潮间带运输车动力模块车架结构设计与分析

2016-12-23张三川寇华鹏

制造业自动化 2016年7期

关键词：潮间带运输车纵梁

刘剑，张三川，寇华鹏

（1.郑州大学机械工程学院，郑州 450001；2.郑州新大方重工科技有限公司，郑州 450064）

潮间带运输车动力模块车架结构设计与分析

刘剑1,2，张三川1，寇华鹏1

（1.郑州大学机械工程学院，郑州 450001；2.郑州新大方重工科技有限公司，郑州 450064）

在潮间带区域建造风电场涉及机组部件运输、地基建设和风机安装三大难题，其中首当其冲的

就是运输问题。针对传统的大型船只和陆地重型车辆均无法到达工场的实际，提出设计了一种基于动力模块并车构造的多履带潮间带运输车，并运用SolidWorks和ANSYS软件对动力模块车架建模和静力分析，结果表明：车架弯曲、扭转工况下的应力、变形分布云图显示所设计的运输车车架的强度和刚度符合技术要求，可以满足潮间带风电场运输需要。

潮间带运输车；车架结构；有限元仿真

0　引言

潮间带主要指沿海大潮期的最高潮位与最低潮位之间的潮浸地带，随潮汐涨落而被淹没和露出水面的海域（俗称“滩涂”），以黏土质粉砂为主的潮滩沉积是其典型地质特征[1]，且含水量多，液化程度高，地耐力很低，而采用筑路则工程量巨大[2]。因此在无法采用轮式载重车辆运输的前提下，三一电气[3]采用四组平行长履带和行走部上方独立浮箱相结合的设计，实现履带着地行走和较深潮池区域的浮箱船行，但整车体积庞大，自身从制造企业到施工现场的运输也存在极大问题。郑州新大方[4]则采用四条短履带成组的紧凑设计，并把履带架直接设计成为浮箱结构。本论文拟在文献[4]的基础上，将其改造设计为动力模块，通过并车手段形成可承担塔筒、叶片等大型部件转运的潮间带运输车的构型，然后着重对动力模块车架强度、刚度进行仿真分析和轻量化。

1　潮间带运输车构型与车架建模

1.1潮间带运输车构型

图1为六个动力模块并车构造的潮间带运输车，额定承载重量120吨，其顶层为运载平台，底层为动力模块。动力模块又分为二层，下层为履带行走部总成、上层为底盘总成，（车架、悬架、动力），每个动力模块底盘车架上加装驾驶室后可以独立进行物料运输，动力模块构造如图2所示，1为驾驶室（并车时一般可只保留1～2个），2为履带行走部总成、3为底盘总成，4为动力系统置于动力模块的后端。

图1　潮间带运输车构造

图2　动力模块构造

1.2动力模块车架结构与建模

图3为动力单元车架结构，采用前悬架上方的A点，后悬架前段上方的B及C等三支撑点简支结构，能够很好的适应复杂路面工况，保证每个着力点与地面接触。后悬挂在B、C两点的下方与车架铰接，而在外侧端部处空气弹簧与车架尾梁联接。

图3　动力模块车架结构

车架由两根焊接而成的箱形纵边梁和数根横梁构成。

为减少横梁根数，驾驶室托架、前悬架前端与车架连接处共用横梁Ⅰ，前悬架后端与车架连接处至少采用两根横梁，其中一根横梁加宽，且用多个小肋板增强；动力总成放置处，共设置三根横梁，除尾梁Ⅶ（通过连架杆连接后悬架、支承动力总成）外，一根横梁主要起支承功能，另一横梁在支承动力总成的同时与尾梁一起联接后悬架。由此构造出七根横梁和两根纵梁的履带式车架。

车架采用冷冲压成形和焊接制造，故车架材料应具有较高的屈服强度和良好的冷冲压性能，以及良好的可焊接性和较低的应力集中敏感性，综合考虑初步选取车架材料选择为Q235B[5,6]。车架的材料特性如表1所示。

