基于CAD技术的转运叉车前灯振动抑制研究

范乃吉++苏春洲++熊迁++高东

摘 要：该文针对具有某种实际用途的叉车在运动过程中产生的前车灯振动问题，提出了一种基于计算机仿真与实际测试相结合的抑制方法。该文首先利用三维建模软件Pro/E对车灯进行三维实体建模，然后利用该软件自身的有限元分析模块Pro/MECHANICA对其进行模态分析，计算出其固有频率，其次对其进行结构参数敏感度分析，确定优化目标，再次对该优化目标进行反向求解结构参数，最后对优化结果进行实际测试。测试结果证明，减振效果显著，并已投入实际生产中，可以推广至类似工程问题中。

关键词：车灯 振动抑制 CAD 模拟仿真

中图分类号：TP39 文献标识码：A 文章编号：1672-3791（2014）11（c）-0023-03

转运叉车由于具有装卸与搬运功能，能适应多变的装卸搬运要求，机动灵活，现已成为国内一种产量最多的装卸搬运机械。随着我国基础设施建设的大量投入，从重工业发展到轻工业，甚至人们日常生活越来越离不开叉车。但转运叉车在工作过程中，前车灯由于会受到各种各样因素的影响而产生振动。这种振动往往会干扰人眼正常生理功能的发挥，使视觉模糊，严重影响人眼识别工件位置及路面状况的正确性和灵敏度，甚至影响人体的健康。因此，必须对转运叉车前灯的振动进行有效的控制。该文便是针对具有某种实际用途的转运叉车在工作过程中产生的前车灯振动问题，提出一中基于CAD辅助设计与实际测试相结合的解决方法。

通过大量文献资料的调研，我们发现解决此类车灯振动问题的方法一般有两种：第一种方法为降低振动激励，第二种方法为避免发生共振。为了实现第一种方法我们可以采用下列措施：（1）减小车灯总成的激励，这种方法的实现代价高昂，且不易实现；（2）增加适当的减震元器件或者减震系统，这种方法的技术含量高但花费不多，不易实现。为了实现第二种方法我们可以采用下列措施：（1）改变激励频率，以达到避免共振的目的，但是这种方法的实现是以牺牲车辆整体性能为前提的，因此不宜采纳；（2）改变车灯系统自身的结构参数，进而改变自身的固有频率，以达到避免共振的目的，此方法花费成本较低，且易于设计加工改造。通过以上不同方法、措施的分析比较，最终我们采用改变前灯总成的固有频率来解决该振动问题。

1 改进前测试

为了确定车灯的真实振动情况，我们首先对车灯总成进行了加速度振动测试。

1.1 测试检测系统构成

经分析，转运叉车的发动机为总体的振动源头，通过一系列的振动传递，最终传递至车灯总成处，但是在车灯系统中，我们不妨将护顶架作为振动源头，进行分析。具体加速度传感器的安装位置如图1所示。

1.2 测试结果分析

通过加速度传感器对其振动情况进行测试，并以这些振动加速度的有效值作为评价标准，其测试结果如图2所示。

由上图我们不难看出，车架的振动加速度远小于较小车灯的振动加速度，因此我们断定车灯应为优化改造的主要单元。与此同时，我们发现车灯在960 rpm附近时的振动达到峰值，为左右方向振动，加速度达到，而双杠四冲程发动机做功频率可根据计算得出，因此车灯振动最强频率为32 Hz。

2 三维实体模型的建立

利用Pro/E软件的三维实体建模功能，对车灯系统的各个零部件进行建模，其三维模型如图3所示，边界条件是支架外表面固支。

其中车灯各个零部件的材料和力学性能见表1所示。

3 分析与优化

利用Pro/E软件自身的有限元分析模块Pro/MECHANICA对其进行模态分析。

3.1 模态分析

通过文献调研，我们知道在模态分析中，其前四阶模态的分析是解决此类问题的关键，因此，其固有频率及振型见表2所示。

通过对上表的分析，我们不难发现其二阶频率为32.25 Hz，这一频率与车灯振动最为剧烈时对应的发动机做功频率（32 Hz）最为接近，且振型相同，因此我们可以确定车灯发生了共振，且共振频率为32 Hz。

