程熊豪，王秀杰，牛潤芝，付秀芳

(中冶南方工程技術有限公司，湖北 武漢 430223)

帶式輸送機具有結構簡單、輸送距離遠、輸送能力強等優(yōu)點，在機械、電器、化工等行業(yè)具有廣泛的應用。卸料小車是帶式輸送機的單獨部件，其在皮帶設置的軌道上來回移動實現(xiàn)物料的輸送。卸料小車在實際的作業(yè)過程中故障頻發(fā)，直接制約了帶式輸送機對物料的超大運量、高速、長距離運輸。卸料小車車架在經過多次事故之后出現(xiàn)了嚴重的變形，其根源在于結構的剛度、強度不足。有限元法是進行復雜結構靜力分析的常用方法，在結構的改進設計和分析中發(fā)揮著至關重要的作用。有學者對攤鋪機車架在施工作業(yè)過程中出現(xiàn)的變形量過大、易開裂問題，采用有限元法對攤鋪機車架結構進行靜力分析，獲得了車架的應力應變云圖，同時在前后板增加筋板和增加衡量橫截面尺寸來改進車架設計，使得車架變形量過大、易開裂的問題得到了解決。有針對電動輪自卸車車架在扭轉工況下剛度不足，實際服役過程中存在失效風險的問題，采用有限元法對車架進行靜力分析，同時采用拓撲優(yōu)化技術對車架在多工況下的剛度進行多目標優(yōu)化設計，為電動自卸車車架結構改進設計提供了參考。采用有限元法對內燃叉車車架進行靜力分析，指出車架在臨界工況下的最大應力超出了需用應力，同時對車架結構進行改進設計，改進后的車架結構在臨界工況下的最大應力低于車架材料的許用應力。又有學者指出車架作為汽車的承載基體，承載汽車的大部分載荷，采用有限元法構建了半掛車車架計算模型，對半掛車車架在彎曲工況下的靜態(tài)特性進行了仿真模擬，為半掛車車架模型優(yōu)化設計提供了參考。本文采用有限元法，建立帶式輸送機卸料小車車架結構的有限元模型，分析在65 t載荷下的應力和變形云圖，找出卸料小車車架結構的薄弱環(huán)節(jié)；同時對原車架結構進行改進設計，有效解決車架結構剛度和強度不足的問題。

1 卸料小車車架模型簡化

卸料小車車架實際結構比較復雜，建立卸料小車車架幾何模型之前需要進行幾何模型的合理化簡化處理。實際的車架包含有大量的小螺栓孔、小的直角倒角和圓角倒角，這些幾何特征會導致車架在實際的靜力分析時計算量比較大，同時也影響了靜力分析求解的效率和精度，因此在小車車架幾何建模時予以刪除。另外，由材料力學知識可知，在卸料小車車架的結構尺寸突變位置往往會產生應力集中現(xiàn)象，網格比較粗糙將直接影響車架在該位置的應力值，因此必須進行網格的細化，從而達到獲得準確應力的目的。采用有限元法對卸料小車車架結構進行靜力分析時，做出如下基本假設：

(1)車架焊接處焊縫是均勻連續(xù)的，焊接材料的性能與母體材料的性能相同，忽略焊縫不連續(xù)的影響；

(2)忽略車架結構內部的間隙以及由滑移所引起的約束變動。

2 車架結構靜力分析

2.1 車架結構幾何模型

帶式輸送機卸料小車車架在實際的服役過程中出現(xiàn)變形比較大的情況，這使得車體的晃動比較大，小車行車車輪啃道現(xiàn)象嚴重，進而出現(xiàn)碰撞事故。對車架進行靜力分析的基礎是建立車架的三維幾何模型。實際的車架結構比較復雜，包含各種工藝小孔、螺紋孔、直角倒角、倒圓角等，如果在車架建模的過程中不進行刪除，這將會使得車架建模的工作量大大增加，同時也增加了后續(xù)靜力分析的難度?？紤]到車架上各種工藝小孔、螺紋孔、直角倒角、倒圓角等對整個卸料小車車架的應力分布影響比較小，因此在實際的三維建模過程中予以刪除。本文采用CATIA軟件建立卸料小車車架的三維幾何模型，刪除對車架應力影響比較小的結構，最終得到的卸料小車車架三維幾何模型如圖1所示。

圖1 車架三維幾何模型

2.2 車架結構有限元模型

卸料小車車架的材料為Q235碳素結構鋼，其彈性模型=206 GPa，泊松比=0.3，密度=7.85g/cm。將CATIA建立的車架三維幾何模型以.stp格式導出，導入ANSYS Workbench中。設置材料的屬性，選擇單位類型。ANSYS Workbench中常用的實體單元類型有Solid186和Solid187。Solid186為線性實體單元，模擬精度相對較差，但是計算量相對較小。Solid187為非線性實體單元，模擬精度相對較高，但是計算量相對比較大?？紤]計算機的計算能力，本文選擇Solid187非線性實體單元。對車架三維幾何模型采用Solid187單元進行網格劃分，獲得車架有限元模型，共包含238 696個節(jié)點，51 360個單元，結果如圖2所示。

圖2 車架有限元模型

2.3 車架靜力分析工況及邊界

帶式輸送機卸料小車由滾筒、行車輪、驅動裝置、車架等組成，卸料小車車架的上表面和皮帶接觸，為受力區(qū)域。車架2個滾筒位置上表面承受小車的自重和小車上運送物料的質量。在卸料小車車架下方安裝有行車輪，其作用是將運送的物料移動到不同的料倉。在車輪上安裝有抱閘，一旦行車輪移動到料倉，那么就是進行抱閘操作，避免車輪滑動出現(xiàn)溜車?；诖?，在行走輪的工字鋼進行全約束處理，最終設置的受力及邊界結果如圖3所示。

