基于ANSYS的大型固定式液壓破碎機的諧響應分析

曹兵， 王松

（1.馬鋼馬鞍山鋼鐵股份有限公司第二煉鐵總廠，安徽馬鞍山 243002）

0 引言

礦山或其它作業(yè)場合，由于工作環(huán)境和地點的限制，破碎機往往需要實行遙控破碎作業(yè)，以降低工人作業(yè)危險性[1-2]。現階段各破碎機廠家大多開發(fā)了工程機械的遠程遙控技術，在遠觀現場或視頻畫面操作時，需通過多次調整液壓缸的動作進行試湊，逐步逼近打擊點，打擊效率低，打擊點不準確[3]。某公司研制的大型固定式液壓破碎機總重23.1 t，動臂長度達到19.6 m，由于動臂柔性的影響，需對其進行諧響應分析，保證在正常工作時能夠避開這些頻率。

1 建立固定式液壓破碎機有限元模型

在三維CAD軟件中建立固定式液壓破碎機的幾何模型（圖1），導入ANSYS軟件后，采用Solid186單元進行網格劃分，對于固定式液壓破碎機的液壓錘、銷軸聯接處、液壓缸等關鍵部位，采用六面體網格劃分[4-5]。固定式液壓破碎機的液壓破碎錘、連桿、搖桿的材料為45鋼，彈性模量為210 GPa，泊松比為0.269，密度為 7.9×103kg/m3；其余材料為Q345，彈性模量206 GPa，泊松比為0.28，密度為7.9×103kg/m3。由于諧響應分析為線性分析，在進行分析的過程中只有線性行為是起作用的。將固定式液壓破碎機需要設置接觸的兩個節(jié)點進行耦合，耦合它們垂直于平面的方向；而對于銷軸上的接觸，則耦合節(jié)點徑向和軸向的約束。

圖1 固定式液壓破碎機模型

2 工作狀態(tài)下固定式液壓破碎機諧響應分析

諧響應分析可以確定一個結構在已知頻率的載荷最作用下結構的情況?？梢杂嬎愠鼋Y構在一定頻率范圍以內載荷激勵的響應，并且得到一些響應值（通常是位移）對頻率的變化曲線，從這些曲線上能夠找到“峰值”的響應，并且再進一步觀察峰值頻率的應力。如果激振頻率與系統(tǒng)固有頻率相同，受迫振動的振幅就出現了最大值，即發(fā)生了共振，這對系統(tǒng)的結構產生很大危害，因此為了防止共振現象的發(fā)生，應該遠離固有頻率，一般激振頻率要遠離2 Hz以上。

本文采用完全法對固定式液壓破碎機進行諧響應分析，完全法采用完整的系統(tǒng)矩陣進行計算諧響應，結果更加精確。對液壓錘頭釬桿施加打擊力。通過頻率范圍和在頻率范圍內的子步數量來規(guī)定每秒的循環(huán)次數，這里給出0～30 Hz范圍內計算60個子步。采用POST26時間歷程后處理繪制出結構內的特殊點處的位移-頻率曲線，確定臨界的頻率和對應的相角；然后采用POST1通用后處理關系整個結構的臨界頻率和各相位角對應的位移和應力。

3 諧響應分析的計算結果

為了說明問題，選取固定式液壓破碎機振型變化最大的六個節(jié)點，節(jié)點編號分別是1757385（A）、1757386（B）、2272576 （C）、2268681 （D）、1751184（E）、1893721（F）。A、B節(jié)點位于錘頭釬桿，C節(jié)點位于大臂腹板處，D節(jié)點位于大臂油缸處，E節(jié)點位于連桿處，F節(jié)點位于二臂中部。然后通過ANSYS計算，得到各節(jié)點的振動幅值隨著頻率變化的曲線圖，本文列出2個節(jié)點的頻率響應圖。圖中的橫坐標代表簡諧載荷的頻率，單位為Hz，縱坐標代表每一個節(jié)點的振動幅值，單位為mm。三條曲線中藍色的代表X方向，紫色的代表Y方向，紅色的代表Z方向。

