基于ANSYS仿真優(yōu)化的壓路機機架設(shè)計

李鵬飛

(江蘇省交通技師學(xué)院車輛工程系,江蘇鎮(zhèn)江 212127)

基于ANSYS仿真優(yōu)化的壓路機機架設(shè)計

李鵬飛

(江蘇省交通技師學(xué)院車輛工程系,江蘇鎮(zhèn)江 212127)

為了對壓實設(shè)備的機架進行合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計,進而提高壓實設(shè)備整機的工作性能并改善路面質(zhì)量,以手扶式壓路機為樣機,運用ANSYS軟件對其機架進行了靜力分析和振動模態(tài)分析,并計算其受力變形.結(jié)果表明:靜態(tài)載荷下機架各處位移較小,應(yīng)力均低于機架的屈服強度;機架最低階固有頻率為47．466 Hz,其余固有頻率均大于60 Hz;樣機工作頻率小于機架的固有頻率,不會發(fā)生共振.機架的設(shè)計具有一定的合理性.

機架結(jié)構(gòu)設(shè)計;靜力分析;模態(tài)分析;共振

0 引 言

不管是道路建設(shè)還是道路養(yǎng)護,路面壓實是保證質(zhì)量的一個關(guān)鍵因素,而壓路機性能的優(yōu)劣是保證壓實質(zhì)量的前提[1-5].在壓路機中,機架直接或間接地支承機器的其他零部件,保證各零部件具有確定的相互位置,并將整機的質(zhì)量及機器工作時所承受的各種作用力傳遞給基礎(chǔ),使機器穩(wěn)定在基礎(chǔ)上承受設(shè)備內(nèi)力,是壓路機中承上啟下的關(guān)鍵部件[6-10].因此,機架必須具有足夠的動、靜強度和剛度,以保證壓路機的正常作業(yè)及作業(yè)質(zhì)量.

對壓實樣機機架的有限元分析,可模擬真實情況下機架的應(yīng)力分布和變形情況;因此,在增加機架的可靠性、提高產(chǎn)品質(zhì)量、縮短開發(fā)周期、模擬試驗方案、減少試驗次數(shù)、降低成本等方面具有重要意義[11-15].本文以小型手扶式振動壓路機為例,對其機架進行ANSYS仿真設(shè)計,采用靜態(tài)分析校核其強度和剛度,并通過模態(tài)分析得到機架振動的固有頻率及相應(yīng)振型,從而進一步優(yōu)化設(shè)計方案,降低原材料成本,實現(xiàn)用最少的材料生產(chǎn)最可靠的機架產(chǎn)品,為壓路機的開發(fā)提供一定參考.

1 模型的建立

力學(xué)分析的方法可以分為解析法和數(shù)值法兩類.解析法只能解決一些方程性質(zhì)比較簡單且?guī)缀芜吔缦喈?dāng)規(guī)則的少數(shù)問題.數(shù)值法中應(yīng)用最為廣泛的是有限單元法(FEM,Finite Element Method)[16].即通過建立壓路機機架的計算模型,對機架的各種工況進行受力分析和有限元分析,并計算得出機架在各種工況下的結(jié)構(gòu)信息,如應(yīng)力、變形等情況;還可以直觀地在計算機上看到機架在受載后的彈性變形情況,為合理的設(shè)計提供形象的依據(jù);同時,對機架應(yīng)力、變形的分析和比較,能夠為產(chǎn)品的完善設(shè)計提供有意義的建議.

因此,本文在Pro/E下建立三維模型,依據(jù)壓路機實際受力狀況建立有限元模型,然后導(dǎo)入ANSYS Workbench中進行計算.在ANSYS仿真計算中,網(wǎng)格精度是一個關(guān)鍵,決定著最終計算的速度和精確率[17].為了獲得高質(zhì)量網(wǎng)格以及準(zhǔn)確、快速的計算,需要對機架結(jié)構(gòu)進行一些簡化及假設(shè).

(1)在不影響結(jié)構(gòu)強度和剛度的基礎(chǔ)上,刪除零件中的倒角、倒圓角、孔及螺栓、螺釘?shù)燃毠?jié)特征.

(3)不考慮焊縫對結(jié)構(gòu)材料性能及變形的影響.

(4)忽略將減振塊視為剛性材料對計算結(jié)果產(chǎn)生的影響.

(5)忽略扶手對計算結(jié)果產(chǎn)生的影響.

最終得到簡化后的機架模型如圖1所示.

圖1 機架整體結(jié)構(gòu)幾何模型

2 機架靜力學(xué)分析

2．1 定義材料屬性

機架用來安裝電機并支撐鋼輪,其結(jié)構(gòu)主要由鋼板相互焊接或由螺栓連接而成.本文壓實樣機機架結(jié)構(gòu)材料選用Q235鋼,根據(jù)《機械工程材料》查得Q235鋼的材料屬性,如表1所示.

