王 輝

（山西霍爾辛赫煤業(yè)有限責任公司， 山西 長治 046000）

引言

煤礦物料運輸是煤礦開采中必不可少的環(huán)節(jié)，無軌膠輪車以其顯著的優(yōu)勢在煤礦運輸領域得到越來越廣泛的應用[1]。但是無軌膠輪車與有軌運輸方式相比較而言也存在一些缺陷，其安全性一直是煤礦企業(yè)重點關注的問題[2]。煤礦開采環(huán)境的復雜性決定了無軌膠輪車行駛路面非常復雜，經常會遇到拐彎路面或者坑洼不平的路面[3]。出現(xiàn)這些情況時，會導致車輛車架受力不平衡，使得車架部分區(qū)域承受循環(huán)載荷作用[4]。長此以往會顯著加劇車架的疲勞損傷，縮短使用壽命，嚴重時可能會引發(fā)重大的安全事故。因此有必要對無軌膠輪車車架在特殊工況下的受力情況進行分析，發(fā)現(xiàn)其存在的問題[5-6]。在此基礎上進行優(yōu)化改進，以提升無軌膠輪車運行的可靠性以及使用壽命。本文基于ABAQUS軟件對無軌膠輪車在拐彎以及路面不平兩種工況下的受力情況進行了分析，提出了優(yōu)化方案。

1 無軌膠輪車的總體結構

礦用無軌膠輪車可分為兩類，分別為剛性無軌膠輪車和鉸鏈無軌膠輪車。前者的優(yōu)勢在于可裝載的煤礦物料更多，適用于短距離運輸。后者是通過鉸鏈將駕駛室和貨箱進行連接，雖然裝載量相對較低，但靈活性更好，適合于長距離運輸。本文主要研究鉸鏈無軌膠輪車，具體型號為WCJ12E，由前后兩部分構成，通過鉸鏈盤和銷軸進行連接。前側主要包括動力裝置、駕駛室及其他操作部分等，后側主要為貨箱及卸載裝置等。前后兩部分都有車架結構，且兩者相互獨立。鉸鏈無軌膠輪車在實際運行過程中，遇到急轉彎時前后部分可以分開進行轉彎。另外，由于前后車架使用的是垂直和水平鉸鏈連接，這種鉸接形式可有效消除車架運行過程中產生的扭矩載荷，使車輛更好地適應復雜工況環(huán)境，提升運行可靠性。

車架是本文的主要研究對象，車架由前車架和后車架兩部分構成，兩者之間通過鉸鏈的形式進行連接，連接部位設計了擺動環(huán)。驅動裝置在前側，后側車廂在前車的拖拽下一起運動。車輛行駛至拐彎區(qū)域時，在擺動環(huán)的作用下實現(xiàn)前車架和后車架的分開拐彎。本文所述WCJ12E型無軌膠輪車，在實際運行時的拐彎角度可以達到135°。前后車架之間的這種鉸鏈形式，能夠確保車輛更好地適應復雜的運行環(huán)境，在遇到拐彎和路面顛簸時，顯著降低車架整體的扭矩。

2 車架受力分析模型的建立

2.1 幾何模型建立

利用Solidworks軟件繪制車架模型。所有模型尺寸嚴格按照WCJ12E型無軌膠輪車車架實際尺寸執(zhí)行。由于車架整體結構復雜，為簡化計算過程提升計算速度，將車架上的圓角、小孔等對計算結果不會造成較大影響的結構進行省略處理。車架整體幾何結構模型見下頁圖1。后續(xù)還需要將模型導入到ABAQUS軟件中進行受力分析，所以將建立好的幾何模型導出為 Parasolid（*.xt）格式。

2.2 材料選擇和單元網格劃分

將Solidworks軟件繪制的幾何模型導入到ABAQUS軟件中進行后續(xù)受力分析模型的建立。WCJ12E型無軌膠輪車的車架利用16Mn合金進行生產加工制造，主要通過焊接的方式進行加工。該種材料的彈性模量和泊松比分別為210 GPa和0.3，密度為7.59×10-9t/mm3，屈服強度為345 MPa。假設材料各向同性，且均勻性良好。將上述材料屬性輸入到ABAQUS軟件中確保計算結果的準確性。

在開展有限元分析時，網格質量會對計算過程和結果產生非常重要的影響。ABAQUS軟件可供選擇的網格單元類型非常多。在充分結合實際情況的基礎上，將前車架和后車架的網格類型選擇為C3D8R，鉸鏈部分的網格類型選擇為C3D4。通過自動的方式進行網格劃分，最終前車架劃分的網格和節(jié)點數(shù)量分別為92 374個和155 498個，后車架劃分的網格和節(jié)點數(shù)量分別為178 629個和256 087個。

2.3 載荷條件設置

主要研究拐彎、路面不平兩種工況下的受力情況。假設無軌膠輪車的行駛速度為28.56 km/h，拐彎的半徑大小為11 m。另外，無軌膠輪車在工作時會經常遇到路面不平的情況，導致車輛4個車輪無法同時著地受力。以左后輪出現(xiàn)懸空無法受力的情況為例進行計算。假設車輛運行時按照額定裝載量裝載，質量為12 t，整車自身質量為11 t。如圖1所示為兩種工況條件下車架的受力情況。

