矿用汽车车架建模与结构强度分析

娄 宇，张三川

（郑州大学 机械工程学院，郑州450001）

矿用汽车车架建模与结构强度分析

娄 宇，张三川

（郑州大学 机械工程学院，郑州450001）

为实现矿用汽车车架强度优化设计的数字化验证，利用SolidWorks和ANSYS有限元分析软件对其进行数字化建模，选取满载静止、车轮悬空作为条件进行了分析，结果表明：所设计的车架模型在3种工况下的变形都较小，而扭转工况下的应力较弯曲工况下的更大，前者的最大值为147MPa，后者的最大值仅为43.3MPa.

矿用汽车；车架建模；结构强度；数字化验证

矿用汽车是现代矿山的重要运输设备，属于超廓型非公路车辆.车架是部件总成安装的基体，承载车辆运行时产生的冲击、扭转和交变等动载荷，因此车架设计将直接影响整车使用寿命以及整车设计的技术水平及性能［1］.随着信息化工程建设的推进，数字化设计及验证方法正在成为机械结构设计与分析的不可或缺的工具［2］.本文拟针对某款矿用汽车车架结构，采用ANSYS软件的静态仿真分析功能，探索研究大型车辆设备的数字化验证技术，以期为更大吨位的矿用汽车的优化设计提供参考.

1 车架实体建模

1.1 基本参数

目标矿用汽车如图1（a）所示，其最大装载质量设定为42t，整备质量30t，最大总质量72t；其发动机总功率为373kW，最高车速为56km／h；最大制动距离为18m，最小转弯直径为20m；最大爬坡度为28%；后桥驱动，前、后桥均为油气悬挂.

1.2 实体建模

图1（b）所示为边梁式矿用汽车车架简化模型，由2根相互平行的纵梁和3根横梁焊接而成.其中，纵梁由压形槽钢内侧加封板形成，横梁为管形结构.尾部2个耳座（图中1（b））用于固定后悬挂油缸.

为方便求解，在分析中忽略焊接等因素.模型中，车架中梁与后桥上的A形架的前端连接（图1b中2）；车架与货箱的连接部位用橡胶垫表示（图1（b）中3）；车架的前部左右两侧的立面（图1（b）中4）用于固定前悬挂缸［3］.

2 车架有限元分析

2.1 网格划分

取车架纵向为坐标系的X轴，车架高度方向为坐标系的Y轴，车架横向为坐标系的Z轴.车架有限元模型如图2所示.杨氏模量为2.07E11，泊松比为0.3.根据车架结构特点及其受载后的变形特性，采用SOLID95离散有限元模型，整车车架共有108082个单元，216757个节点.

图2 矿用汽车车架有限元模型

2.2 约束条件及载荷处理

抽取A形架与前、后桥及其轮胎建立有限元模型.考虑弯曲和扭转2种工况.

弯曲工况：A形架与车架之间通过球铰联结，所以此处采用耦合3个平动自由度的方法实现A形架与车架扭力横梁座之间的连接［4－6］.对于前、后桥及其轮胎，将它们的作用位置均移至油气悬挂缸与车架配合部位.前、后悬架均用油气弹簧，其中前悬架为独立悬架，后悬架为非独立悬架.由此认定前悬架处限制车架的轴向及侧向的自由度（X方向、Y方向）；后悬架只限制车架轴向的自由度（X方向）.

扭转工况：假定车架静止满载，然后使一个前轮或一个后轮或两轮同时悬空，则将悬空车轮处的节点约束的自由度全部释放，而未悬空车轮处的节点约束的自由度情况与弯曲工况的相同.在计算过程中，车架主要承受货厢及货物的重力.

为此，设定3种工况：工况一为满载静止弯曲；工况二为满载，左前轮悬空；工况三为满载，左前轮和右后轮同时悬空.

3 计算结果与分析

矿用汽车在满载静止时，由于货物及车厢的重力作用，致使车架要承受很大的载荷，从而产生弯曲.根据前述的约束条件，对划分完成的车架进行约束，并在指定位置加载，载荷是货厢（6.5t）和货物（42t）的总重48.5t，均匀加载到车架与货厢连接的4个部位，并使用均布载荷加载，则均布载荷的大小为2.69×106N／m2.

3.1 工况一

图3（a）所示为车架整体的等效应力图.最大应力为43.3MPa，其中应力较大的部位是纵梁货厢前、后支撑橡胶垫下的部分和前悬挂缸安装支架的立板与纵梁的焊接处.车架的材料采用Q345钢，故而材料的屈服极限为345MPa.可见，车架的最大应力没有超过材料的屈服极限，且安全系数较高，可达到8～9，其他部位的应力相对而言更小，绝大部分的应力值都在10MPa以下.针对这些应力较小的部位，在今后的研究中将对其进行优化设计，以减轻这些部位的重量并节省材料.整车变形如图3（b）所示，最大变形量为0.282mm，最大变形量的位置出现在车厢与车架连接的部位，即橡胶垫处.由图3可见，车架上与悬挂缸连接处及其附近部位以及保险杠附近的变形较小，几乎不变形，这些部位也将是以后优化设计的重点部位［7］.

工况一下的应力和应变分布产生的主要原因是：车辆处在满载静止状态时，车架所受的作用力主要是货箱及货物的重力.由于在本次设计假设中，货箱除了通过橡胶垫与车架相连接外，并无别的方法，故货箱的全部作用力分散施加到4个橡胶垫上，致使橡胶垫处的应力及变形均达到最大.而车架上其他部位所受到的力大都来自驾驶室、发动机及其他零部件的重力，这些力和货箱及货物的重力相比是相当小的，故这些力在车架上产生的应力值及应变值相对来说也是相当小的.