首先對所需數(shù)據(jù)量進行分析.由于矩陣V的行數(shù)L越大，式(13)中近似得到的高斯分布越準(zhǔn)確，當(dāng)接收數(shù)據(jù)量無窮大時，理論上總是能完成識別.但在實際應(yīng)用環(huán)境下，截獲數(shù)據(jù)量總是有限的.因此，需要對不同誤比特率下識別所需的數(shù)據(jù)量進行分析.

表1 機架結(jié)構(gòu)材料屬性

2．2 網(wǎng)格劃分

對于三維幾何模型而言,軟件中提供了自動網(wǎng)格劃分、四面體網(wǎng)格劃分、六面體網(wǎng)格劃分、掃掠法等多種網(wǎng)格劃分方法.本文對整個裝配體采用自動網(wǎng)格劃分方法,然后對關(guān)鍵區(qū)域已經(jīng)劃分的網(wǎng)格進行單元細化.這里使用軟件默認的20節(jié)點六面體單元(Solid 186)類型,機架網(wǎng)格模型如圖2所示.

圖2 機架網(wǎng)格模型

2．3 邊界條件

壓實樣機進行實際組裝時,機架向下支撐著2個振動輪,向上支撐電機和風(fēng)機等裝置.進行靜力分析時,將機架視為靜止?fàn)顟B(tài),此時與地面接觸的4個機架支撐板支撐著整個機架.因此,應(yīng)對機架4個支撐板底面采用Fixed Support模擬.

在實際工作時,壓實樣機整個機架受力相對簡單.忽略人對扶手的推力作用,整個機架分別承受著電機、風(fēng)機等裝置的重力作用以及2個振動輪在某一瞬時的激振力作用.

對機架在最惡劣情況下的靜力特性進行分析,此時激振力的最大值為2 550 N,電機、風(fēng)機等的重力分別為340、360、510 N.那么,上面支撐板在Y方向的受力分別為340、360、510 N.

在實際中,激振力在某一瞬時并不是單純地作用在一個點上,而是作用在支撐軸旋轉(zhuǎn)的平面上.因此,施加載荷時可將激振力視為均布載荷.設(shè)計中取支撐板圓孔的直徑分別為52 mm和110 mm,則

式中:P1為直徑為52 mm時的均布載荷(Pa);F1為直徑為52 mm時的激振力(N);S1為直徑為52 mm時的支撐板面積(m2);P2為直徑為110 mm時的均布載荷(Pa);F2為直徑為110 mm時的激振力(N);S2為直徑為110 mm時的支撐板面積(m2).

假設(shè)此瞬時激振力向下,則機架左支撐板和右支撐板在Y方向的受力分別為0.975 MPa和0.46 MPa.在Solution Information導(dǎo)航項中添加相關(guān)的求解結(jié)果選項,然后進行求解.

3 靜力學(xué)計算結(jié)果及分析評價

對機架的結(jié)構(gòu)靜力分析求解后,分析并評價其輸出結(jié)果.

3．1 位移分析評價

在靜載荷下機架各個部件出現(xiàn)變形在所難免,但如果在某些部位出現(xiàn)過大的變形則會使機器產(chǎn)生故障,降低工作效率.圖3為機架總變形.

圖3 機架總變形

由圖3可以看出,機架上支撐板由于承受電機等的重量,大部分區(qū)域產(chǎn)生變形.其中,深色區(qū)域為最大變形量,發(fā)生在靠近振動側(cè),值為0.55 mm;向外呈現(xiàn)遞減的趨勢.出現(xiàn)這種現(xiàn)象的原因有2個:一是振動電機偏心放置,二是驅(qū)動電機、風(fēng)機等的布置較為緊密.雖然產(chǎn)生變形的區(qū)域很大,但是變形量都較小,總體來說對機架產(chǎn)生的影響不大.

3．2 應(yīng)力分析評價

應(yīng)力分布主要用來分析機架自身結(jié)構(gòu)的合理性,對機架應(yīng)力的分布情況進行分析不僅可以為機架結(jié)構(gòu)的合理性提供理論支撐,而且為機架結(jié)構(gòu)的設(shè)計及改進提供一定的依據(jù).圖4為機架等效應(yīng)力分布云圖.

從機架的應(yīng)力分布云圖可以看出,機架的等效應(yīng)力分布較為均勻,大部分區(qū)域在25 MPa以下.最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在上支撐板的4個角落,約為35 MPa.這幾個位置正是電機、風(fēng)機等與支撐板的螺栓聯(lián)接處,可見在這幾處出現(xiàn)了應(yīng)力集中現(xiàn)象.