固定式液壓破碎機在打擊狀態(tài)下受到外界激勵為0～30 Hz頻率段，在此基礎上整理出各節(jié)點響應峰值所對應的頻率，如表1所示。

從表1中的數據可以看出，各節(jié)點X方向（左右方向）的峰值位移均比較小，最大峰值響應位移僅為0.79 mm，出現在頻率為23.5 Hz時；對于Y方向（垂直方向），在頻率為3 Hz時，節(jié)點出現了峰值響應位移，最大為60.45 mm；在Z軸方向上（前后方向），峰值響應位移出現在3 Hz、8 Hz的頻率上，分別達到了34.6 mm和51.57 mm。整機在Y和Z方向響應幅值比較大，而X方向相對來說比較小。根據上文模態(tài)分析的結果，3 Hz與第二階固有頻率3.177 Hz比較相近，8 Hz與第四階固有頻率7.793 Hz相近，這兩階模態(tài)的振型同樣是在Y和Z方向上有大幅度變形。從節(jié)點上來看，峰值響應位移出現的節(jié)點為A和B，即液壓錘頭的兩個節(jié)點。阻尼對頻率的影響十分微小，但對位移響應卻有一定的影響。本文由于未考慮阻尼的影響，故響應峰值的數值與實際有一定的偏差。而固定式液壓破碎機體型巨大、動臂過長，在現場試驗時布線十分困難，而且在進行打擊時裝在錘頭的傳感器無法發(fā)揮功用等原因的限制，多次的打擊試驗都沒有取得預期的效果。在今后還會進一步對試驗方案進行改進，采用更先進的儀器，進行驗證。

圖2 節(jié)點1757385頻率響應圖

圖3 節(jié)點2272576頻率響應圖

表1 各點峰值頻率及位移

4 結語

綜上所述，低階載荷頻率對整機關鍵部位的響應貢獻十分明顯，在3 Hz與8 Hz頻率附近可能會出現共振。在這兩個頻率范圍內整機關鍵部位的響應位移迅速增大，對液壓破碎機的疲勞破壞和使用壽命產生嚴重影響。因此在進行工作時，打擊頻率直接對整機的壽命產生影響，如果想要使整機的壽命延長，就必須對結構進行優(yōu)化設計，同時還需要盡量避開在危險工作頻率下進行作業(yè)，應當為整機匹配合適的液壓破碎錘，最好能夠實現一機一配。

［參考文獻］

[1] 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,2010,38(5):17-19.

[2] 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):92-95.

[3] CHANG P H,LEE S J.A straight-line motion tracking control of hydraulic excavator system[J].Mechatronics,2002,12(1):119-138.

[4] DU Pingan.Principles of finite element meshing[J].Machinery Deign Manufacture,2000(1):34-36.

[5] 張喻琳,李初曄.基于ANSYS的SY-100L大型立式數控強力旋壓機關鍵零件工作臺箱體設計[J].機械設計與研究,2013,29(6):41-42.

[6] 曾洪茂,周恩浦.沖擊破碎機沖擊速度、沖擊時間和破碎力的確定[J].礦山機械,1994(1):2-5.

[7] 杜文靖.液壓挖掘機工作裝置整體集成有限元分析[J].農業(yè)機械學報,2007,38(10):20-23.

[8] 程鵬,韓剛,王堅.汽車起重機伸縮臂有限元分析及結構優(yōu)化[J].建筑機械,2012(8):88-91.

[9] 宋曙平,錢國忠.GTC-650型拆除機器人工作裝置參數化建模[J].工程機械,2008,39(5):35-37.

[10] 大久保信行.機械模態(tài)分析[M].上海:上海交通大學出版社,1985.

[11] 李曙生.CL250T摩托車車架動態(tài)特性的試驗模態(tài)分析[J].機械設計與制造,2005(11):38.

[12] 馬迅,盛勇生.車架剛度及模態(tài)的有限元分析與優(yōu)化[J].客車技術與研究,2004,26(4):8-11.

[13] 劉坤,吳磊.ANSYS有限元方法精解[M].北京:國防工業(yè)出版社,2005.

[14] 楊香蓮.輪式挖掘機驅動后橋總成動力學分析[D].重慶:重慶交通大學,2012.

[15]楊偉東.CRH2_300型動車組構架結構建模與動力學分析[D].沈陽:東北大學,2010.