3.2 工况二

和弯曲工况相比，工况二左前轮抬起，则释放车架左前方立面的自由度，其他部位的约束同弯曲工况.车轮抬起时，车架应有一定的倾斜度，该倾斜度会使货厢及货物对车架的载荷（同弯曲工况相比）发生变化，即不会均匀分布到4个接触部位，但考虑到车架承受的重力很大，且倾斜度又较小，4个部位的载荷还可看成近似相等的（工况三相同）.

图4（a）所示为车架整体的等效应力图，最大应力为145MPa.其安全系数较小，应该采取加强措施.应力较大的部位是右纵梁与第一根横梁（从保险杠那头算起，下同）连接的部分及中梁与A形架的前端支座连接处.整个车架中间部位的受力较大，为50～120MPa，安全系数为2～6之间.虽然安全系数满足理论需求，但出于矿用汽车工作环境的考虑，仍将对车架这部分采取加强措施.而车架上前后两端的应力较小，几乎可以忽略不计，这将是以后优化设计的部位.

工况二下的应力分布产生的原因主要是：车架处于悬空状态时，由于约束而使车架处在受转扭状态，造成了对称车架上应力分布的不对称；同时，因为处于悬空状态的部位处节点约束被释放，所以此处的应力较小.

整车车架变形如图4（b）所示.变形过程中也出现了不对称状况，但总体来说，车架变形较小.其中最小变形量为0mm，位于A形架与中间横梁的连接部位及右前悬挂缸、后面两悬挂缸与车架连接处；最大变形量为9.176mm.，位于前保险杠的左前端.相对于车架其他部位而言，左纵梁前方部位的变形较大，变形量为2～8mm.造成前保险杠的左前端变形量最大的原因是左前轮悬空，使前保险杠的左前端的位移最大.

3.3 工况三

图5（a）所示为车架整体的等效应力图，最大应力为147MPa.安全系数较小，应该采取加强措施.应力较大的部位是左纵梁与第三根横梁连接的部分及中梁与A形架前端支座连接处.而车架的屈服极限为345MPa，显然车架的最大应力没有超过材料的屈服极限.从整个车架应力图来看，中间部位的应力较大，为60～130MPa，安全系数为2～5，虽然满足理论要求，但出于矿用汽车工作环境的考虑，仍将对车架这部分采取加强措施；车架前后两端的应力值较小.之所以出现上述现象，是由于悬空状态下的车架受到扭转载荷，致使应力分布不对称；同时，处于悬空状态的部位没有位移约束，应力较小，故两端悬空部位应力值较小.

整车变形如图5（b）所示.变形过程中也出现了不对称状况，但总体来说，车架变形较小.其中最小变形量为0mm，位于右前悬挂缸与车架连接处及左后悬挂缸与车架相连接的耳座处；最大变形量为6.53mm，位于前保险杠的左前端.造成前保险杠的左前端的位移最大的原因是左前轮和右后轮悬空.

4 结 语

通过对矿用汽车车架的3种典型工况下的结构强度的分析可知，车架在3种工况下变形均非常小，几乎可以说不变形.另外，处在静止满载工况下的车架最大应力很小，安全系数也较大，故车架的结构强度大，不易被破坏.悬空时的车架最大应力较大，应力分布不对称，且中梁与A形架连接部位及悬挂缸和车架连接部位的应力也较大，较大应力基本上集中于尖角部位，其余部位的应力值都较小，基本稳定在130MPa以下，有较高的安全系数.通过结果分析，证明了此次建模的可行性.

由于应力较大的部位安全系数低，车架很容易受到破坏，造成严重事故，为此可以采取以下措施，以提高车架的强度：增加与车架相连接部位的焊接板厚度，增加中梁的个数，在受力板上补焊加强筋板，焊接完成后打磨焊缝.至于应力较小的部位，可以适当地减小该处的厚度以及加强筋板，从而减轻车架整体质量.采取上述措施后，就可以为优化设计提供依据.

［1］ 李志勋.LT3242重型自卸车车架结构有限元分析［D］.郑州：河南农业大学，2007.

［2］ 高光华，杨红普.矿用汽车车架结构分析［J］.工程机械，2009，40（5）：40－43.

［3］ 杨珏，张文明，王国彪，等.矿用汽车车架的强度分析［J］.矿山机械，2003，31（9）：17－19.

［4］ 王涛.矿用自卸车车架静动态性能分析［J］.专用汽车，2010，28（3）：54－55.

［5］ 王军，马若丁，王继新，等.矿用自卸车车架强度有限元分析［J］.工程机械，2008，39（11）：29－32.

［6］ 张强.矿用自卸汽车车架强度有限元分析及试验研究［D］.长春：吉林大学，2005.

［7］ 陶怡，刘军.基于有限元法的矿用汽车车架结构分析［J］.河南城建学院学报，2010，19（5）：61－64.

Study on the Modeling and Structural Strength of the Mining Truck Frame

LOU Yu，ZHANG San－chuan
（Zhengzhou University，Zhengzhou 450001，China）

In order to solve problems of the mining truck’s reasonable design and ensure its safety，mining truck frame digital modeling is made by using solidworks；the ANSYS finite element analysis software is used to perform strength analysis，which selects the loaded with static and wheel impending as working condition.The results show that the strains of three working conditions are small；the stress of reverse condition is larger，the maximum is 147MPa；the stress of bending condition is smaller，the maximum is 43.3MPa.

mining truck；frame modeling；structural strength；digital design and verification

TG386

A

10.3969／j.issn.1671－6906.2012.01.010

1671－6906（2012）02－0045－04

2012－02－29

娄 宇（1988－），男，河南新乡人，硕士生.