_基于ANSYS的转台强度与模态分析

起重机作业时，产生激振频率的因素主要有： ①起 重机在起吊或回转时的风载； ②起重机在起吊开始与 停止瞬间或回转过程中因重物产生的惯性载荷； ③发 动机产生的激振频率。前两者会导致转台瞬间振幅增 大，但频率较低，其振动频率远离转台固有振动频率， 不会与转台发生共振。不同转速、缸数、冲程等参数的 发动机其激振频率也各不相同，该型号汽车起重机发
因该转台结构复杂，网格划分后产生了较大的自 由度，为提高计算速度与降低求解过程中产生的大量 数据所占据的硬盘空间，采用 PCG 求解器。
机械制造 48 卷 第 553 期
2010 / 9 19
专题报导
通过 ANSYS 求解后，转台变形图与应力图如图 3、 图 4 所示。
如图 3 所示该转台最大变形量为 3． 529 mm，发生 在起升支架处，变形量从起升支架向转台底板逐渐减 小，转台底板及靠近变幅油缸支座处左右墙板变形量 最小，均小于 0． 32 mm。转台最大应力发生在尾铰点与 变幅油缸支座上，如图 4 所示，而其余区域应力均小于 200 MPa，转台尾铰点与变幅油缸支座处应力较大是由 于在该处施加局部载荷所致，对整个结果影响较小，符 合圣维南原理。因在建立转台有限元模型时简化掉了 所有加强筋板，而实际情况的变形与应力均比该分析 结果小得多，则该转台结构强度、刚度均满足汽车起重 机转台设计规范。
汽车起重机转台是汽车起重机主要结构件之一， 用于安装吊臂、起升机构、操纵室、旋转机构、变幅机构 等部件的机架。主要由底板、垫板、左右墙板、变幅油缸 支座、起升支架等零部件组成。
1 强度分析
1． 1 转台力学模型 转台力学模型如图 1 所示。起重机在工作时，转台
主要承受载荷有： 吊臂尾铰点传来的拉力 F； 起升钢丝 绳的拉力 N； 变幅油缸传来的压力 P； 平衡重 Q 及自 重与安装在其上的其它部件重 G[1]。汽车起重机转台 是一个较为复杂的空间结构，其受力较为复杂，按设计 规范转台在最危险工况下须保证其具有足够的强度和 刚度，且不允许出现断裂或塑性变形。目前各企业基本 采用传统的计算方式，仅对转台墙板进行强度校核，而 转台刚度、动力学特征及其它组成部分均按经验设计 制造，这样只能较为模糊地反映转台的静、动力学特 性，阻碍了转台的最优化设计。而作为集机、电、磁、声、 流、热分析仿真于一体的有限元分析软件 ANSYS 能准 确、快捷地计算出转台在各种工况下的应力、应变及固 有频率、振型等一系列力学特性。本文仅对某型号汽车 起重机在最小幅度下，起吊最大重量工况进行分析。 1． 2 转台有限元模型
重要理论依据。
关键词： 转台 ANSYS 强度分析 模态分析
中图分类号： TH213． 6
文献标识码： A
文章编号： 1000 － 4998 ( 2010 ) 09 － 0019 － 03
工程机械领域中汽车起重机广泛用于建筑、矿山、 冶金等行业。近年来市场对汽车起重机的需求日益增 大，对汽车起重机制造企业提出了更高更新的挑战，设 计生产出高性能、低成本的最优化起重机是各起重机 制造企业日益追求的目标与方向。
该转结构虽满足静态和模态设计要求，但从模态 分析结果中可知，该转台结构刚性还属较差，而静态结 果却表现为该转台结构强度又有较大的富裕，则该转 台结构应作如下改进：
①可减小左右墙板高度，左右墙板加强肋附近可 开大椭圆孔，使其转台主体结构为空间桁架；
②起升支架可用空间小箱形结构代替。
参考文献
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少片簧的簧片形状是中 间平直段厚，向两端逐渐减 薄，这样不仅可使板簧的重 量 比 多 片 簧 减 轻 约 3% ～ 4% ，而且在不降低强度和设 计应力的情况下，使用寿命 长，降低能耗，节约空间，因此 被大多汽车制造企业采用 。 [2 ] 另外，由于成本低、平顺性好 成为重型汽车制造企业首选 的零部件，但提高少片簧的
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动机激振频率为 115 Hz，与该起重机转台固有频率相 差较远，与该转台不会发生共振。
3 结论
1） 从该起重机转台静态求解结果中可知，该转台 左右墙板与起升支架上应力均较小，均小于 200 MPa， 远小于该转台材料的许用应力。
2） 从该转台模态分析结果中可知，该转台在无载 荷情况下，振型主要为波浪弯曲与扭转变形，其最大振 幅是频率为 88． 527 Hz 时，振幅为 3． 545 mm。最大振幅 均出现在转台左右墙板顶部中间位置，及起升支架左 右墙板尾部上角点或下角点。因转台截面为 π 形，左右 墙板又较高，必然左右墙板上端刚性较差。升支架也类 似，载面较大，中间仅有一块大跨度板加强。
2 模态分析
