劉繼平　黑保江　王奕睿

摘 要：鉸接式共振道路破碎機(jī)前車架主要用于承載共振系統(tǒng)，水箱，駕駛室等部件，其強(qiáng)度、固有頻率及疲勞對于整車安全至關(guān)重要。本文在分析三種工況的載荷大小以及形式的基礎(chǔ)上，通過ANSYS/WORKBENCH對其強(qiáng)度、模態(tài)以及疲勞進(jìn)行仿真。本文以分析結(jié)果為基礎(chǔ)對前車架進(jìn)行輕量化設(shè)計，輕量化后的車架其質(zhì)量下降12.6%左右。

關(guān)鍵詞：共振破碎機(jī)；車架；有限元

中圖分類號：U463.32 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A 文章編號：1005-2550（2016）06-0102-06

Abstract： The front frame of articulated resonance road crusher is mainly used for carrying the resonance system， the water tank， the cab etc； therefore， The strength， natural frequency and fatigue is very important for the safety of vehicle. In this paper， the strength， mode and fatigue are simulated by ANSYS/WORKBENCH based on the analysis of the load size and form of the three conditions. On the basis of this analysis， the light weight design of the front frame is carried out and the weight of the frame is reduced by 12.6%.

Key Words： articulated resonance crusher； frame； finite element

我國的道路交通發(fā)展迅速，其中在已經(jīng)通車的道路大約有40%是水泥混凝土的路面。隨著我國車輛的增加特別是重載車輛的增多，其對道路的破壞也在加劇，許多道路都出現(xiàn)了嚴(yán)重的破損狀況。如何高效的將這些損壞的道路進(jìn)行破碎重修成為了當(dāng)前急需解決的問題。共振破碎機(jī)以其高效率、低成本以及對環(huán)境影響小而在國外特別是美國被大量的使用。在破碎機(jī)工作過程通過調(diào)整共振系統(tǒng)中共振錘頭敲擊路面的頻率來使路面發(fā)生共振，從而達(dá)到使路面破碎的效果。通過破碎后的混凝土可以被從新利用，這極大的減少了施工過程所造成的垃圾，節(jié)約了大量的成本[1]。國外對于共振破碎機(jī)已經(jīng)進(jìn)行了大量的研究。于1980年和1983年共振試驗臺架以及共振破碎機(jī)發(fā)明的專利被美國的Raymond A. Gurries， Reno， Nev申請了[2-3]。由于美國對相關(guān)技術(shù)的保密，目前國內(nèi)對于破碎機(jī)的研究主要集中在各大高校。西南交通大學(xué)宴星凡[4]利用CAD，有限元等技術(shù)通過反求分析獲得反求參數(shù)對樣機(jī)的反求設(shè)計具有指導(dǎo)意義。武漢理工大學(xué)徐海[5]利用有限元技術(shù)對共振梁的模態(tài)以及完整樣機(jī)的動力學(xué)進(jìn)行仿真分析。武漢理工大學(xué)王曉友[6]利用虛擬樣機(jī)技術(shù)以及臺架試驗對車-路耦合碰撞進(jìn)行仿真分析。

本文以鉸接式共振破碎機(jī)前車架為基礎(chǔ)，通過對其非作業(yè)下的靜載、行走兩種工況以及作業(yè)下的動載工況進(jìn)行受力分析，利用有限元軟件ANSYS/Workbench對其進(jìn)行強(qiáng)度、模態(tài)、以及疲勞仿真研究，并以分析結(jié)果為依據(jù)對其進(jìn)行輕量化研究。

1 整車與前車架模型及其承載分析

1.1 整車與前車架三維模型

本車所研究的鉸接式共振破碎機(jī)整車模型如圖1所示：

破碎機(jī)的車架為鉸接式車架，其可分為前車架與后車架。前車架主要用于安裝共振系統(tǒng)（如：共振梁、配重箱等）、駕駛室、水箱、車輪、彈簧、減震器等部件。前車架的三維模型如圖2所示：