圖1 兩種工況條件下車架的受力情況分析

3 車架受力結果分析與討論

3.1 拐彎工況下的受力情況

假設無軌膠輪車在拐彎過程中車輛行駛穩(wěn)定，不會出現(xiàn)車輪滑動的現(xiàn)象。圖2所示為無軌膠輪車在拐彎過程中的受力和變形情況。從圖2中可以看出，無軌膠輪車的最大應力值為221 MPa，最大應力值出現(xiàn)在后車架右側上表面中部區(qū)域，彈簧座連接區(qū)域的應力值也相對較高，其他部位的應力值整體偏低。車架的最大位移值為7.964 mm，出現(xiàn)最大位移的區(qū)域為后車架右側縱梁的尾部位置，前車架左前側區(qū)域也有少量變形、后車架左側縱梁尾部位置也有少量變形，其他部位基本沒有出現(xiàn)位移變形情況。

圖2 無軌膠輪車拐彎工況下的位移和應力分布情況

3.2 路面不平工況下的受力情況

礦井中的環(huán)境復雜，無軌膠輪車行駛路面通常不是非常平整，車輛在不平整路面上行駛時4個車輪可能會出現(xiàn)無法同時著地的現(xiàn)象，使得其中1個車輪不受力。如圖3所示為無軌膠輪車左后輪懸空工況下的位移和應力分布情況。從圖3中的位移和應力分布情況可以看出，車架的最大位移值為9.762 mm，出現(xiàn)最大位移的區(qū)域為左后輪上部區(qū)域的縱梁。隨著與左后輪距離的不斷增加，車架變形量逐漸降低，前車架部分基本沒有出現(xiàn)位移變形。車架的最大應力值為219.5 MPa，出現(xiàn)最大應力值的區(qū)域為后車架左側縱梁靠前部分，其他區(qū)域的應力值總體偏小，受力情況不是非常顯著。

圖3 無軌膠輪車左后輪懸空工況下的位移和應力分布情況

以上分析的是后車架其中1個車輪不受力時的情況，與前車架中1個車輪不受力時的情況又有差異。因為前車架主要承受的是前側部分車體自身的重量，后車裝載貨物的載重只有很少一部分會傳遞到前車架。因此，當前車架某個車輪不受力時，對整體車架受力和位移的影響較后車輪要小很多。繼續(xù)研究了左前輪不受力時的情況，發(fā)現(xiàn)車架最大位移值和應力值分別為5.739 mm和159.3 MPa。

4 車架結構的優(yōu)化改進措施

以路面顛簸不平時的工況為例進一步分析可以發(fā)現(xiàn)，雖然車架最大應力值都沒有超過材料的屈服強度值，但最大應力值已經達到了219.5 MPa，且車輛在行駛過程中會不斷出現(xiàn)這種循環(huán)狀態(tài)，導致車架承受循環(huán)載荷作用。時間長久后容易導致車架發(fā)生疲勞損傷，最終報廢的情況。因此，有必要對車架結構進行優(yōu)化改進?；谏鲜鼋Y果可知，后車架縱梁部分承受的應力值最大，可以對該部分結構加大尺寸處理。本文將后車架兩側的縱梁結構厚度分別增加8 mm，按照相同的建模過程和方法再次進行模擬分析，同樣假設左后輪不受力，結果如圖4所示。

由圖可知，優(yōu)化改進后車架的位移分布和應力分布規(guī)律與優(yōu)化前基本相同，出現(xiàn)位移最大值和應力最大值的區(qū)域一樣。但位移最大值和應力最大值分別只有4.326 mm和168.3 MPa，與優(yōu)化前相比較存在顯著的降低，降低幅度分別達到了55.69%和23.33%。通過增加后車架縱梁厚度能夠顯著降低車架的最大應力值，進一步提升了車架的安全系數(shù)，避免了車架持續(xù)處于高應力狀態(tài)的情況。

將本文所述的無軌膠輪車車架優(yōu)化方案應用到工程實踐中。在原有車架的基礎上通過焊接的方式，將后車架縱梁厚度增加8 mm，以提升車架的整體剛度。實踐結果表明，通過增加后車架縱梁厚度顯著提升了車架的使用壽命。根據(jù)統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，車架使用壽命至少提升了30%以上，確保了無軌膠輪車的可靠運行，為企業(yè)創(chuàng)造了較大的經濟效益。

圖4 后車架縱梁加厚8 mm后的位移和應力分布情況

5 結論

煤礦路面復雜，無軌膠輪車在運行時車架會受到循環(huán)載荷作用?；贏BAQUS軟件分析了不同工況下車架的位移和受力情況。結果發(fā)現(xiàn)存在應力集中問題，會顯著縮短車架使用壽命。將后車架縱梁結構厚度增加8 mm，進一步模擬分析發(fā)現(xiàn)，通過增加后車架縱梁厚度能顯著降低車架最大應力值。將優(yōu)化方案應用到工程實踐中，顯著提升了膠輪車車架的使用壽命，為企業(yè)創(chuàng)造了顯著的經濟效益。