重载压裂车副车架的多工况静态强度分析

摘要：为了检验压裂车在不同工况下的车架强度，建立有限元模型，分析副车架在弯曲工况、扭转工况、制动工况、转弯工况、复合工况、工作工况6种工况下的载荷情况，获得其应力分布云图和最大应力点，为针对副车架结构强度的设计改进提供了理论依据。分析结果表明，复合工况下车架的应力最大，为214 MPa，因此在一般的常见工况下应尽量避免扭转工况，从而达到提高整车的使用寿命。

关键词：压裂车；副车架；有限元；静态强度

中图分类号：U469.2 收稿日期：2023-04-22

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2023.10.012

1 前言

随着世界工业的蓬勃发展，页岩气和煤层气等非常规油气的开采和勘探变得越来越重要。近年来国内对煤气层、页岩气资源的开采和对原有的油气田进行增产措施的不断推进，压裂装备就尤为关键，压裂车主要由运载底盘和台上设备所组成，中间通过副车架来连接。压裂车的副车架要承担不平路面引起的变化载荷及上装设备的自重。因此，对压裂车的副车架进行强度分析极为关键，将直接影响整车行驶的安全性[1-2]。

国内外对压裂车副车架的强度研究不够全面。肖文生等[3]对压裂车主副车架有限元模型进行静态强度分析，获得压裂车在弯曲工况和扭转状态下的最大应力应变值。侯雯[4]对压裂车车架进行了4种基本工况的静力学分析。王旱祥等[5]对2500型页岩气压裂车底盘分析车架承载能力，加入动载系数的影响使其更加符合实际情况，完善了大型压裂车车架研究的理论体系。王峻乔等[6]分析了压裂车车架在动态载荷下的应力和变形分布情况。SUN 等[7]利用 Nastran计算并显示了5种工况车架上的危险位置和最大应力位置。因此，站在前人的肩膀上，研究压裂车在静态弯曲工况、转弯工况、扭转工况、制动工况、复合工况、工作工况6种工况并进行有限元分析，分析副车架应力分布情况，查找危险部位，针对性地给出改进优化方法。

2 几何模型和有限元模型

2.1 几何模型的建立

通过CAD和CAE软件相结合，采用三维建模软件Solidworks，建立压裂车副车架的模型，然后无缝连接到Ansa软件中。为了方便分析，需要对几何模型进行简化处理，以提高有限元分析计算的速度和网格的质量，同时避免局部的小特征造成的网格划分困难，将效率和精度进行合理分配，可采用以下几种方法：a.将不受载荷和不起作用的部件进行省略；b.建模时去掉结构中影响不大的小孔；c.去除对结构强度影响很小的圆角、凸台。

2.2 有限元模型的建立

建立有限元模型时，在Ansa软件中导入简化好的模型，对其进行几何清理、抽取中面，划分网格。为了模拟压裂车在路面上的受力情况，需要合理建立支撑单元。通过采用刚性梁单元模拟压裂车中刚度较大的连接部分；悬架系统对于模拟车辆在路面上的支撑和减震效果起着重要作用。为了模拟悬架系统的刚度和阻尼效应，本文采用弹簧单元。弹簧单元能够提供车辆在不平坦路面上的支撑力，并且考虑了刚度与阻尼的组合效果。通过合理设置弹簧单元的参数，可以模拟车辆在路面上的运动特性。之后对其进行网格划分，网格大小主车架采用20 mm，副车架10 mm的S4R单元网格划分，对主副车架之间的连接板和主梁、纵梁部位进行加密网格处理以提高计算精度。采用的材料主要为钢材，其中副车架为Q345B材料，其余上装结构为Q235B，对应的材料力学性能如表1所示，划分完成后网格模型如图1所示。

将发动机、传动箱、水箱、压裂泵等设备以均匀质量点（Mass21单元）的方式进行模拟，这里采用质量点或是集中力对车架的结构应力没有太大的影响，以上简化加载方式，分析结果基本一致[8]，通过RBE3耦合单元与附属支架上的节点进行连接，各上装设备和部件位置的质量如表2、图2所示，图中A为液压系统，B为发动机、传动箱、传动轴，C为冷却水箱，D为压裂泵、管汇系统，E为悬架。

3 工况确定

结合压裂车的实际工况，对下面对6种典型工况进行分析介绍。

a.满载弯曲工况。描述压裂车在路面上匀速移动或静止的情况，此时副车架只会受到来自上装设备的自重引起的弯曲载荷。重力加速度设为9.8 m/s2，选取动载系数为1.1。

b.满载转弯工况。在转弯过程中，压裂车受到离心力的作用产生侧向载荷，其大小取决于转弯半径和速度，模拟压裂车满载情况下以最小转弯半径14.3 m、车速为20 km/h左转弯时的状态，取向右3.01 m/s2的侧向加速度，动载系数为1.1。

c.满载制动工况。当压裂车在行驶中遇到突发情况需要进行加速或减速，就会导致惯性力的产生，惯性力大小与上装设备的质量和制动加速度有关。取制动减速度为5 m/s2，动载系数取1.1。