1.2 前車架受載分析

破碎機(jī)在非作業(yè)下的靜載以及行走工況下，配重液壓缸提升拉桿將配重箱以及共振梁抬起以便讓錘頭離開地面。如圖3所示：

當(dāng)破碎機(jī)處于作業(yè)下的動載荷工況時，提升拉桿將配重箱以及共振梁放下，錘頭接觸地面。如圖4所示：

破碎機(jī)前車架在三種工況下的受載情況如圖5所示。當(dāng)破碎機(jī)在靜載荷工況下，其主要承受駕駛室的重力G2與水箱的重力G1，提升配重箱以及共振梁所需的液壓力F1，共振梁對車架的反作用力F2。同時前車架還受到車輪與后車架在鉸接軸處對它的約束U1與U2。

當(dāng)破碎機(jī)在行走工況下，則前車架在靜載荷的基礎(chǔ)上，還要在鉸接軸處添加一個推力F3。

當(dāng)破碎機(jī)在動載荷工況下，前車架的承載與行走工況時相似，在其中由于不需要將配重箱和共振梁提起，所以提升力為F1及共振梁對于車架的反作用力F2由靜載狀態(tài)變成動載狀態(tài)。

其中水箱的重力G1約為16000N，駕駛室的重力G2約為31510N，提升配重箱以及共振梁所需的液壓力F1約為171870N，靜載時共振梁對車架的反作用力F2約為17045N。

2 前車架有限元分析

2.1 前車架有限元模型

本文所研究的前車架結(jié)構(gòu)及形狀復(fù)雜。為了提高網(wǎng)格劃分的成功率以及效率，本文在對其劃分網(wǎng)格之前對前車架做了適當(dāng)?shù)暮喕雎粤似渲幸恍┑菇菆A角以及對結(jié)構(gòu)的承載受力影響不大的一些結(jié)構(gòu)。通過ANSYS/WORKBENCH對簡化后的模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，本次劃分采用實體網(wǎng)格。網(wǎng)格模型如圖6所示：共劃分節(jié)點數(shù)20722，單元數(shù)9950。

2.2 前車架強(qiáng)度分析

將ANSYS/WORKBENCH處理過的模型進(jìn)行約束加載，對于靜載以及行走工況按照圖5的分析進(jìn)行約束與加載。對于動載工況，由于共振梁與其余零部件配合的地方是共振梁的節(jié)點處，理論上，節(jié)點處的位移相對于共振梁的其他位置是不變的，所以，可以把動載的情況處理成為靜載的情況，取成極限值[9]。得到前車架在三種工況的應(yīng)力圖如圖7-9所示：

從以上各圖及表2可以看出，三種工況下前車架最大應(yīng)力均出現(xiàn)在中板的加強(qiáng)筋處，其中靜載荷工況下的最大應(yīng)力值為139.77MPa，行走工況下的最大應(yīng)力值為139.54Mpa，動載工況下的最大應(yīng)力值為192.22Mpa三種工況下的最大位移是發(fā)生在動載工況下，位置為吊耳處，最大值為9.99mm，車架的最大位移變形合理。從應(yīng)力云圖可以看出車架除了在中板、吊耳以及共振梁安裝處應(yīng)力較大外，其余地方應(yīng)力較小。根據(jù)16Mn鋼的材料特性可以知道，其屈服極限為360MPa超過車架的最大應(yīng)力值，因此該車架符合強(qiáng)度要求。

2.3 前車架模態(tài)分析

大多數(shù)的振動對于車輛來說是我們不希望得到的，然而對于破碎機(jī)這種工程車輛來講其恰恰是要利用振動來工作。為了更好的利用振動，使車架不至于發(fā)生共振，因此有必要對車架進(jìn)行模態(tài)分析。

在模態(tài)分析中有自由模態(tài)分析和約束模態(tài)分析。由于在實際工程實踐中，約束條件的復(fù)雜情況是難于預(yù)料的，而且有限元分析中本身存在著假設(shè)，如果約束不準(zhǔn)確將導(dǎo)致很大的誤差。因此本文采用自由模態(tài)分析，分析出車架的固有頻率。

