全液压履带式装载机车架有限元动力学分析.pdf

1 ． 1 建立几何模型 由于该装载机车架结构复杂 ，我们采用 P r o ／ E 软件创建实体模型再导人到 H y p e r me s h E 】 中进行 网 格的划分等前处理。 参照 Z Y 6 5 B样机实际尺寸， 适当简化求解计算 规模 ， 对模 型中的倒 角 、 受力影 响不 大的连接 孔和 一 些工艺结构 如凸台 、 凹槽等 予以省略 ， 得 到车架 的三维实体几何模型。 1 ． 2 建立有限元模型 进行有限元分析时 ， 单元网格 的划分及采用单 元类型与大小直接影响计算结构的精度 ， 根据本车 架 的结构特点及大小 ，我们在建立有 限元模型时 ， 选用 S H E L L 单元 ，取单元的尺寸大小为 3 0 m m， 在 焊接处 以 WE L D单元连接 ， 特别注意对应力集 中处 2 模态分析 模态分析是用来确定结构 振动特性的一种技 术 ， 是所有动力学分析类型 的基础 内容 ， 是进行其 它动态特性分析所必需的前期分析过程。装载机是 以车架为主要承载件的半 刚性结构 系统 ， 理论模态 分析仅考虑装载机 车架 的质量和 刚度 。使用 Hy p e r me s h建立 有限元模 型 ， 用 N a s t r a n t 1 作求解器 ， 分 析计算车架的 自然模态频率和振型。由于是分析车 架的 自由模态 ， 无需施加约束[4 1 。大型结构系统的 自 由度虽然很 多， 但往往激励 的高频成分很弱或是系 统的高频成分对振动的贡献度很低。本次理论分析 方法采用的是 L A N C Z O S算法l 5 l ， 频率范围为 0～2 0 0 H z ， 取前 9阶模态 的固有频率如表 1 所示。 一 41 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 表 1 前 9阶模态的固有频率 阶次 频率 ／ H z 阶次 频率 ／ H z 1 41 ． 2 0 6 7 6． 1 0 2 45． 5 0 7 7 7． 0 3 3 4 7． 0 0 8 8 5． 4 3 4 5 1 ． 3 0 9 9 5 ．4 5 5 5 7． 7 0 由分析结果可以看到 ， 作为 自由模态分析 ， 第 1 阶主要是车架底板的局部模态 ， 这对整车的影响较 小 ， 它可以通过形貌优化 ， 利用增加加强肋 的方法 来移除在该频率附近的局部振动[6 1 。在 4 6 H z 和 7 7 Hz 附近的是车架的第 2 ， 7阶整体模态 ， 2阶为平衡 梁的 y轴移动模态 ， 7阶为底板局部 z轴移动复合 模态 图 2 ， 它们对整车影 响较大 ， 其它频率的振动 都为局部模态。 ⋯ r t 蔫一 ‘ c 蠡 y x 图2 底板局部 z轴移动复合模态 3 瞬态响应分析 瞬态动力学分析主要用于确定系统在承受随 时间任意变化的载荷时 的动力学响应 ， 是用来计算 结构强迫动力响应的最一般方法。对车架上各铰接 点所受到的来 自举升液压缸 、 动臂和转斗液压缸的 动态载荷 ， 取一个工作循环周期 ， 利用 N a s t r a n的动 力学求解优势， 对车架进行瞬时响应分析， 得到车 架对外载荷的响应 ， 从而确定危险响应位置点 。在 外载荷激励下 ， 几个关键点时域曲线如图 3所示 。 从图 3可见 ， 这些关键点 的变形基本上都控制 在4 m m以内，只有车架右半轴与右履带连接处在 0 ． 6 s 时，以及车架与平衡支撑梁连接处在 0 ． 5 s 时 的位移响应大于 5 m m， 但从总体来说基本满足了车 架动刚度的要求。 一 42一 图 3关键点时域 曲线 图 4为车架的均方根应力云图 ， 从 图中可以看 出，在车架两侧 内板部分的均方根应力 比较大 ， 这 很有可能导致装载机在工作 时车架 内板强度不够 ， 从而破坏车架。