3.2 敏感度分析

为避免上述共振情况的发生，我们需要对车灯总成的结构参数进行适当的改进。为提高设计效率，我们需要对车灯总成的各个结构参数进行模态敏感度分析。

考虑到加工工艺可行性等因素，选用支架的长度、高度、厚度（如图4所示）以及后灯罩的长度、宽度、高度、厚度（如图5所示）为设计参数分别进行全局敏感度分析。通过大量的模拟分析数据，我们得到了这些结构参数对系统模态的敏感度曲线。对这些曲线进行综合分析之后，我们认为灯罩厚度对该系统的敏感性较强，对系统的二阶频率影响较大，而其他参数影响较小，该结构参数的敏感度曲线如图6所示。

3.3 优化设计

通过上述敏感度分析，我们确定了灯罩的厚度作为我们的优化设计参数。

通过上述分析，我们知道发生共振的频率为32 Hz，所以我们可以提高亦或是降低系统的固有频率，来实现抑制振动的目的。但是激励源头处的发动机工作转速为700～1200 rpm，对应的频率为23.3-40 Hz。所以，如果降低系统的固有频率，就有可能会使车灯总成在发动机正常运转时产生共振。因此，我们只有将系统的固有频率尽量提高，才能使得共振现象消失，考虑到可能出现的误差，我们将优化目标定为50 Hz及以上。

经有限元软件的单目标优化分析，最终得到设计参数的最优值为5.02 mm。考虑到加工的可行性等因素，最终，我们决定采用5 mm厚的灯罩结构来避免车灯系统共振现象的发生。

4 改进后验证

为了验证改进结果，我们对新型车灯及旧型车灯进行振动比较测试。测试系统及传感器安装位置与初步测试一致。新灯与旧灯测试比较结果如图7所示。

当发动机转速处于700～1180 rpm和1450～1800 rpm范围内，新灯振动幅值均在以下；1180～1450 rpm范围内左右方向振动在以上，并且在1300 rpm附近出现峰值，最大值为37m/S2，前后和上下方向的振动幅值均在以下。说明新灯振动剧烈区域已经偏移至1300 rpm附近，与理论值1500 rpm存在一定误差。造成误差有以下两个原因：一是仿真计算的误差，二是测试环境的影响。虽然与理论值存在误差，但实际结果表明已经达到减振目的。endprint

5 结语

该文针对具有某种实际用途的叉车在运动过程中产生的前车灯振动问题，提出了一种基于计算机仿真与实际测试相结合的抑制方法。该文首先利用三维建模软件Pro/E对车灯进行三维实体建模，利用该软件自身的有限元分析模块Pro/MECHANICA对其进行静力学分析，计算出其固有频率，其次对其进行结构参数敏感度分析，确定优化目标，再次对该优化目标进行反向求解结构参数，最后对优化结果进行实际测试。测试结果证明，减振效果显著，并已投入实际生产中，可以推广用至类似工程问题中。

参考文献

[1] Guo，RM. Analysis of chatter vibration phenomena of rolling mills using finite elements methods[J].Iron and Steel Engineer，1998，70（1）：29-39.

[2] Wang G G. Definition and Review of Virtual Proto-typing[J].Journal of Computing and Information Science in Engineering，2002，2（3）：232-236.

[3] 朱石坚，楼京俊，何其伟，等.振动理论与隔振技术[M].北京：国防工业出版社，2006.

[4] 二代龙震工作室.Pro/MECHANICA Wildfire3.0/4.0结构/热力分析[M].北京：电子工业出版社，2008.

[5] 王刚，杨莺，刘少军.虚拟样机技术在工程机械领域的应用[J].工程机械，2003 （8）：11-13.

[6] 姜士湖，闫相桢.虚拟样机技术及其在国的应用前景[J].机械，2003，30（2）：4-91.

[7] 宁晓斌，张文明，王国彪.用虚拟样机技术分析鼓式制动器的振动[J].有色金属，2003，55（2）：105-107.

[8] 李瑞涛，方湄，张文明，等.虚拟样机技术的概念及应用[J].金属矿山，2000，（7）：38-40.

[9] 杨坚，孟祥伟.耕整机扶手架振动机理及减振措施的虚拟研究[J].农业机械学报，2005，36（2）：39-42.

[10] 闻邦椿，刘树英.振动机械的理论与动态设计方法[M].北京：机械工业出版社，2002.endprint