d.满载扭转工况。压裂车在崎岖路面行驶时，就可能发生扭转变形，极端情况下会出现一轮悬空的情况。这种状态下车架的约束就变得极为不对称，本文取左前轮抬升120 mm，通常情况下，这种扭转变形发生在车辆低速行驶时，惯性载荷较小，动载系数取1.1。

e.复合工况。压裂车不可能孤立的受到以上4种工况的某一种工况，也会组合发生。例如拐弯时必然会有减速过程。所以模拟复合工况以最小转弯半径14.3 m、车速为20 km/h左转弯、0.25 g的制动加速度进行制动，并且两个左后轮下沉120 mm时的工况，动载系数取1.1。

f.工作工况。该工况模拟车辆在上装发动机最大功率（2 250美制马力，即为1 677.825 kW）时，变速箱与压力泵之间的传动轴的扭转作用下的应力分布。

4 载荷与边界

分析模拟压裂车副车架在行驶过程中承受的6种工况，6种工况施加载荷见表3，边界条件见表4。

5 分析结果

弯曲工况下的应力分布如图3a所示，压裂车副车架受到最大应力为159.54 MPa，最大应力点出现在发动机下方主车架边楞处，强度在允许的范围内。

转弯工况的应力分布如图3b所示，从图中可以看出，车架最大应力为147.48 MPa，最大应力位置是与车辆转弯方向相反一侧的发动机支座处，转弯工况由于载荷左右不对称，车辆转弯产生离心力，因此与转弯方向相反的一侧应力相对较大。

制动工况下的应力分布如图3c所示，最大应力140.05 MPa，出现在副车架与上装支架焊接处的位置，制动工况由于制动惯性力的作用，在发动机前支架位置有应力高点，但应力水平较低，主副车架的第一个连接板处存在一定的应力集中。

扭转工况下的应力分布如图3d所示，最大应力174.03 MPa，出现在主副车架与散热器支架的焊接处，因为左前轮的抬升，所以右侧载荷后悬架承担的载荷会增大。

复合工况的应力分布如图3e所示，车架最大应力为214.37 MPa，最大应力位置在第二个横梁加强板处，由于复合工况是将各种载荷进行叠加，实际载荷一般不会出现或出现概率较低，目的是尽可能多地反映车辆的薄弱部位，结果数值一般不作为车辆强度方面的评价依据。

工作工况的应力分布如图3f所示，副车架最大应力为117.80 MPa，最大应力位置副车架与发动机支座的焊接处。

从副车架在各工况下的分析结果见表5，6种工况中最大应力为214.4 MPa，小于Q345B的屈服极限325 MPa。可以看出副车架及附属上装结构的应力均在屈服强度以内，且有较大的安全系数。各种情况下最大应力产生的位置也不一样，需要经过比较研究，针对性地提高车架部分的刚度。在行驶压裂车时应注意控制速度，及时判断路况，并减少应急动作，以增加压裂车的A7lZAttMVQZ9f89WbhClMg==使用寿命和安全性。

6 结语

a.本文完成了压裂车副车架有限元模型，计算得出压裂车副车架在6种工况下的应力云图和危险部位。通过分析得知本副车架强度符合实际要求。应力高点位置一般出现在副车架中部，主要是由于发动机和水箱安装位置决定的，可以对副车架中部进行加强处理。

b.压裂车在道路行驶过程中最大应力发生在复合工况下，不过这种多种工况复合的情况还是比较罕见，在扭转工况下，应力明显大于其他工况，为了提高使用寿命，应尽量避免此种工况。

参考文献：

[1]宋世平，刘大维.重型载货汽车车架静态结构强度分析[J].湖北汽车工业学院学报，2016，30（3）：15-18.

[2]魏安平.专用汽车轻量化设计及发展趋势[J].中国高新区，2020（13）：28.

[3]肖文生，刘忠砚，刘健.基于ANSYSWORKBENCH的压裂车主副车架有限元静态分析[J].专用汽车2012（4）：81-83.

[4]侯雯.2500型压裂车移运过程车架力学性能分析与试验研究[D].成都：西南石油大学，2016.

[5]王旱祥，苑得鑫，张立军.2500型页岩气压裂车底盘车架承载能力分析[J].甘肃科学学报，2015（4）：69-73.

[6]王峻乔，刘健，吴汉川，等.2500型压裂车车架疲劳寿命分析与预测[J].石油机械，2011，39（6）：27-30.

[7]Sun H X，Wei H K，Zhao X F，et al. Finite Element Analysis of Structural Strength of Concrete Mixing Truck’s Frame［J］. Advanced Materials Research，2014，945- 949：1143-1149.

[8]韩立杰.基于CAE的车架强度和扭转刚度分析[J].汽车零部件，2023（2）：34-37.

作者简介：

闫海，男，1997年生，硕士研究生，研究方向为机械工程。

吴承格（通讯作者），男，1977年生，教授，研究方向为交通装备轻量化与控制。