大型液压破碎机整体结构模态特性分析

左立生 ，徐必勇 ，罗铭 ，2

(1.安徽惊天液压智控股份有限公司，安徽 马鞍山 243000；2.安徽工业大学，安徽 马鞍山 243002）

固定式液压破碎机是一种大功率拆除作业成套设备，主要应用于各类矿山、采石场破碎机的入料口或格筛处， 进行大块物料的二次破碎，也可用于冶炼厂对钢包和冶金炉进行打壳拆包等处理[1，2]。 近年来随着市场需求，液压破碎机已向大型、重载、超高和超长方向发展，整机结构设计及优化显得尤为重要。由于各部件间的耦合作用，不宜采用解析方法得到结构上任意一点的应力、应变和位移，用有限元法却相对容易实现。近年来有限元法在工程机械结构计算分析中得到了广泛的应用[3-5]，但是绝大多数应用仅限于对某个关键部件或者部分结构进行强度、刚度及模态分析，由于结构件分开计算时，存在边界条件及载荷难以确定、结构简化等问题，从而影响了计算结果的准确性。

GTPH90-8.5/9.5-W 型作为国内自主研发最大规格的固定式破碎机，整机重达26 吨，由于工作臂长 （一臂8.5 m/二臂9.5 m， 工作半径达18 m），若大臂发生微小振动，则末端执行器（液压锤）会有很大的位移响应，导致无法实现破碎物精确打击。 本文采用整体有限元分析的思路，采用HyperWorks 软件建立大型固定式液压破碎机的有限元分析模型， 利用Nastran 求解器进行了自由模态和频率响应分析，为固定式液压破碎机的结构设计以及优化改进设计提供理论依据。

1 整体结构有限元模型的建立

1.1 有限元建模与网格划分

固定式液压破碎机的工作机构主要由回转支承、回转平台、液压马达、大臂、二臂、液压锤、大臂油缸、二臂油缸、转锤油缸及固定地基等组成。 考虑到实际应用工况，本文选用最大工作半径处姿态进行建模仿真，如图1 所示。

图1 GTPH90-8.5/9.5-W 型固定式破碎机结构

考虑到固定式液压破碎机结构比较复杂，对有限元模型进行了简化处理，考虑到整体液压破碎机质量及其分布的精确性，以等效集中质量单元替代。大臂、二臂、转锤液压缸在冲击作业中存在轴向伸缩现象，需要定量计入液压弹簧和活塞杆轴向弹性变形的综合作用，故采用串联弹簧方式模拟。 销轴和螺栓采用Rbar 单元来模拟，用耦合自由度(coupled DOF)来模拟工作装置相联的销轴处转动副及钻杆支架的移动副。

1.2 边界条件

固定式液压破碎机在实际工作中，回转底座底板与基础固定，施加固定约束。 在钎杆和活塞与导向套接触部分施加由结构运动可能性决定的约束，即允许活塞和钎杆沿着活塞杆轴向方向上下往复运动。 回转支承外圈与底座连接固定，支承内外圈之间除能相对转动之外不能发生其他方向的运动，因此，在回转支承的内圈施加除绕其轴心（Y 向）旋转外其它五个自由度的约束。

2 结构模态分析

模态分析是研究结构动力学的一种极为重要的分析方法，主要应用于复杂结构的多自由度系统分析。利用模态分析确定固定式液压破碎机的振动特性，即固有频率和振型， 对系统激励频率是否等于或接近系统的固有频率作出精确的定量判断，以避免共振现象的出现。

固定式液压破碎机工作装置主要采用Q345，材料的弹性模量为2.1×105N/mm2，泊松比0.3，密度7.8×103kg/m3。 在建立的有限元计算模型的基础上，加上计算的约束边界条件，对固定式液压破碎机的模态进行了计算， 求解出此模型的前10阶模态振型，结果如表1 所示。 限于篇幅，本文只给出了其中4 阶的模态振型图，如图3 所示。

表1 液压破碎机模态频率及振型描述

图2 固有频率振型图

结构的振动可以表达为各阶固有振型的线性组合，其中低阶自振频率所引起的共振往往引起结构较大的应变和应力，高阶的影响则很小[6]。因此选取前10 阶模态来分析，由图2 可以看出，液压破碎锤和二臂变形较大，底座和大臂变形较小， 因此其振动能量主要分布在液压锤和二臂上。 液压破碎锤冲击频率为350～500 bpm，其频率为5.833～8.333 Hz， 液压破碎机整体结构的第一阶固有频率为4.569 Hz， 第二阶固有频率为11.116 Hz，跨过工作激励频域，亦不会产生剧烈的共振现象。但其基频4.569 Hz 接近工作激励频率5.833 Hz 的共振区，液压破碎机在此激励下工作将产生较大幅值的结构动态响应，所以液压破碎机要避免长时间连续在冲击频率350 bpm(5.833 Hz)下作业。