改进的措施是 ， 可 以在 内板应力云 图颜色较深的部分贴一块厚 1 6 m m的耳板 ， 尽量增 大与内板的粘合面积， 以增加该区域的动态强度与 刚度。 图 4 车架的均方根应力云图 4频率响应分析 谐响应 分析主要用于确定线性结构在承受随 时间按简谐规律变化的载荷时的稳态响应 。装载机 振动的主要振源是发 动机 ， 气体爆 炸压力 、 运动件 产生 的惯性力和惯性 力矩通过发动机与车架之间 的连接支撑传递到车架上， 其中由曲轴、 连杆以及 活塞运动的不平衡质量 引起的 1阶 、 2阶往复惯性 力和力矩 ， 较容易引起 车架 的共振 ， 对装载机 的振 动影响较大， 其余影响较小。 装载机在怠速 、 正常行驶 和加速行驶 时 ， 发动 机的转速不一样，其对车辆的激励频率也不一样。 在这里我们选用的发动机型号为 康明斯 N T 8 5 5 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m C 2 8 0型发动机 ， 该机 为 4冲程 、 直列 、 六缸发动机 ， 其基本转速参数为 怠速 n 5 7 5～6 5 0 r ／ mi n ， 额定转 速 1 8 5 0 r ／ mi n ，根据发动机对 车辆的激励频率经验 公式 户 式 中 z为发动机缸数 ； 为发动机冲程数 ； n为发动 机转速 。因此发动机对机器的激励频率为 怠速时激振频率 ／ ．_ 2凡6 ／ 6 0 4 2 8 ． 7 5 - 3 2 ． 5 H z ； 正常行驶时激振频率 户9 2 ． 5 Hz 。 由计算结果可知 ， 发动机 的正常行驶激振频率 避开了车架的低 阶模态频率 ， 但与车架 的高阶模态 频率区域 有重叠 ， 可能引起 汽车的共振 ， 降低车辆 的舒适性并影响其疲劳寿命。怠速时， 发动机的激 振频率已经远低于车架的 l 阶固有频率 ， 尽管整车 的整体固有频率比车架的整体固有频率略高一些 ， 但 由发动机怠速激励 引起共振的可能性很小。因此 应 把发 动机正 常转速 时的激振 频率 对车架 的影响 作为主要研究对象。 针对发动机在不同转速下的频率激励 ， 选用车 架与履带及平衡梁连接的部位为响应点 ， 得到在发 动机激励下 的频域响应特性曲线如图 5 。从频域响 应 曲线可以看出平衡梁响应点在 4 0～5 0 H z 区间 有 1 个峰值 ， 左 、 右半轴响应点在 1 8 0 1 9 0 H z 区间 有 1 个较大的峰值 ，而在 8 0 H z 附近发动机对车架 各响应点的影响非常明显。车架本身的固有频域与 这几个频域刚好有重合处， 因此可以引起一定的共 振。 图 5 车架各处频率响应 曲线 从频率响应的位移云图 图6 及图 7 可以看 出， 在 05 0 Hz 范围内， 发动机 的激励对前车架 的 变整体质量 的前提下 ， 通过优化设计调整车架前部 与横 梁部分 的钢板厚度 ，对 支架及加强肋进行加 强 ， 从而提高车架 的整体弹性模态频率 ； 由于发生 共振时 ，振动响应与结构 阻尼有很 大的直接关 系， 因此可 以采用增 大系统 阻尼 的办法来减小 振动响 应 ， 例如在车架结构表 面涂覆阻尼材料就能达到明 显的减振效果。也可以通过使用动力 吸振器吸收主 振动系统的振动能量 ， 达到降低主振动系统振动的 目的。只要吸振器 的固有频率与激振力 的频率相 同， 吸振器就能起到减振作用 ， 选取吸振器参数 的 限制条件主要为吸振器 的振幅【8 l 。实际上采用阻尼 技术减振的主要优点是不必改变原结构 ， 不需要增 下转第 4 6页 - - - - 43---- 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 的驱动转矩也会变小 ， 马达所驱动的激振器就要变 小， 最后必然导致压路机的振幅降低 ， 这时压实效 果反而变差。