

2.2 舉升工況

此時，車輛滿載貨物，而處于停車狀態，油缸開始把貨箱舉升起瞬間的貨箱和車架受力，如圖3所示。

圖3 舉升工況受力分析Fig.3 Force Analysis of Lifting Condition

圖中：F—貨箱與舉油缸的作用力。

對貨箱的力學模型，得出如下的力平衡方程：

重心點力矩為0，則，可得：

其中，F1=Fcosa，F2=Fsina。

根據受力平衡，則：

對R2作用點取矩，則：

對F3作用點取矩，則：

上式中假設P1=P2，R1=R2。由上面的方程可以求解出：P2和R2、R4、R5。

2.3 制動工況

車輛滿載運行，發生制動時，車輛勻速運行的限速為26km∕h，根據載重情況，可得最大制動距離為9.12m。此時的受力情況，如圖4所示。

圖4 制動工況受力分析Fig.4 Force Analysis of Braking Condition

根據達朗伯原理，Fg為慣性力，則：

對R作用點取矩，則：

由達朗伯原理，可知：

由上面的方程可以求解出：P1、P2、R1、R2、R4、R5。

2.4 滿載上坡

車輛滿載運輸時，爬坡工況，運行的坡度角為15°[8]，此時，貨箱和車架的受力分析，如圖5所示。

圖5 上坡工況受力分析Fig.5 Force Analysis of Uphill Condition

勻速上坡時候，忽略了迎風阻力和加速慣性阻力，只考慮上坡阻力，根據受力平衡，則：

對鉸支點取矩：

對下鉸接點取矩為0∑M1=0；對R5作用點取矩為零∑M2=0。由以上的方程可以求出阻力P1、P2、R1、R2、R4、R5。

3 后車架不同工況應力分析

3.1 有限單元模型

后車架由連接板、鉸接板、后橋連接板、檔板等結構組成，不但承受壓力，還承受彎矩。選用殼單元建模模擬[9-10]。除與擺動架連接的前后軸承板用實體單元外，其余均用殼單元建立模型，實體單元與殼單元通過共同的節點連接。前后軸承板選用實體單元是為了更接近真實模型的剛度，因為前后軸承板的厚度過大，如果使用殼單元進行模擬，將與真實的剛度相差過大。

在與擺動架連接的圓形區域也是選用三角形單元進行了細劃處理。后車架模型共有節點6073個。有限單元模型，如圖6所示。車架選用的材料為16Mn，屈服極限[σ]s=345MPa，安全系數設計為n=1.2，則最大許用應力[σ]=287MPa。

圖6 后車架模型Fig.6 Rear Frame Model

3.2 不同工況分析

3.2.1 滿載勻速運行

滿載勻速運行時，只需加載在后車架的相應受力位置，獲得應力集中區域，如圖7所示。

圖7 應力集中區域Fig.7 Stress Concentration Area

從圖中可知，整體受力情況比較均勻，受力不大。受力比較大的位置是后車架與擺動架連接的軸銷作用位置和鵝頸部位，最大應力是101.6MPa，，在材料許可應力的范圍內。

3.2.2 滿載舉升工況

滿載舉升的時候，主要的受力部位是與舉升油缸和與貨箱鉸接處，應力分布云圖，如圖8所示。

圖8 應力分布云圖Fig.8 Stress Distribution Nephogram

如圖可知，滿載進行舉升操作時，開始進入舉升流程時，系統的承載較大，最大變形和受力區域為鵝頸和高副支撐附近，變形和應力集中比較明顯，最大應力值達到235.1MPa，滿足材料的許可應用范圍，同時鉸接點連接區域變形較大，需要予以改進加強。

3.2.3 滿載制動工況

車輛滿載發生制動時，車輛應力最大位置與舉升工況類似，位于高副支撐和車架尾部的鉸接點。應力分布云圖，如圖9所示。由圖可知，在此工況的最大應力為193.2MPa，滿足材料的許可范圍，鵝頸區域為應力集中區域，需進行改進設計。

圖9 應力分布云圖Fig.9 Stress Distribution Nephogram

根據以上分析，獲取不同工況的應力狀態，如表1所示。

表1 各工況應力狀態Tab.1 Stress State of Each Working Condition

由不同工況分析結果可知，車架的整體受力均勻，最大應力值均在許可的范圍之內，當在鵝頸和鉸接點處出現了應力集中，需對相應區域進行優化設計和改進。

3.3 方案優化設計

針對以上分析，從材料、結構和焊接工藝等方面進行改進：材料優化，針對鵝頸和鉸接點處的材料進行優化增厚，其中，鵝頸處材料由原來55mm，變更為65mm，而在鉸接點處增加30mm的支撐筋板；對應力集中處的圓角進行放大，原來的半徑為10mm，放大到15mm；對焊縫的焊接工藝進行調整，增大焊接電流由10kA提升到10.6kA，提升焊接時間，由15ms增加到25ms，增加焊縫的厚度，由3mm提升至5mm，以此提升焊接質量。根據優化設計方案，對車架模型進行修改，進行重新計劃，獲取變化后應力分布，如圖10所示。

圖10 改進后應力分布Fig.10 Stress Distribution After Improvement

由圖可知，通過改進設計以后，應力集中得到明顯改善；獲取滿載舉升工況下的最大應力降低到186.3MPa，得到明顯改善，滿足材料的許可范圍。

4 實車測試分析

為驗證有限元分析及改進方案的可靠性，選用應變片式應力測試系統對關鍵區域進行測試，主要實驗設備及實驗用車，如圖11所示。根據前文分析在應力分布較大的位置黏貼應變片。

圖11 測試系統Fig.11 Test System

根據以上分析結果，在鵝頸處和鉸接點后側加強板處布置傳感器，獲取滿載舉升工況時，最大應力的分布情況。

車輛從空載運行開始，進行測試，整個過程包括裝載、運輸、舉升等，在整個過程中，應力波動變化，最大值分別與仿真值進行比較，如表2所示。

表2 測量點的最大值對比（MPa）Tab.2 Measurement Point Extreme Table（MPa）

分析結果可知，優化設計后，在滿載舉升工況，車架的應力分布得到明顯改善，應力集中現象得到有效改善，同時測試與仿真結果對比可知，二者的誤差控制在6%以內，均小于優化值，表明有限元分析的可靠性，同時驗證了模型的準確與可靠性。

5 結論

（1）結構整體滿足使用，但在滿載舉升工況，鵝頸處和鉸接處存在應力集中和最大值分布，最大值為235.1 MPa，小于材料的需用應力，設計時需要重點關注；（2）針對應力集中和較大位置，采用厚度提升、圓角放大、優化焊接工藝等方案，可以有效改善應力集中現象，最大值具有明顯降低；（3）采用應變片對實車進行測試，滿載舉升工況，最大值分別為195.48MPa、159.21MPa，測試結果與仿真值之間的誤差小于6%，同時均小于優化前的數值，表明優化方案是可行的，優化設計方案和分析結果是可靠的。