铰接式共振破碎机前车架有限元分析及轻量化设计

刘继平　黑保江　王奕睿

摘 要：铰接式共振道路破碎机前车架主要用于承载共振系统，水箱，驾驶室等部件，其强度、固有频率及疲劳对于整车安全至关重要。本文在分析三种工况的载荷大小以及形式的基础上，通过ANSYS/WORKBENCH对其强度、模态以及疲劳进行仿真。本文以分析结果为基础对前车架进行轻量化设计，轻量化后的车架其质量下降12.6%左右。

关键词：共振破碎机；车架；有限元

中图分类号：U463.32 文献标识码：A 文章编号：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

我国的道路交通发展迅速，其中在已经通车的道路大约有40%是水泥混凝土的路面。随着我国车辆的增加特别是重载车辆的增多，其对道路的破坏也在加剧，许多道路都出现了严重的破损状况。如何高效的将这些损坏的道路进行破碎重修成为了当前急需解决的问题。共振破碎机以其高效率、低成本以及对环境影响小而在国外特别是美国被大量的使用。在破碎机工作过程通过调整共振系统中共振锤头敲击路面的频率来使路面发生共振，从而达到使路面破碎的效果。通过破碎后的混凝土可以被从新利用，这极大的减少了施工过程所造成的垃圾，节约了大量的成本[1]。国外对于共振破碎机已经进行了大量的研究。于1980年和1983年共振试验台架以及共振破碎机发明的专利被美国的Raymond A. Gurries， Reno， Nev申请了[2-3]。由于美国对相关技术的保密，目前国内对于破碎机的研究主要集中在各大高校。西南交通大学宴星凡[4]利用CAD，有限元等技术通过反求分析获得反求参数对样机的反求设计具有指导意义。武汉理工大学徐海[5]利用有限元技术对共振梁的模态以及完整样机的动力学进行仿真分析。武汉理工大学王晓友[6]利用虚拟样机技术以及台架试验对车-路耦合碰撞进行仿真分析。

本文以铰接式共振破碎机前车架为基础，通过对其非作业下的静载、行走两种工况以及作业下的动载工况进行受力分析，利用有限元软件ANSYS/Workbench对其进行强度、模态、以及疲劳仿真研究，并以分析结果为依据对其进行轻量化研究。

1 整车与前车架模型及其承载分析

1.1 整车与前车架三维模型

本车所研究的铰接式共振破碎机整车模型如图1所示：

破碎机的车架为铰接式车架，其可分为前车架与后车架。前车架主要用于安装共振系统（如：共振梁、配重箱等）、驾驶室、水箱、车轮、弹簧、减震器等部件。前车架的三维模型如图2所示：

1.2 前车架受载分析

破碎机在非作业下的静载以及行走工况下，配重液压缸提升拉杆将配重箱以及共振梁抬起以便让锤头离开地面。如图3所示：

当破碎机处于作业下的动载荷工况时，提升拉杆将配重箱以及共振梁放下，锤头接触地面。如图4所示：

破碎机前车架在三种工况下的受载情况如图5所示。当破碎机在静载荷工况下，其主要承受驾驶室的重力G2与水箱的重力G1，提升配重箱以及共振梁所需的液压力F1，共振梁对车架的反作用力F2。同时前车架还受到车轮与后车架在铰接轴处对它的约束U1与U2。

当破碎机在行走工况下，则前车架在静载荷的基础上，还要在铰接轴处添加一个推力F3。

当破碎机在动载荷工况下，前车架的承载与行走工况时相似，在其中由于不需要将配重箱和共振梁提起，所以提升力为F1及共振梁对于车架的反作用力F2由静载状态变成动载状态。

其中水箱的重力G1约为16000N，驾驶室的重力G2约为31510N，提升配重箱以及共振梁所需的液压力F1约为171870N，静载时共振梁对车架的反作用力F2约为17045N。

2 前车架有限元分析

2.1 前车架有限元模型

本文所研究的前车架结构及形状复杂。为了提高网格划分的成功率以及效率，本文在对其划分网格之前对前车架做了适当的简化，忽略了其中一些倒角圆角以及对结构的承载受力影响不大的一些结构。通过ANSYS/WORKBENCH对简化后的模型进行网格划分，本次划分采用实体网格。网格模型如图6所示：共划分节点数20722，单元数9950。

2.2 前车架强度分析

将ANSYS/WORKBENCH处理过的模型进行约束加载，对于静载以及行走工况按照图5的分析进行约束与加载。对于动载工况，由于共振梁与其余零部件配合的地方是共振梁的节点处，理论上，节点处的位移相对于共振梁的其他位置是不变的，所以，可以把动载的情况处理成为静载的情况，取成极限值[9]。得到前车架在三种工况的应力图如图7-9所示：

从以上各图及表2可以看出，三种工况下前车架最大应力均出现在中板的加强筋处，其中静载荷工况下的最大应力值为139.77MPa，行走工况下的最大应力值为139.54Mpa，动载工况下的最大应力值为192.22Mpa三种工况下的最大位移是发生在动载工况下，位置为吊耳处，最大值为9.99mm，车架的最大位移变形合理。从应力云图可以看出车架除了在中板、吊耳以及共振梁安装处应力较大外，其余地方应力较小。根据16Mn钢的材料特性可以知道，其屈服极限为360MPa超过车架的最大应力值，因此该车架符合强度要求。