壓實樣機機架的材料選用Q235鋼,其極限應(yīng)力為235 MPa.而由以上分析可知,機架失效危險區(qū)應(yīng)力水平在35 MPa左右,遠小于材料的極限應(yīng)力.因此,機架的強度滿足設(shè)計要求.

圖4 等效應(yīng)力分布動云圖

4 機架模態(tài)分析

模態(tài)分析主要用于確定機構(gòu)或機器部件的振動特性——結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型.求固有頻率和固有振型就是求特征值和特征向量的問題,所求特征值是結(jié)構(gòu)振動的振型對應(yīng)的頻率,特征向量是結(jié)構(gòu)振動的振型.在機架設(shè)計、使用過程中要避免與外界激勵發(fā)生共振,以免造成機器的破壞.對機械系統(tǒng)建立有限元模型,采用動力縮減技術(shù)后其結(jié)構(gòu)動力學(xué)分析的有限元方程為

式中:M為構(gòu)件總質(zhì)量矩陣;K為構(gòu)件總剛度矩陣; C為構(gòu)件總阻尼系數(shù)矩陣;為強迫運動速度;為強迫運動加速度為模態(tài)速度;為模態(tài)加速度;fi為主動力;Rs為反作用力.

求解式(1)可得到結(jié)構(gòu)振動系統(tǒng)的固有頻率、振型等結(jié)構(gòu)固有特征,以及位移、速度、加速度、應(yīng)力、應(yīng)變等動力響應(yīng).通過機械結(jié)構(gòu)有限元模型的模態(tài)分析確定結(jié)構(gòu)部件的頻率響應(yīng)和模態(tài),進一步確定影響結(jié)構(gòu)動態(tài)性能的關(guān)鍵模態(tài)頻率,并以此作為動態(tài)優(yōu)化的重要目標(biāo)函數(shù).

在壓路機機架模態(tài)分析中,遵照靜態(tài)力分析下的數(shù)據(jù)進行計算,得到機架前六階固有頻率,如表2所示,各階振型如圖5～10所示.

圖5為機架一階振型圖,固有頻率為47．466 Hz,主要表現(xiàn)形式為機架中上部Z向擺動,最大擺幅為4.6 mm.圖6為機架二階振型圖,固有頻率為83.496 Hz,主要表現(xiàn)形式為機架上支撐板Y方向擺動,最大擺幅約為14.8 mm.已知壓實樣機要求的工作頻率是10～25 Hz,小于機架的一階固有頻率,因此樣機在工作狀況下一般沒有共振的危險.

表2 機架前六階固有頻率

圖5 一階振型

圖6 二階振型

圖7 三階振型

圖8 四階振型

圖9 五階振型

圖10 六階振型

總體來講,樣機機架固有頻率分布較為密集.通過振型圖可以看出,機架下支撐板振幅偏大,是設(shè)計的薄弱部位.下支撐板支撐著上支撐板及電機、風(fēng)機等,因此需要適當(dāng)加強下支撐板結(jié)構(gòu)強度,保證電機等的工作穩(wěn)定性.

5 結(jié) 語

本文利用ANSYS Workbench對樣機機架進行靜力分析和模態(tài)分析,得到機架變形、應(yīng)力分布及機架的振動特性.機架的靜力學(xué)分析表明,機架整體結(jié)構(gòu)比較合理,靜態(tài)載荷下機架各處位移都比較小,各處應(yīng)力均低于機架材料的屈服強度.模態(tài)分析表明,機架的最低階固有頻率為47．466 Hz,其余階固有頻率均大于60 Hz.機架的質(zhì)量分布較均衡,整體剛度較為合理.樣機工作頻率小于機架的固有頻率,因此不會發(fā)生共振,機架的設(shè)計具有一定的合理性.

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[責(zé)任編輯:王玉玲]

Design of Roller Frame Based on ANSYSSimulation and Optimization

L
I Peng-fei
(Department of Vehicle Engineering,Jiangsu Jiaotong College,Zhenjiang 212127,Jiangsu,China)

In order to rationalize the design of roller frame,thereby improving the work performance of the roller and the quality of roads,the static analysis and vibration modal analysis of the frame were carried out by means of ANSYS based on a prototype of hand-held roller,and the mechanical deformation was calculated．The results show that the displacement of the frame is small under static load,and the stress is lower than the yield strength of the frame;the lowest natural frequency of the frame is 47．466 Hz,and the remaining natural frequencies are higher than 60 Hz;the working frequency of the prototype is lower than the natural frequency of the frame,and no resonance occurs．The design of the frame is of rationality．

design of roller frame;static analysis;modal analysis;resonance

U415．521

B

1000-033X(2017)05-0094-04

2016-11-03

李鵬飛(1981-),男,黑龍江牡丹江人,講師,研究方向為車輛工程.