因此， 对于振动压路机而言， 振动频率 和振幅是两个相互矛盾的方面 ，但是对于常规工 况 ， 可以根据具体需要寻求到最佳 的结合点 。首先 确定需要 的振幅 ， 再进一步设 计激振器 ， 进而可以 得到激振器的驱动转矩 ，即振动马达的输出转矩。 依据振动马达的转矩要求就可以选取振动马达 ， 也 就可 以得到马达的排量 、 转速等性能参数。最后 ， 再 根据马达的排量 、 转速 、 转矩等参数 ， 选取合适 的振 动泵 。 通常情况下 ，振动压路机的振动频率是可以 调整的，因此振动泵的排量选取必须考虑调节余 量 ， 振动泵 的实 际排量要比满足振动频率条件下的 理论排量大 1 5 ％左右。 4 结束语 通过对新设计 的双钢轮全液压振动压路机的 振动液压系统进行分析可知 ， 该系统完全可以满足 目前 国内市场上对双钢轮振动压路机 的技术性能 要求 ， 而且性能稳定 ， 整个系统相对 比较简单 ， 所选 用 的液压元件都 比较常规化 ， 很容易实现 ， 因此可 以作为一种切实有效的方案进行运用。这一振动液 压系统方案， 也可以为同类产品开发提供技术参考 和借鉴。 参考文献 【 1 】 冯忠绪， 张涛河， 叶东升， 等． 小型振动压实机方案的探 讨[ J 1 ． 筑路机械与施工机械化， 1 9 9 7 1 1 0 一 l 2 ． 【 2 】龙运佳， 王书茂 ， 王聪玲 ， 等． 混沌振动压路机[ J ] ． 建筑 机械， 1 9 9 8 6 1 8 2 1 ． 【 3 】3 王华君． 混沌振动压路机的研制与试验【 R 】 ． 中国工程机 械学会路面与压实机械分会第二界学术年会论文集， 1 99 9． f 4 】肖刚． 双频振动压实机的设计及性能研究【 D 】 ． 西安 长 安大学， 2 0 0 1 ． 【 5 】陈元基． 压实机械与路面机械设计【 M】 ． 北京 机械工业 出版社， 1 9 8 5 ． 【 6 】冯忠绪． 工程机械理论【 M】 ． 北京 人民交通出版社， 2 0 0 4 ． 通信 地址 河南省郑州市 中原区西站路 9 9号郑州宇通重 工有限公司控制技术研究所 4 5 0 0 5 1 收稿日期 2 0 0 9 1 2 1 1 上接第 4 3页 加辅助设备， 不需要外部能源， 占用有效空间少。 5 结语 运用有 限元软件对全液压履带式装载机车架 模型进行 了动力学分析。分析车架的固有频率和振 动特性 ， 获得各 阶模态对 于车架的影 响。通过瞬态 响应分析 ， 得到车架的应力响应情况 ， 并对应力集 中部分提出了优化方案。由于简谐载荷对于装载机 的激励能量主要集 中在低频 区， 通过增加刚度提高 第 1 阶弹性模态频率， 有利于降低整车的振动。根 据 以上分析 ， 提 出相应改进方法 ， 避免 系统产生共 振 、 过载及其它 由受迫振动产生 的有害影响 ， 为进 一 步进行疲劳分析 和车架的改进与优化设 计提供 了理论依据。 参考文献 【 1 ]于开平， 周传月， 谭惠丰，等． H Y P E R ME S H从入f q N精 --- 4 6- 通【 M 】 ． 北京 科学出版社， 2 0 0 5 ． 『 2 12 胡桃华， 宋德朝． 基于 A N S Y S的全液压履带装载机车架 有限元分析【 J 】 ． 机电一体化， 2 0 0 8 6 6 4 7 5 ． 【 3 ] 冷峻， 丁雄飞，杜伟， 等． 利用 N A S T R A N和A D A MS 组合对 装载机进行整车动强度分析Ⅱ l 工程机械,2 0 0 8 7 1 1 - 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