某重型礦用自卸車車廂結構分析與優化

中圖分類號：U463.84 收稿日期：2025-03-14 DOI： 10.19999/j.cnki.1004-0226.2025.07.012

Structural Analysis and Optimization of a Heavy Mining Dump Truck Carriage

Chai Junlin Liu Shuai

CollegeofEnergyandPowerEnginering，InnerMongoliaUniversityofTechnology，HohhotO1o051，China

Abstract：Heavyminingdumptruckcarriagecontiuouslyoperatesundercomplexconditionsandheavyload，soitsstructuralperformanceisveryimportanttovehiclesafetyTherefore，atre-dimensionalgeometricmodelofaheavyminingdumptruckcariageis established，andtenthefiniteelementmeshngisompletedtoconstructthecaiagegridmodel.Testressanddeformatioofthe heavyminingumptruckcariageundertreetypicaldrivingconditionsareaalyedndtenthestructuralotimzationesigiscar riedoutforthestressnddeformationconcentrationparts，andteotimizedstructuralpeformanceisomparedandanalzedhee sultsshowthat，tegeometricmodelandmeshmodelofthecariageholdhighquality，whichcanmettherequirementsoffiniteelementsimulationcalculation.Theructuraloptimizationdsignofthefrontliftinglugs，rearliftinglugsandfrontsidewalleamimproves the stiffness and strength of the carriage.

Key words：Heavy mining dump truck;Carriage structure optimization;Finite element analysis

1前言

重型礦用自卸車是露天礦山開采中的重要機械設備，其載重噸位大，道路條件復雜。因此，作為重型礦用自卸車直接承載的工作部件，車廂結構必須具有足夠高的安全性。

對于車輛部件的結構力學分析，一些學者多采用有限元法對其進行研究[1-4]。趙陽等[5]針對某150t礦用自卸車車廂，以一種基于Workbench模式的混合單元參數化有限元建模分析技術進行了車廂多工況受力分析，采用高強度鋼代替普通結構鋼完成了車廂輕量化設計。萬強等6基于自卸車車廂結構的有限元建模與分析，以車廂結構總質量最小為優化目標對車廂模型進行重構，并對優化前后的結構性能進行了對比。譚麗輝等7針對礦用自卸車，建立了基于有限元網格的貨廂側板與底板對物料顆粒的作用力分布關系。

本研究針對某款重型礦用自卸車車廂，建立其完整且準確的三維幾何模型，獲得較高質量的有限元網格，在三種典型滿載行駛工況下，對車廂堆裝礦山巖石時的結構靜力學進行有限元分析，找到應力與變形集中部位并進行相應結構優化設計，優化后的結構性能分析驗證了優化的有效性。

2重型礦用自卸車車廂三維幾何模型建立

研究選擇內蒙古北方重型汽車股份有限公司生產的NTE150電動輪礦用自卸車，車輛基本參數見表1。其車廂采用深V形底板結構，標準巖石車廂參數見表2。車廂所用材料為高強度鋼，密度 ρ=7850kg/m³ ，彈性模量 E=210GPa ，泊松比 μ=0.3 ，屈服強度 σ_s=550MPa 。

車廂工作應力應不超過許用應力，許用應力 [σ] 與屈服強度 σ_s 的關系為：

式中， [n_s] 為安全系數。

依據文獻[8]，安全系數按照1.5折算，則車廂材料許用應力為 366.67MPa 。

表1NTE150礦用自卸車基本參數

表2NTE150礦用自卸車標準巖石車廂參數

建立完整且準確的三維幾何模型是仿真分析的前提。考慮所建模型的準確性與分析可行性，選擇使用SolidWorks對該重型礦用自卸車車廂進行建模。建模時，充分考慮重型礦用自卸車車廂的殼體結構、幾何形狀以及連接方式來確保模型真實準確，且根據零部件模型結構簡化原則[9-10]做適當簡化處理，建立的車廂三維幾何模型如圖1所示。

3車廂有限元結構靜力學分析

3.1車廂有限元網格劃分

根據建立的車廂三維幾何模型，將裝配體模型設置為對應裝配關系，輸出標準格式并導入到ANSYS軟件中，進行網格劃分。對于三維實體，網格劃分常見類型為四面體網格和六面體網格，六面體網格雖然精度高但計算量大、效率低，同時對模型幾何要求較高[9]。重型礦用自卸車車廂是形狀規則的對稱結構，且局部需要細化網格，故網格劃分選擇四面體網格類型，這樣既能夠確保車廂在周向上不發生畸變，又能夠提高仿真結果的準確性與可靠性。車廂網格劃分時，對于一些微小特征，比如圓孔、直角位置等，精細劃分了網格，其余部位采用 0.1m 的實體四面體網格劃分，最終劃分的網格數量為239004，節點數量為460635，車廂網格模型如圖2所示。

圖1車廂三維幾何模型

圖2車廂網格模型

對車廂網格劃分質量進行評價，其中縱橫比、雅可比比率、網格質量系數、正交質量系數均在0.63～1.00之間，翹曲系數均小于0.5，偏斜系數主要集中在0～0.50之間，綜合說明該網格劃分效果好，可以滿足后續對車廂有限元仿真計算的要求。

3.2典型工況下車廂結構靜力學分析

3.2.1滿載直線工況

礦用自卸車車廂裝滿礦石滿載工況下以均勻速度行駛在有一定顛簸的直線路面上是經常的工作狀態。為此，根據行駛工況條件，對車廂施加載荷，并約束車廂主縱梁三個方向的平移自由度，得到有限元分析結果如圖3所示。

