基于有限元法的挖掘機履帶架模態分析

翟洪巖

（中國人民解放軍空軍航空大學航空機械工程系，吉林 長春 130022）

1 履帶架模態分析前處理

履帶架模態分析模型，見圖1。為了提高計算速度，節省計算時間，采用SOLID45單元，網格采用自由劃分方法，劃分后，模型有180 235個單元，52 133個節點，約束位置同工況分析相同。

2 履帶架模態分析結果

考慮分析履帶架高階模態對挖掘機減振意義不大，因此分析履帶架模型的前10階模態，由于履帶架形體復雜，采用分塊法對模型進行求解得表1所列的前10階模態的頻率，最低頻率為44.506 Hz。由于減速機構高速級激振源與履帶架沒有直接接觸，高速級齒輪的周期性嚙合振動的能量傳遞到履帶架上時已經嚴重衰減，而與履帶架較近的低速級齒輪嚙合振動的頻率又遠小于履帶架的固有頻率。

圖1 履帶架模態分析模型

表1 履帶架模態分析前10階頻率

采用工況分析中對履帶架 X、Y、Z方向的規定，見圖2的振型圖可知，履帶架一階振型為驅動輪端的Z向振動，造成這種現象的原因是由于履帶架驅動輪端質量較大，在剛度一定的情況下，其固有頻率較低。但由于履帶架驅動輪端Z向沒有直接激勵存在和行走機構的約束作用，在挖掘機進行挖掘作業或行走時，履帶架驅動輪端不會發生共振現象。

圖2 一階振型圖

見圖3，二階振型為導向輪端的Z向振動。雖然履帶架導向輪端質量較小，但其剛度小于履帶架其他部分，所以固有頻率較低。如果將履帶架內部導向輪附近的上下筋板改為傾斜布置并適當增加板厚，導向輪端的剛度將得到提高。

圖3 二階振型圖

三階振型為驅動輪端Y向振動，見圖4。由于驅動輪端振動會使驅動輪軸受到彎矩作用，加劇輪邊減速機大小齒輪的磨損，所以三階模態為分析的關注模態。由于行走機構一級齒輪嚙合振動的最高頻率為135 Hz，有可能使履帶架發生振動過大的現象，所以要增加行走機構與履帶架之間的阻尼，減小行走減速機一級嚙合振動傳遞給履帶架的能量。

四階振型為導向輪端Z向振動，見圖5。如果考慮導向輪組件的約束作用，四階振動將被抑制，由于導向輪端與回轉機構距離較遠，回轉機構一、二級嚙合振動的周期性能量傳遞到履帶架時已經嚴重衰減，可知履帶架不會發生四階共振。

見圖6，五階振型為導向輪端的Y向振動，在挖掘機進行挖掘作業時，導向輪端受到地面的沖擊作用，但履帶架模型五階固有頻率為95.649 Hz，地面激勵達不到這個頻率，加之傳動機構齒輪嚙合振動能量的衰減對履帶架導向輪端影響不大，所以在挖掘機進行挖掘作業時，履帶架不會發生共振現象。

圖4 三階振型圖

圖5 四階振型圖

圖6 五階振型圖

3 結束語

根據履帶架前五階振型可知，在前五階里沒有出現扭轉振動，由此可得履帶架的抗扭性能大于抗彎性能。前五階振型都為履帶架兩端的彎曲振動，可知履帶架兩端的抗彎性能有待加強，如果履帶架兩端的筋板傾斜布置并適當加厚，則可提高兩端的抗彎性能，但傾斜布置的焊接變形不易控制。

1 彭武良.機械式挖掘機工作裝置的動力學研究[D].東北大學，1999

2 王新中.國內外礦用挖掘機發展狀況[J].礦山機械，2004（9）：52～53

3 周麗.機械式挖掘機工作裝置的優化與仿真[D].東北大學，2004