表1　车架的材料特性

应用SolidWorks软件建立车架三维模型，并导入ANSYS workbench软件生成的有限元模型如图4所示。车架单元类型选为SOLID185，采用自动划分法划分网格，即几何体不规则时采用四面体网格划分，规则时采用六面体划分，划分后车架模型节点数共566509个，网格数共260387个。车架中的小孔、连杆架等小构件对整体车架的强度和刚度影响不大，在有限元分析时对于网格划分、计算结果的收敛性及计算时长影响较大，故进行了简化。

图4　有限元车架模型

2　分析结果与讨论

车架所承受的载荷质量主要为动力总成质量、驾驶室总成质量、货箱货物总成质量以及车架自身质量等，其具体参数如表2所示。

表2　车架的各部分质量载荷

2.1满载弯曲工况

载荷和约束的处理：自重通过建立重力卡片设定重力加速度施加；动力总成、驾驶室总成、箱货物以均布载荷的形式施加在纵梁或横梁相应位置的单元上。约束前悬架与车桥相连接处节点所有方向的自由度以及后平衡悬架与车桥相连接处节点所有自由度。

经过有限元静力学分析计算后，提取车架弯曲工况下的应力分布如图5(a)所示，变形情况如图5(b)所示。

图5　弯曲工况下车架应力与变形云图

由图5(a)可知，车架等效应力最小点在尾梁上，最大等效应力位置在第Ⅳ和第Ⅴ横梁之间的纵梁上，最大等效应力为41.435MPa，远小于车架的1.5倍安全系数许用应力157MPa[7]。同时车架的最大变形在车架中部，其最大变形量为1.2mm，满足刚度要求。

2.2满载扭转工况

满载扭转工况是模拟履带滩涂运输车在满载状态下，以低速通过崎岖不平的路面时，车架遭遇最剧烈的扭转工况，即车轴一侧车轮悬空而另一侧车轮抬高时的状况。

载荷和约束处理：载荷的处理同弯曲工况。释放右后轮车桥与悬架的连接处节点所有自由度，其余约束处理同弯曲工况。

经过有限元计算后，提取车架在扭转工况下的应力分布情况如图6(a)所示，位移变形情况如图6(b)所示。

图6　扭转工况下车架应力与变形云图

由图6可以看出，车架的等效应力最大点在车架尾梁Ⅶ与左纵梁连接处，等效应力最小点在车架尾梁Ⅶ与右纵梁连接处，车架变形最大点在左纵梁与第Ⅴ根横梁连接处，最小点在第Ⅰ根横梁和第Ⅱ横梁中间的左纵梁上。车架的最大等效应力为94.12MPa，大于弯曲工况下的最大等效应力，但远小于车架的许用应力157MPa，满足车架的强度要求。刚度评价指标要求轴间扭转角小于1°/m[7]，根据轴距转化为左前轮轴轴端处的位移应小于35.12mm，由图6知车架的最大变形位移为3.17mm，满足车架刚度要求。

从上述分析结算结果可见，车架结构的强度及刚度都远大于规范要求，有进一步做轻量优化的必要。

2.3车架轻量化优化

通过采用高强材料，以重量最轻为目标，对结构材料及部分结构形式进行改进[8,9]：1）车架采用Q345C材料[10]，并进一步减低截面高度和厚度为原厚度的80%；2）适当将前后悬架材料，也更改为Q345C和设置加强筋板。

约束和加载同优化前，优化后车辆总体重量减轻约20%，利用满载扭转工况对其进行检验，检验结果如图7所示。由图可知，车架等效应力最大点在车架尾梁与左纵梁连接处，和优化前基本相同，其最大等效应力为211.68MPa，小于车架的1.5倍安全系数许用应力230MPa[7]，满足车架的强度要求。车架变形最大点在第Ⅵ横梁和尾梁Ⅶ中间的左纵梁上，相对于优化前有所后移，其最大变形量为5.25mm，满足车架刚度要求。