圖3 車架受力及邊界條件

帶式輸送機卸料小車載荷為65 t，在該工況下對車架進行靜力分析，獲得車架的應力云圖和變形云圖。在圖3中，A處為行走輪的連接梁，設置為全約束。B處為和卸料小車接觸處，設定為物料載荷?？紤]自重的影響，在C處設置重力加速度載荷；另外，卸料小車車架是由H型鋼材焊接在一起的，通過綁定的方式來對鋼材之間的焊接進行模擬。

2.4 車架結構靜力分析結果

卸料小車車架采用Q235鋼材焊接而成，其失效形式為塑性變形。采用材料力學第4強度理論(畸變能密度理論)對其進行校核，即無論出于什么樣的應力狀態(tài)，只要畸變能密度達到了材料性能有關的某一極限值，那么材料就會出現(xiàn)屈服失效。第4強度準則：

式中：、、分別為第1主應力、第2主應力和第3主應力；[]為許用應力。許用應力[]為材料的屈服極限除以安全系數(shù)。

采用ANSYS Workbench對卸料小車車架進行靜力分析，獲得卸料小車在65 t載荷下的車架變形云圖和應力云圖，分別如圖4和圖5所示。

圖4 車架變形云圖

圖5 車架應力云圖

由圖4可知，在65 t載荷作用下卸料小車車架的最大位移為17.46 mm，最大位移在卸料小車車架的最右端。

由圖5可知，在65 t載荷作用下卸料小車車架的最大應力=267.5 MPa，最大應力在卸料小車車架后輪支撐梁的支撐端處。Q235鋼材的屈服應力=235 MPa，即

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卸料小車車架結構在65 t載荷作用下會出現(xiàn)局部應力過大的情況，從而導致車架在實際的服役過程中出現(xiàn)撕裂。另外，卸料小車車架的最大位移為17.46 mm，變形量過大，剛度不足，影響帶式輸送機的使用壽命。

3 車架結構改進設計

3.1 車架結構改進思路

由卸料小車車架結構靜力分析結果可知，車架的后端變形量過大，同時在車架后端的行走輪與支撐梁連接處局部應力過大。因此，可以考慮改變連接塊和增加焊接腹板的方式對車架結構進行改進設計，具體改進方案為將H型連接塊更換為實體連接塊，實體連接塊的外形尺寸和原H型連接塊的外形尺寸保持一致，具體如圖6所示。

a) 原結構連接塊 b) 改進結構連接塊

另外，為了增加車架整體的剛度，在車架的兩側梁之間采用焊接的方式增加厚度為20 mm的鋼板，通過增加鋼板可以在一定程度上起到改變車架應力分布的目的?？紤]到增加實心鋼板會導致整個車架過重，同時小車車架焊接無法進行。因此，在鋼板上加工一定尺寸的孔，滿足焊接加工工藝和減輕小車車架質量的目的。車架改進后的結構如圖7所示。

圖7 卸料小車車架改進后結構

3.2 改進后結構靜力分析結果

對改進后的卸料小車車架結構進行靜力分析，分析工況及邊界和原結構保持一致，得到改進后卸料小車車架的變形云圖和應力云圖，分別如圖8和圖9所示。

圖8 改進后車架變形云圖

圖9 改進后車架應力云圖

由圖8可知，在65 t載荷作用下改進后卸料小車車架的最大位移為7.33 mm，最大位移在卸料小車車架的最右端。

由圖9可知，在65 t載荷作用下改進后卸料小車車架的最大應力=1237MPa，滿足強度要求，最大應力在卸料小車車架后輪支撐梁的支撐端處。同時通過對比改進前后車架應力云圖可知，車架的應力分布更為均勻。將帶式輸送機卸料小車車架結構改進前后的靜力分析結果進行對比，結果如表1所示。

由表1可知，卸料小車車架結構改進前后最大應力減少了143.8 MPa，最大變形減少了10.13 mm，最大應力和最大變形量均明顯減少；但是結構改進前后最大應力和最大變形的發(fā)生位置沒有發(fā)生改變。

表1 卸料小車車架結構改進前后分析結果對比

對帶式輸送機卸料小車車架進行結構改進之后，采用有限元法進行靜力分析，結果表明：小車車架的局部強度得到了明顯增強，這使得卸料小車的穩(wěn)定性大大提升。同時，卸料小車在實際的作業(yè)過程中出現(xiàn)的車架變形過大問題也可以得到有效的解決，確保了卸料小車在作業(yè)過程中的安全性。

4 結語

帶式輸送機卸料小車車體晃動大，機架易變形，制約了輸送機的作業(yè)質量和效率。以卸料小車車架為研究對象，采用有限元法對卸料小車車架進行靜力分析。在卸料小車車架后輪支撐梁的支撐端處應力最大為267.5 MPa，小車車架最右端變形最大為10.13 mm，不滿足使用強度和剛度要求。將卸料小車車架原結構的H型連接塊更換為實體連接塊，車架兩側梁之間焊接厚度為20 mm的鋼板并將鋼板上加工一定尺寸的孔，改進小車車架原結構。對改進設計后的車架進行靜力分析，其最大應力123.7 MPa，最大變形為7.33 mm，最大應力和最大變形位置均未發(fā)生改變，滿足使用的強度和剛度要求。