3 频率响应分析

频率响应分析是仿真计算结构受到激励下的响应特征。 液压破碎机受到冲击载荷作用时，结构系统之间动能传递的时间极短，钎杆头部直接受到的冲击激励是非周期的， 但频谱是连续的，可近似采用半正弦波脉冲表示。 液压破碎机的运动状态与冲击持续时间和液压破碎机的固有频率有关，冲击载荷作用期间的最大响应将在冲击频率等于结构固有频率时发生，冲击载荷作用之后仍存在短暂的自由振动[7]。

3.1 应力响应分析

在0～80 Hz 的激振频率范围内，对整体结构施加钎杆Y 向激振力幅为1 N 的半正弦脉冲激励，采用NASTRAN 的直接频响分析法和对冲击激励进行频谱分析后模态叠加法两种解算方法进行动态响应仿真，结果误差小于2%。本文仅给出具有代表性的应力单元的动应力灵敏度响应曲线，图3 显示的是不同应力单元随频率变化的动应力灵敏度响应曲线。

图3 不同单元动应力灵敏度响应曲线

从图3 可看出，在4.6 Hz 附近有第一个显著的共振峰出现，这正对应于液压破碎机结构系统的基频（即第一阶固有频率，4.569 Hz），其它的峰值亦在系统相应的固有频率共振区内。在实际的工作频率5.833 ～8.333 Hz 区间内，动应力灵敏度响应曲线呈单调下降趋势，故液压破碎机工况1在5.833 Hz（350 bpm）的冲击频率下作业时，结构产生最大的动应力灵敏度响应值。

3.2 运动响应分析

从频响分析出发，结合固定式破碎机的整体结构模型，以钎杆头部直接受到的冲击激励为振源， 对固定式破碎机工作时的振动问题进行分析，研究了破碎机上一些特征节点随频率变化的位移、速度和加速度响应，通过运动响应分析，可以优化破碎机的结构，避免共振的发生[8]。图4 列出了冲击载荷激励下特征点的运动（位移、速度、加速度）响应曲线。 从中可看出在冲击载荷激励下， 各节点运动参量随振动频率变化的规律，也可显著反映出系统响应的共振频段。

图4 节点228726（钎杆）冲击载荷激励下运动频响曲线（0-80 Hz）

4 结论

利用solidworks 建立了固定式液压破碎机的三维模型，然后采用Nastran 软件对此整机有限元模型进行了模态特性分析，求出了固定式破碎机的前10 阶固有频率与振型。 发现固有频率跨过工作激励频域，不会产生剧烈的共振现象。 从频响分析出发，以钎杆头部直接受到的冲击激励为振源，对固定式破碎机在工作时的振动问题进行分析，研究了破碎机上一些特征节点随频率变化的位移、速度和加速度响应，通过运动响应分析，分析的结果说明固定式破碎机结构设计较为合理，为后续的实验验证提供了一定理论基础与参考价值。

[1]罗铭，王兴容，郝其昌.固定式液压破碎机的开发研制及其应用[J].金属矿山，2007，(10)：92-96.

[2]徐必勇，罗铭，董春玉等.固定式破碎机虚拟样机的设计与仿真研究[J].建筑机械，2009，(9)：76-82.

[3]徐必勇，罗铭，刘东光.固定式液压破碎机工作装置集成有限元分析[J].矿山机械，2010，(5)：16-20.

[4]张彩芬.工程机械钢结构设计与结构优化的有限元分析的应用[J].制造业自动化，2012，(4)：142-144.

[5]沈晓丽，李健，宋述停等.液压机械臂连杆有限元分析[J].制造业自动化，2011，(8)：58-66.

[6]Orban，F.Damping of Materials and Members in Structures[J].Journal of Physics： Conference Series. 2011， (1)：12022-12036.

[7]刘德顺，李夕兵. 冲击机械系统动力学[M].北京：国防工业出版社，1999.

[8]王莉莉，王力，陆永能 等.压路机频率响应及减振分析[J].工程机械，2011，(9)：25-28.