論文摘要：無論驅(qū)動輪在吊板附近還是兩吊板之間，吊板承受的最大應(yīng)力集中制均在圓角處單側(cè)，見圖4。長期單側(cè)受力時，易在應(yīng)力集中點發(fā)生冷作硬化，產(chǎn)生裂紋，從而影響吊板的使用壽命。此外，吊板結(jié)構(gòu)相對復雜，增加了一定的加工成本。因此，有必要對該結(jié)構(gòu)進行適當優(yōu)化。

　　1環(huán)形軌道結(jié)構(gòu)及載荷計算

　　駕駛室環(huán)形軌道及吊板為主要承載結(jié)構(gòu)，故均選用Q345B材質(zhì)。根據(jù)駕駛室在鋁電解多功能機組的工具小車上的動作過程，初步設(shè)計環(huán)形軌道及吊板結(jié)構(gòu)見圖1。其中以8個吊板底端與環(huán)形軌道焊接作為軌道的支撐結(jié)構(gòu)，且吊板沿環(huán)狀軌道兩垂直中心線方向布置;為保證駕駛室行走輪支撐與吊板不發(fā)生干涉，按圖1b結(jié)構(gòu)設(shè)計吊板。駕駛室以三點式輪壓施加載荷于環(huán)形軌道，其中軌道上表面承受1個驅(qū)動輪輪壓載荷P，軌道下表面承受2個支撐輪輪壓載荷P1，見圖2。駕駛室及其驅(qū)動裝置總重量為4t(即P=40000N)。將上述總重量移至驅(qū)動輪上，則同時產(chǎn)生一個使駕駛室翻轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)矩P×1600N·mm，該轉(zhuǎn)矩由兩個支撐輪平衡，即:P×1600=2×P1×1600!P1=20000N取動載荷系數(shù)1.5[2]，則環(huán)形軌道上施加的載荷分別為:驅(qū)動輪處F=P×1.5=60000N;從動輪處F1=P1×1.5=30000N。

　　2有限元試算

　　基于Ansys有限元分析軟件，采用8節(jié)點六面體solid45實體單元建立環(huán)形軌道結(jié)構(gòu)有限元網(wǎng)格模型。約束施加于吊板兩螺栓孔面上，采用全約束方式。載荷施加分兩種情況:(1)軌道上表面承受輪壓位于吊板附近，見圖3a;(2)軌道上表面承受輪壓位于兩吊板之間中部，見圖3b。經(jīng)計算，無論驅(qū)動輪在吊板附近還是兩吊板之間，吊板承受的最大應(yīng)力集中制均在圓角處單側(cè)，見圖4。長期單側(cè)受力時，易在應(yīng)力集中點發(fā)生冷作硬化，產(chǎn)生裂紋，從而影響吊板的使用壽命。此外，吊板結(jié)構(gòu)相對復雜，增加了一定的加工成本。因此，有必要對該結(jié)構(gòu)進行適當優(yōu)化。

　　3結(jié)構(gòu)優(yōu)化

　　上述分析表明，最大應(yīng)力位置在吊板圓角過渡處，且應(yīng)力值在該處厚度上不等。因此，可通過旋轉(zhuǎn)吊板的安裝角度以使吊板沿厚度方向受力一致。當驅(qū)動輪位于吊板附近時，吊板應(yīng)以整個圓角位置承載，受力效果更好，因此優(yōu)化原設(shè)計思路，將吊板沿環(huán)形軌道軸對稱布置，見圖5a。同時，由于吊板沿環(huán)形軌道徑向排列，驅(qū)動輪支撐對吊板的干涉消除，可簡化吊板結(jié)構(gòu)，見圖5b。

　　3.1靜剛度校核提取Z方向的位移云圖，見圖6。當驅(qū)動輪位于兩吊板之間中部時，模型具有最大變形，且最大變形位移分別為0.821mm。以兩吊板之間軌道長度為跨度L，以L/1000為基準計算，模型受力后位移在允許范圍內(nèi)，故靜剛度滿足要求。

　　3.2靜強度校核提取有限元計算所得應(yīng)力云圖，見圖7。圖7a和圖7b顯示了兩種載荷位置時吊板應(yīng)力分布情況，最大應(yīng)力分別為圖7a191MPa和圖7b135MPa，位于吊板過渡圓角處，且載荷在吊板附近時吊板圓角處沿厚度方向承受應(yīng)力分布均勻，在遠離吊板位置時最大應(yīng)力雖在厚度方向上有偏轉(zhuǎn)，但應(yīng)力也得到減小。

　　4結(jié)論

　　在對鋁電解多功能機組使用環(huán)境及駕駛室動作響應(yīng)要求進行簡單分析前提下，通過初步設(shè)計、驗證、優(yōu)化設(shè)計過程，對駕駛室環(huán)形軌道結(jié)構(gòu)進行了仔細討論，既提供了一種基于現(xiàn)代化手段的先進設(shè)計方法，也探討了駕駛室環(huán)形軌道設(shè)計考慮的重點問題和思路。在當今節(jié)能環(huán)保要求日益嚴峻的趨勢下，制造業(yè)應(yīng)大力提倡現(xiàn)代化設(shè)計方法。