本文利用ANSYS/WORKBENCH對車架進(jìn)行模態(tài)分析，分析結(jié)果如表3所示：

由于前六階表示的是車架的剛體位移，它的頻率為零或者接近于零，這不是我們所關(guān)心的頻率，因此忽略不計。本文提取前14階的模態(tài)結(jié)果，從表3可以看出車架的固有頻率并不在共振破碎機(jī)破碎頻率中（44Hz），但是其中第10階頻率接近于破碎頻率，其振形如圖10所示：

從圖10可以看出，當(dāng)車架達(dá)到第10階模態(tài)時，其振形不是整體振形，而主要是車架左側(cè)后半部分的彎曲振動，其對破碎機(jī)破碎的影響不大，且共振梁與車架之間有環(huán)形橡膠減震元件，可以有效的緩解車架的共振情況。除此之外，還可以通過設(shè)置加強(qiáng)筋板等措施來加強(qiáng)其動剛度。

2.4 前車架疲勞分析

目前很多工程機(jī)械的破壞表現(xiàn)為疲勞破壞，而且由于破碎機(jī)的特殊工作條件，因此前車架的疲勞耐久性對于整個破碎機(jī)的可靠性也是很重要的。本文利用workbench對其進(jìn)行疲勞分析。分析采用恒定振幅載荷Fully Reversed，設(shè)計壽命定為1百萬次循環(huán)，最大和最小載荷的變化幅度分別為50%-150%。其疲勞安全系數(shù)及敏感性結(jié)果如圖11、12所示：

從圖11可以看出最低的安全系數(shù)為1.29，發(fā)生在中板的加強(qiáng)筋處，在設(shè)計壽命內(nèi)，疲勞安全符合要求。從圖12可以看出當(dāng)載荷的變化幅度在120%以內(nèi)時，壽命幾乎不變。

3 前車架的輕量化設(shè)計

3.1 前車架的優(yōu)化模型

由上文的分析我們可以看出，前車架在三種工況下，除了在應(yīng)力集中區(qū)域應(yīng)力值較大之外，其余的應(yīng)力值都比較低。因此前車架有足夠的安全裕度，可以對其進(jìn)行輕量化設(shè)計。

鉸接式共振破碎機(jī)的前車架是由大量的鋼板以及一些橫，縱梁組成的，如果不對其進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化，那么要想降低車架的重量則應(yīng)該考慮減少鋼板的厚度。因此本文以前車架鋼板的厚度T=（t1，t2，……ti）為設(shè)計變量，根據(jù)GB3273-1989可以得到鋼板厚度的取值范圍應(yīng)該小于或等于60 mm。

3.2 前車架的優(yōu)化結(jié)果

通過迭代計算得到的優(yōu)化結(jié)果如表4所示：

從表4我們可以看出，大部分的鋼板厚度都有不同程度的減小，前車架質(zhì)量從未優(yōu)化前的7322kg降低到6401kg，降低約12.6%。表5顯示的是前車架優(yōu)化前后的最大應(yīng)力比較，優(yōu)化后的前車架最大應(yīng)力與未優(yōu)化相比有一定程度的增加，但是總體還是滿足材料屈服極限的要求。此次模態(tài)同樣提取前14階并忽略前6階，從表6我們可以得到優(yōu)化后的前車架其固有頻率也不在共振破碎機(jī)破碎頻率中（44Hz），但其中第10階頻率也較接近破碎頻率，其振形如圖14所示：

從圖14可以看出，優(yōu)化后車架的第10階模態(tài)振形與未優(yōu)化的車架第10階模態(tài)振形一樣，通過上文的分析可知，模態(tài)結(jié)果符合要求。因此整體優(yōu)化較為成功。

4 結(jié)論

（1）本文分析了鉸接式共振破碎機(jī)前車架在靜載荷、行走以及動載這三種工況下的受載情況和約束情況。

（2）根據(jù)前車架的具體結(jié)構(gòu)，在劃分網(wǎng)格時，對前車架進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮喕?。通過WORK BENCH對前車架的強(qiáng)度、模態(tài)、以及疲勞進(jìn)行分析。分析結(jié)果符合要求

（3）本文在有限元分析結(jié)果的基礎(chǔ)上，對前車架進(jìn)行輕量化設(shè)計。優(yōu)化后的車架質(zhì)量降低了12.6%左右。

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