左立生 ，徐必勇 ，羅銘 ，2

(1.安徽驚天液壓智控股份有限公司，安徽 馬鞍山 243000；2.安徽工業(yè)大學，安徽 馬鞍山 243002）

固定式液壓破碎機是一種大功率拆除作業(yè)成套設備，主要應用于各類礦山、采石場破碎機的入料口或格篩處， 進行大塊物料的二次破碎，也可用于冶煉廠對鋼包和冶金爐進行打殼拆包等處理[1，2]。 近年來隨著市場需求，液壓破碎機已向大型、重載、超高和超長方向發(fā)展，整機結構設計及優(yōu)化顯得尤為重要。由于各部件間的耦合作用，不宜采用解析方法得到結構上任意一點的應力、應變和位移，用有限元法卻相對容易實現。近年來有限元法在工程機械結構計算分析中得到了廣泛的應用[3-5]，但是絕大多數應用僅限于對某個關鍵部件或者部分結構進行強度、剛度及模態(tài)分析，由于結構件分開計算時，存在邊界條件及載荷難以確定、結構簡化等問題，從而影響了計算結果的準確性。

GTPH90-8.5/9.5-W 型作為國內自主研發(fā)最大規(guī)格的固定式破碎機，整機重達26 噸，由于工作臂長 （一臂8.5 m/二臂9.5 m， 工作半徑達18 m），若大臂發(fā)生微小振動，則末端執(zhí)行器（液壓錘）會有很大的位移響應，導致無法實現破碎物精確打擊。 本文采用整體有限元分析的思路，采用HyperWorks 軟件建立大型固定式液壓破碎機的有限元分析模型， 利用Nastran 求解器進行了自由模態(tài)和頻率響應分析，為固定式液壓破碎機的結構設計以及優(yōu)化改進設計提供理論依據。

1 整體結構有限元模型的建立

1.1 有限元建模與網格劃分

固定式液壓破碎機的工作機構主要由回轉支承、回轉平臺、液壓馬達、大臂、二臂、液壓錘、大臂油缸、二臂油缸、轉錘油缸及固定地基等組成。 考慮到實際應用工況，本文選用最大工作半徑處姿態(tài)進行建模仿真，如圖1 所示。

圖1 GTPH90-8.5/9.5-W 型固定式破碎機結構

考慮到固定式液壓破碎機結構比較復雜，對有限元模型進行了簡化處理，考慮到整體液壓破碎機質量及其分布的精確性，以等效集中質量單元替代。大臂、二臂、轉錘液壓缸在沖擊作業(yè)中存在軸向伸縮現象，需要定量計入液壓彈簧和活塞桿軸向彈性變形的綜合作用，故采用串聯彈簧方式模擬。 銷軸和螺栓采用Rbar 單元來模擬，用耦合自由度(coupled DOF)來模擬工作裝置相聯的銷軸處轉動副及鉆桿支架的移動副。

1.2 邊界條件

固定式液壓破碎機在實際工作中，回轉底座底板與基礎固定，施加固定約束。 在釬桿和活塞與導向套接觸部分施加由結構運動可能性決定的約束，即允許活塞和釬桿沿著活塞桿軸向方向上下往復運動。 回轉支承外圈與底座連接固定，支承內外圈之間除能相對轉動之外不能發(fā)生其他方向的運動，因此，在回轉支承的內圈施加除繞其軸心（Y 向）旋轉外其它五個自由度的約束。

2 結構模態(tài)分析

模態(tài)分析是研究結構動力學的一種極為重要的分析方法，主要應用于復雜結構的多自由度系統(tǒng)分析。利用模態(tài)分析確定固定式液壓破碎機的振動特性，即固有頻率和振型， 對系統(tǒng)激勵頻率是否等于或接近系統(tǒng)的固有頻率作出精確的定量判斷，以避免共振現象的出現。

固定式液壓破碎機工作裝置主要采用Q345，材料的彈性模量為2.1×105N/mm2，泊松比0.3，密度7.8×103kg/m3。 在建立的有限元計算模型的基礎上，加上計算的約束邊界條件，對固定式液壓破碎機的模態(tài)進行了計算， 求解出此模型的前10階模態(tài)振型，結果如表1 所示。 限于篇幅，本文只給出了其中4 階的模態(tài)振型圖，如圖3 所示。

