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隨著國內對煤層氣、頁巖氣資源的開采和原有油氣田挖潛增產措施的不斷推進，大型數控壓裂成套設備成為必需品，壓裂車的研究成為關鍵技術之一。壓裂車承受重載沖擊的原因主要是行駛道路的顛簸崎嶇和大泵工作下的劇烈振動，其中彎曲載荷是由壓裂車上裝設備的垂直載荷產生，扭轉載荷是壓裂車經過凹凸路面時車輪被抬起產生的對車架的扭轉力，縱向載荷是加速或制動時產生的慣性力，橫向載荷是由轉彎時車輪受到的離心力產生；因此，對車架的靜動態有限元分析及校核顯得尤為重要。國內外對車架強度相關研究不夠全面，對車架在極限靜態載荷下的失效表現形式進行了討論；Kazuo等對利用有限元靜態強度分析結果指導車架設計過程進行了介紹，這些靜態分析內容只有1種或幾種載荷類型；文獻提到了壓裂車底盤性能匹配的指標和影響因素；文獻的2500型壓裂車疲勞分析與預測只提到道路和大泵工作下的2種工況；文獻的3000型壓裂車雖然分析了5種工況，但由于壓裂車使用環境較為惡劣，工況極其復雜，不能比較全面地代表各種復雜工況。為此，對滿載彎曲、緊急制動、緊急轉彎、滿載扭轉、大泵中壓沖擊、大泵高壓沖擊等6種工況進行了有限元分析，并通過比較各工況下的應力大小及危險部位，針對性地為壓裂車車架結構強度的改進提供依據。
車架模型采用Pro/E三維建模實現，并無縫鏈接到ANSYS中，車架材料為16MnL，泊松比為0.31，彈性模量為212GPa，密度為7870kg/mm3。主副車架單元類型為shell181，懸架采用彈簧單元模擬，其余實體設置為solid186，采用10節點四面體單元和20節點六面體單元劃分有限元網格困。考慮到車架結構比較龐大、復雜，故對其進行簡化：忽略螺栓連接以及鉚接的影響；忽略車架附屬連接構件;主要分析車架主體、上裝設備支撐架、連接件、襯板等關鍵部位；車架焊接部位的影響暫不考慮，用固定連接代替。在幾何清理中，合并小面、忽略對結構無影響的局部倒角，避免局部小特征造成不必要的網格劃分困難。選取合適的單元尺寸， 10-15mm，劃分出的單元總數為15萬3288個，節點總數為50萬1969個，劃分網格模型如圖所示。邊界條件設置如下：在結構計算中，邊界條件就是已知的位移、載荷激勵等約束條件；為保證求解模型的收斂性、有效性，對車架輪胎簡化為固定約束，懸架模擬成spring彈簧，前懸架剛度為256N/mm，后平衡懸架剛度為425N/mm，限制懸架的水平方向上的位移，垂直方向的位移設置為自由；車架上端設備作為集中力的形式加載到車架相應部位，滿足力學方程及矩陣的求解邊界條件。將車載設備簡化為水箱風扇、傳動箱、大泵、發動機、駕駛室幾個質量較大的部件。簡化后的質量分布情況(滿載永久受力載荷)如表所示。
結合壓裂車的實際工況，道路行駛需要經歷滿載彎曲、緊急制動、緊急轉彎、滿載扭轉工況，壓裂工作主要是大泵中壓沖擊、大泵高壓沖擊工況。壓裂車使用環境較為惡劣，工況極其復雜，為方便計算將所有情況歸類為以下6種工況。1)滿載彎曲工況。滿載彎曲情況下用來計算壓裂車滿載低速行駛時的應力分布情況，在18°斜坡行駛工況下，其動載系數選取為1.2-1.5。2)滿載扭轉工況。在大扭曲路面行駛時，設定壓裂車通過某一垂直高度障礙物，某一或某側車輪懸空，其余車輪保持觸地�？紤]動載荷問題，設置動載荷系數為1.5，參考依據見文獻滿載制動工況。行駛過程中因為路況的改變需要進行加速或制動，導致慣性力的產生，慣性力的作用將使得車架承受和行駛方向相反的縱向載荷力，物探車較大的車身及載重即使在加速度較小的情況下依然能產生較大的沖擊載荷。假設在車架縱向施加19.8m/s2的減速度，動載系數為1.5，參考依據見文獻滿載轉彎工況。此工況用來模擬壓裂車的轉彎性能，由于車身及車載設備的質量較大，車架在轉彎時受到的側向離心力仍然較大。在轉彎時假定其車輛橫向加速度為7.8m/s2，動載系數為1.5，參考依據見文獻，大泵中、高壓沖擊工況。三缸泵對車架的橫向沖擊載荷譜通過ADAMS仿真獲得，三缸泵仿真模型見圖204擋大泵橫向沖擊載荷譜見圖308擋大泵橫向沖擊載荷譜見圖404擋轉速為124r/min，仿真時間為0.5s；8擋轉速為300r/min，仿真時間為0.2s，即往復泵的一個工作循環，仿真類型為動力學仿真。
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