模态分析主要研究系统在无阻尼状态自身的振动 特性，主要表现为系统自身的固有振动频率与振型。
ANSYS 中求解模态的方法比较多，该转台结构采 用适用于大型对称结构特征值求解的 Block Lanczos 法 求解。因低阶频率对系统影响较高阶大，则提取该转台 结构无载荷状态下前 6 阶固有频率与振型图。如表 1、 图 5 ～ 10 所示。
专题报导
基于 ANSYS 的转台强度与模态分析
□ 任军辉 □ 徐和林
四川长江工程起重机有限责任公司 四川泸州 646006
摘 要： 通过有限元分析软件 AN SYS 对汽车起重机转台进行了强度与模态分析，获得了该转台在最危险工况下的应
力、应变特性。同时计算出了该转台前 6 阶模态的固有频率、振型等动力学特征，为汽车起重机转台最优化开发设计提供了
表1 转台前6阶固有频率
阶次 1 2 3 4 5 6
固有频率（/HHzz） 32． 929 42． 658 45． 737 65． 448 79． 063 88． 527
振型主要特征 起升支架扭曲，封板、隔板波浪变形 底架左右墙板弯曲 底架左右墙板弯曲 起升支架封板、隔板波浪变形 底架及起升支架左右墙板波浪变形 起升支架扭曲，封板、隔板波浪变形
因该转台结构复杂，采用支持退化的 20 节点体单 元 solid186 来进行静、动力学特性模拟。该转台材料杨 氏模量 Ex = 200 GPa，泊松比 μ = 0． 3，密度 ρ = 7． 85 × 103 kg / m3，重力加速度 g = 9． 8 m / s2。材料的机械性能 为： 最小抗拉强度 570 MPa，最小屈服强度 450 MPa，最 小许用应力 300 MPa。该结构整体采用智能网格划分， 对变幅油缸支座与转台尾铰点处进行再次网格细划， 划分后包括 394 665 个节点和 202 673 个单元。 1． 4 约束与载荷处理
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[ 2 ] 胡玉梅 ． 车辆结构强度基本理论与 CAE 分析技术 [ M ] ． 重 庆： 重庆大学出版社，2009．
[ 3 ] 张朝晖 ． ANSYS8． 0 结构分析及实例解析 [ M ] ． 北京： 机械 工业出版社，2006．
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机械制造 48 卷 第 553 期
专题报导
少片变截面钢板弹簧疲劳试验研究
□ 党瑞宁 1，2 □ 李军强 1 □ 赵 双 2 □ 陈 创 2
1． 西安石油大学 机械工程学院 西安 710200 2． 陕西重型汽车有限公司 西安 710200
摘 要： 为了提高少片变截面钢板弹簧的疲劳寿命，通过进行疲劳台架试验，对疲劳断裂形状、材料力学性能及金相
组织进行了深入分析，找到了钢板弹簧产生疲劳断裂的主要原因，提出了钢板弹簧工艺处理的改进措施，并对其进行了试
验验证。结果表明： 在相同试验条件下，改进后的钢板弹簧疲劳寿命达到 10 万次以上，远远超过了钢板弹簧国家标准 8 万
次。
关键词： 少片簧 疲劳试验 断口分析
中图分类号： TH135； U463． 33 + 4
文献标识码： A
文章编号： 1000 － 4998 ( 2010 ) 09ห้องสมุดไป่ตู้－ 0021 － 03
汽车钢板弹簧是连接车轮和车架的重要部件，其 作用在于减小或吸收路面激励所引起的悬架振动 ， [1 ] 且钢板弹簧的性能和质量，特别是疲劳寿命直接关系 到车辆运行安全。目前，多数重型汽车上采用的钢板弹 簧为多片簧，由于片数多、重量重致使成本较高、且弹 簧片之间摩擦产生噪声及弹簧永久变形较大，造成车 辆行驶平顺性差。加之近年来汽车制造业正朝着高速 化、大型化和轻量化方向发展，悬架系统以少片变截面 弹簧替代传统的多片簧已成趋势。
根据有限元分析的理论，须对有限元模型加上必 要的约束才能使有限元计算的结果具有唯一性，则对 转台底部环形垫板与回转支承接触的环形面施加全约 束。其所受载荷按图 1 所示，按圣维南原理分别添加到 对应的受力位置上。转台自重以施加惯性载荷的方式 确定，其重力加速度方向与重力方向相反。吊臂与转台 自身产生的风载，按经验计算后施加到转台尾铰点。 1． 5 求解及结果
该转台结构由多块厚度不等的高强度钢板焊接而 成，结构复杂。为避免在 ANSYS 中建立模型烦琐，效率 低，采用通用三维设计软件 Pro / E 建立模型，然后利用 ANSYS 与 Pro / E 的无缝连接技术，将其导入到 ANSYS 收稿日期： 2010年3月
分析软件中。为便于网格化分与减少求解时间，对转台 上对其强度和刚度影响较小的小孔、倒角、加强筋板等 零件去掉。转台有限元模型号如图 2 所示。 1． 3 单元类型及网格划分