随着国内对煤层气、页岩气资源的开采和原有油气田挖潜增产措施的不断推进，大型数控压裂成套设备成为必需品，压裂车的研究成为关键技术之一。压裂车承受重载冲击的原因主要是行驶道路的颠簸崎岖和大泵工作下的剧烈振动，其中弯曲载荷是由压裂车上装设备的垂直载荷产生，扭转载荷是压裂车经过凹凸路面时车轮被抬起产生的对车架的扭转力，纵向载荷是加速或制动时产生的惯性力，横向载荷是由转弯时车轮受到的离心力产生；因此，对车架的静动态有限元分析及校核显得尤为重要。国内外对车架强度相关研究不够全面，对车架在极限静态载荷下的失效表现形式进行了讨论；Kazuo等对利用有限元静态强度分析结果指导车架设计过程进行了介绍，这些静态分析内容只有1种或几种载荷类型；文献提到了压裂车底盘性能匹配的指标和影响因素；文献的2500型压裂车疲劳分析与预测只提到道路和大泵工作下的2种工况；文献的3000型压裂车虽然分析了5种工况，但由于压裂车使用环境较为恶劣，工况极其复杂，不能比较全面地代表各种复杂工况。为此，对满载弯曲、紧急制动、紧急转弯、满载扭转、大泵中压冲击、大泵高压冲击等6种工况进行了有限元分析，并通过比较各工况下的应力大小及危险部位，针对性地为压裂车车架结构强度的改进提供依据。
      车架模型采用Pro/E三维建模实现，并无缝链接到ANSYS中，车架材料为16MnL，泊松比为0.31，弹性模量为212GPa，密度为7870kg/mm3。主副车架单元类型为shell181，悬架采用弹簧单元模拟，其余实体设置为solid186，采用10节点四面体单元和20节点六面体单元划分有限元网格困。考虑到车架结构比较庞大、复杂，故对其进行简化：忽略螺栓连接以及铆接的影响；忽略车架附属连接构件;主要分析车架主体、上装设备支撑架、连接件、衬板等关键部位；车架焊接部位的影响暂不考虑，用固定连接代替。在几何清理中，合并小面、忽略对结构无影响的局部倒角，避免局部小特征造成不必要的网格划分困难。选取合适的单元尺寸， 10-15mm，划分出的单元总数为15万3288个，节点总数为50万1969个，划分网格模型如图所示。边界条件设置如下：在结构计算中，边界条件就是已知的位移、载荷激励等约束条件；为保证求解模型的收敛性、有效性，对车架轮胎简化为固定约束，悬架模拟成spring弹簧，前悬架刚度为256N/mm，后平衡悬架刚度为425N/mm，限制悬架的水平方向上的位移，垂直方向的位移设置为自由；车架上端设备作为集中力的形式加载到车架相应部位，满足力学方程及矩阵的求解边界条件。将车载设备简化为水箱风扇、传动箱、大泵、发动机、驾驶室几个质量较大的部件。简化后的质量分布情况(满载永久受力载荷)如表所示。
      结合压裂车的实际工况，道路行驶需要经历满载弯曲、紧急制动、紧急转弯、满载扭转工况，压裂工作主要是大泵中压冲击、大泵高压冲击工况。压裂车使用环境较为恶劣，工况极其复杂，为方便计算将所有情况归类为以下6种工况。1)满载弯曲工况。满载弯曲情况下用来计算压裂车满载低速行驶时的应力分布情况，在18°斜坡行驶工况下，其动载系数选取为1.2-1.5。2)满载扭转工况。在大扭曲路面行驶时，设定压裂车通过某一垂直高度障碍物，某一或某侧车轮悬空，其余车轮保持触地。考虑动载荷问题，设置动载荷系数为1.5，参考依据见文献满载制动工况。行驶过程中因为路况的改变需要进行加速或制动，导致惯性力的产生，惯性力的作用将使得车架承受和行驶方向相反的纵向载荷力，物探车较大的车身及载重即使在加速度较小的情况下依然能产生较大的冲击载荷。假设在车架纵向施加19.8m/s2的减速度，动载系数为1.5，参考依据见文献满载转弯工况。此工况用来模拟压裂车的转弯性能，由于车身及车载设备的质量较大，车架在转弯时受到的侧向离心力仍然较大。在转弯时假定其车辆横向加速度为7.8m/s2，动载系数为1.5，参考依据见文献，大泵中、高压冲击工况。三缸泵对车架的横向冲击载荷谱通过ADAMS仿真获得，三缸泵仿真模型见图204挡大泵横向冲击载荷谱见图308挡大泵横向冲击载荷谱见图404挡转速为124r/min，仿真时间为0.5s；8挡转速为300r/min，仿真时间为0.2s，即往复泵的一个工作循环，仿真类型为动力学仿真。

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