由圖3a可以看出，在滿載直線行駛工況下，車廂最大位移變形量為 9.802mm ，出現在車廂底板末端；由圖3b 和圖3c可以看出，車廂最大等效應力為 258.47MPa ，發生在車廂底端后吊耳位置，由于受力較大產生了應力。

圖3滿載直線工況車廂計算云圖

3.2.2滿載轉向工況

礦用自卸車轉向時雖以低速行駛，但是在轉向過程中車廂內的礦石仍然會受到離心力作用而發生傾斜，車廂就會受到向左或者向右的壓力。根據左轉向行駛工況條件，對車廂施加載荷，并設置相對應的約束條件，得到有限元分析結果如圖4所示。

由圖 4a 可以看出，在滿載轉向行駛工況下，車廂最大位移變形量為 33.144mm ，出現在車廂左側板；由圖4b 和圖4c可以看出，車廂最大等效應力為 611.19MPa ，最大應變為 0.0033547 ;由圖4d可以看出，最大等效應力發生在車廂底板前吊耳位置。

3.2.3滿載緊急剎車工況

礦用自卸車在行駛過程中若遇到危急情況，駕駛員需要緊急剎車。車廂處于滿載狀態，礦用自卸車突然制動，車廂的前板就會受到較大載荷作用而發生變形。為此，本文設定礦用自卸車以 30km/h 的速度行駛時突然制動，且車廂處于滿載情況，基于該工況對礦用自卸車車廂進行有限元仿真計算，具體結果如圖5所示。

c.等效彈性應變云圖

d.最大等效應力云圖

圖4滿載轉向工況車廂計算云圖

由圖5a可以看出，在滿載緊急剎車行駛工況下，車廂最大位移變形量為 18.884mm ，出現在車廂最前端；由圖5b和圖5c可以看出，車廂最大等效應力為 586.48MPa 最大應變為0.002951；由圖5d可以看出，最大等效應力發生在車廂底板前吊耳位置。

a.總變形云圖

b.等效應力云圖

c.等效彈性應變云圖

圖5滿載緊急剎車工況車廂計算云圖

同時，由以上各計算云圖可以看出，在車廂前側壁梁也出現了較大的等效應力與變形。

綜合以上分析可知，車廂后吊耳和前側壁梁應力較為集中，車廂前吊耳的最大等效應力大于屈服極限。因此，需要進行結構優化來滿足強度及剛度要求。

4車廂結構優化與分析

4.1車廂結構優化

車廂前吊耳結構優化設計：由于原來的前吊耳較薄不能夠承受較大載荷，因此增加凸臺增大其與連接處的接觸面積，并且以 5mm 為增量逐步增大前吊耳厚度，直到其滿足要求。前吊耳改進前后對比如圖6所示。

￡a.改進前前吊耳結構 b.改進后前吊耳結構

車廂后吊耳結構優化設計：由于原來的后吊耳加強筋位置承受的等效應力和變形較大，所以將其開孔逐漸縮小，直到其滿足要求。后吊耳改進前后對比如圖7所示。

老牛 a.改進前后吊耳結構 b.改進后后吊耳結構

車廂前側壁梁結構優化設計：原來的前側壁梁位置存在轉角支撐，改進后將對此部分進行加強。前側壁梁改進前后對比如圖8所示。

圖6車廂前吊耳改進前后結構對比

圖7車廂后吊耳改進前后結構對比

圖8車廂前側壁梁改進前后結構對比

4.2車廂結構優化分析

根據改進后的車廂三維幾何模型，將其再次導入ANSYS軟件中，選擇合適的網格大小，并根據行駛工況設置相同的載荷條件與約束條件進行有限元仿真。

改進后滿載直線工況車廂計算云圖如圖9所示。由圖可知，在滿載直線行駛工況下，車廂最大位移變形量為 6.616mm ，最大等效應力為 155.85MPa ，最大應變為 0.00082939 。

圖9改進后滿載直線工況車廂計算云圖

圖10改進后滿載轉向工況車廂計算云圖

改進后滿載轉向工況車廂計算云圖如圖10所示。由圖可知，在滿載轉向行駛工況下，車廂最大位移變形量為 30.173mm ，最大等效應力為 258.47MPa ，最大應變為0.001236。

改進后滿載緊急剎車工況車廂計算云圖如圖11所示。由圖可知，在滿載緊急剎車行駛工況下，車廂最大位移變形量為 15.873mm ，最大等效應力為 328.31MPa ，最大應變為 0.0015646 。

綜合以上因素，車廂結構優化前后最大位移變形量、最大應變和最大等效應力的對比如表3所示。由結果可知，車廂結構優化后，三種典型工況下的最大位移變形量和最大應變均有明顯減少；根據材料許用應力可知，優化后三種典型工況下的最大等效應力均有足夠高的結構安全性，該礦用自卸車車廂的剛度與強度得到了提升。

5結語

a.基于建立的重型礦用自卸車車廂幾何模型所完成的有限元網格劃分質量評價結果表明，該車廂有限元模型質量較高，可以滿足有限元仿真計算的要求。

b.在礦用自卸車三種典型行駛工況下，分析了車廂位移變形量、等效應力和應變的變化情況，確定車廂前吊耳、后吊耳和前側壁梁存在應力集中，分別就其結構進行優化設計，優化后的有限元仿真結果表明，該車廂的剛度與強度得到了提升。

c.對于車廂結構優化還可從輕量化角度考慮，在安全與成本、短期成本投入與長期成本核算中尋求平衡點，提出工程問題的合理解決辦法。

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a.總變形云圖

b.等效應力云圖

圖11改進后滿載緊急剎車工況車廂計算云圖

表3車廂結構優化前后靜力學參數對比

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作者簡介：柴俊霖，女，1979年生，副教授，研究方向為重型礦用車結構設計。