表1 液壓破碎機模態(tài)頻率及振型描述

圖2 固有頻率振型圖

結構的振動可以表達為各階固有振型的線性組合，其中低階自振頻率所引起的共振往往引起結構較大的應變和應力，高階的影響則很小[6]。因此選取前10 階模態(tài)來分析，由圖2 可以看出，液壓破碎錘和二臂變形較大，底座和大臂變形較小， 因此其振動能量主要分布在液壓錘和二臂上。 液壓破碎錘沖擊頻率為350～500 bpm，其頻率為5.833～8.333 Hz， 液壓破碎機整體結構的第一階固有頻率為4.569 Hz， 第二階固有頻率為11.116 Hz，跨過工作激勵頻域，亦不會產生劇烈的共振現象。但其基頻4.569 Hz 接近工作激勵頻率5.833 Hz 的共振區(qū)，液壓破碎機在此激勵下工作將產生較大幅值的結構動態(tài)響應，所以液壓破碎機要避免長時間連續(xù)在沖擊頻率350 bpm(5.833 Hz)下作業(yè)。

3 頻率響應分析

頻率響應分析是仿真計算結構受到激勵下的響應特征。 液壓破碎機受到沖擊載荷作用時，結構系統(tǒng)之間動能傳遞的時間極短，釬桿頭部直接受到的沖擊激勵是非周期的， 但頻譜是連續(xù)的，可近似采用半正弦波脈沖表示。 液壓破碎機的運動狀態(tài)與沖擊持續(xù)時間和液壓破碎機的固有頻率有關，沖擊載荷作用期間的最大響應將在沖擊頻率等于結構固有頻率時發(fā)生，沖擊載荷作用之后仍存在短暫的自由振動[7]。

3.1 應力響應分析

在0～80 Hz 的激振頻率范圍內，對整體結構施加釬桿Y 向激振力幅為1 N 的半正弦脈沖激勵，采用NASTRAN 的直接頻響分析法和對沖擊激勵進行頻譜分析后模態(tài)疊加法兩種解算方法進行動態(tài)響應仿真，結果誤差小于2%。本文僅給出具有代表性的應力單元的動應力靈敏度響應曲線，圖3 顯示的是不同應力單元隨頻率變化的動應力靈敏度響應曲線。

圖3 不同單元動應力靈敏度響應曲線

從圖3 可看出，在4.6 Hz 附近有第一個顯著的共振峰出現，這正對應于液壓破碎機結構系統(tǒng)的基頻（即第一階固有頻率，4.569 Hz），其它的峰值亦在系統(tǒng)相應的固有頻率共振區(qū)內。在實際的工作頻率5.833 ～8.333 Hz 區(qū)間內，動應力靈敏度響應曲線呈單調下降趨勢，故液壓破碎機工況1在5.833 Hz（350 bpm）的沖擊頻率下作業(yè)時，結構產生最大的動應力靈敏度響應值。

3.2 運動響應分析

從頻響分析出發(fā)，結合固定式破碎機的整體結構模型，以釬桿頭部直接受到的沖擊激勵為振源， 對固定式破碎機工作時的振動問題進行分析，研究了破碎機上一些特征節(jié)點隨頻率變化的位移、速度和加速度響應，通過運動響應分析，可以優(yōu)化破碎機的結構，避免共振的發(fā)生[8]。圖4 列出了沖擊載荷激勵下特征點的運動（位移、速度、加速度）響應曲線。 從中可看出在沖擊載荷激勵下， 各節(jié)點運動參量隨振動頻率變化的規(guī)律，也可顯著反映出系統(tǒng)響應的共振頻段。

圖4 節(jié)點228726（釬桿）沖擊載荷激勵下運動頻響曲線（0-80 Hz）

4 結論

利用solidworks 建立了固定式液壓破碎機的三維模型，然后采用Nastran 軟件對此整機有限元模型進行了模態(tài)特性分析，求出了固定式破碎機的前10 階固有頻率與振型。 發(fā)現固有頻率跨過工作激勵頻域，不會產生劇烈的共振現象。 從頻響分析出發(fā)，以釬桿頭部直接受到的沖擊激勵為振源，對固定式破碎機在工作時的振動問題進行分析，研究了破碎機上一些特征節(jié)點隨頻率變化的位移、速度和加速度響應，通過運動響應分析，分析的結果說明固定式破碎機結構設計較為合理，為后續(xù)的實驗驗證提供了一定理論基礎與參考價值。

[1]羅銘，王興容，郝其昌.固定式液壓破碎機的開發(fā)研制及其應用[J].金屬礦山，2007，(10)：92-96.

[2]徐必勇，羅銘，董春玉等.固定式破碎機虛擬樣機的設計與仿真研究[J].建筑機械，2009，(9)：76-82.

[3]徐必勇，羅銘，劉東光.固定式液壓破碎機工作裝置集成有限元分析[J].礦山機械，2010，(5)：16-20.

[4]張彩芬.工程機械鋼結構設計與結構優(yōu)化的有限元分析的應用[J].制造業(yè)自動化，2012，(4)：142-144.

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