2.3 前车架模态分析

大多数的振动对于车辆来说是我们不希望得到的，然而对于破碎机这种工程车辆来讲其恰恰是要利用振动来工作。为了更好的利用振动，使车架不至于发生共振，因此有必要对车架进行模态分析。

在模态分析中有自由模态分析和约束模态分析。由于在实际工程实践中，约束条件的复杂情况是难于预料的，而且有限元分析中本身存在着假设，如果约束不准确将导致很大的误差。因此本文采用自由模态分析，分析出车架的固有频率。

本文利用ANSYS/WORKBENCH对车架进行模态分析，分析结果如表3所示：

由于前六阶表示的是车架的刚体位移，它的频率为零或者接近于零，这不是我们所关心的频率，因此忽略不计。本文提取前14阶的模态结果，从表3可以看出车架的固有频率并不在共振破碎机破碎频率中（44Hz），但是其中第10阶频率接近于破碎频率，其振形如图10所示：

从图10可以看出，当车架达到第10阶模态时，其振形不是整体振形，而主要是车架左侧后半部分的弯曲振动，其对破碎机破碎的影响不大，且共振梁与车架之间有环形橡胶减震元件，可以有效的缓解车架的共振情况。除此之外，还可以通过设置加强筋板等措施来加强其动刚度。

2.4 前车架疲劳分析

目前很多工程机械的破坏表现为疲劳破坏，而且由于破碎机的特殊工作条件，因此前车架的疲劳耐久性对于整个破碎机的可靠性也是很重要的。本文利用workbench对其进行疲劳分析。分析采用恒定振幅载荷Fully Reversed，设计寿命定为1百万次循环，最大和最小载荷的变化幅度分别为50%-150%。其疲劳安全系数及敏感性结果如图11、12所示：

从图11可以看出最低的安全系数为1.29，发生在中板的加强筋处，在设计寿命内，疲劳安全符合要求。从图12可以看出当载荷的变化幅度在120%以内时，寿命几乎不变。

3 前车架的轻量化设计

3.1 前车架的优化模型

由上文的分析我们可以看出，前车架在三种工况下，除了在应力集中区域应力值较大之外，其余的应力值都比较低。因此前车架有足够的安全裕度，可以对其进行轻量化设计。

铰接式共振破碎机的前车架是由大量的钢板以及一些横，纵梁组成的，如果不对其进行拓扑优化，那么要想降低车架的重量则应该考虑减少钢板的厚度。因此本文以前车架钢板的厚度T=（t1，t2，……ti）为设计变量，根据GB3273-1989可以得到钢板厚度的取值范围应该小于或等于60 mm。

3.2 前车架的优化结果

通过迭代计算得到的优化结果如表4所示：

从表4我们可以看出，大部分的钢板厚度都有不同程度的减小，前车架质量从未优化前的7322kg降低到6401kg，降低约12.6%。表5显示的是前车架优化前后的最大应力比较，优化后的前车架最大应力与未优化相比有一定程度的增加，但是总体还是满足材料屈服极限的要求。此次模态同样提取前14阶并忽略前6阶，从表6我们可以得到优化后的前车架其固有频率也不在共振破碎机破碎频率中（44Hz），但其中第10阶频率也较接近破碎频率，其振形如图14所示：

从图14可以看出，优化后车架的第10阶模态振形与未优化的车架第10阶模态振形一样，通过上文的分析可知，模态结果符合要求。因此整体优化较为成功。

4 结论

（1）本文分析了铰接式共振破碎机前车架在静载荷、行走以及动载这三种工况下的受载情况和约束情况。

（2）根据前车架的具体结构，在划分网格时，对前车架进行适当的简化。通过WORK BENCH对前车架的强度、模态、以及疲劳进行分析。分析结果符合要求

（3）本文在有限元分析结果的基础上，对前车架进行轻量化设计。优化后的车架质量降低了12.6%左右。

参考文献：

[1]朱松鹤. 铰接式共振破碎机整车动力学研究[D]. 武汉：武汉理工大学，2014.

[2]Raymond A. Gurries， Reno， Nev. RESONANT SYSTEM SUPPORT[P]. United States Patent： 4320807.1982-3-23.

[3]Raymond A. Gurries， Reno， Nev. RESONANTLY DRIVEN PAVEMENT CRUSHER[P]. United States Patent： 4402629.1983-9-6.

[4]晏星凡.基于仿真和优化方法的共振破碎机振动系统反求研究[D]. 成都：西南交通大学，2008.

[5]徐海. 共振破碎机振动系统的动力学仿真研究[D].武汉：武汉理工大学，2012.

[6]王晓友. 共振破碎机车路耦合的动力学仿真研究[D].武汉：武汉理工大学，2013.

[7]李建法. 高速公路水泥混凝土路面改造工程共振机械碎石化施工技术与应用[J]. 公路，2011（7）：53-58.

[8]纪秀业.共振式道路破碎机车架设计与研究[D]. 武汉：武汉理工大学，2011.

[9]候献晓，杨波，朱松鹤等. 共振式道路破碎机车架有限元分析及轻量化设计[J]. 机械设计，2014，31（4）： 80-84.