基于CAD技術的轉運叉車前燈振動抑制研究

范乃吉++蘇春洲++熊遷++高東

摘 要：該文針對具有某種實際用途的叉車在運動過程中產生的前車燈振動問題，提出了一種基于計算機仿真與實際測試相結合的抑制方法。該文首先利用三維建模軟件Pro/E對車燈進行三維實體建模，然后利用該軟件自身的有限元分析模塊Pro/MECHANICA對其進行模態分析，計算出其固有頻率，其次對其進行結構參數敏感度分析，確定優化目標，再次對該優化目標進行反向求解結構參數，最后對優化結果進行實際測試。測試結果證明，減振效果顯著，并已投入實際生產中，可以推廣至類似工程問題中。

關鍵詞：車燈 振動抑制 CAD 模擬仿真

中圖分類號：TP39 文獻標識碼：A 文章編號：1672-3791（2014）11（c）-0023-03

轉運叉車由于具有裝卸與搬運功能，能適應多變的裝卸搬運要求，機動靈活，現已成為國內一種產量最多的裝卸搬運機械。隨著我國基礎設施建設的大量投入，從重工業發展到輕工業，甚至人們日常生活越來越離不開叉車。但轉運叉車在工作過程中，前車燈由于會受到各種各樣因素的影響而產生振動。這種振動往往會干擾人眼正常生理功能的發揮，使視覺模糊，嚴重影響人眼識別工件位置及路面狀況的正確性和靈敏度，甚至影響人體的健康。因此，必須對轉運叉車前燈的振動進行有效的控制。該文便是針對具有某種實際用途的轉運叉車在工作過程中產生的前車燈振動問題，提出一中基于CAD輔助設計與實際測試相結合的解決方法。

通過大量文獻資料的調研，我們發現解決此類車燈振動問題的方法一般有兩種：第一種方法為降低振動激勵，第二種方法為避免發生共振。為了實現第一種方法我們可以采用下列措施：（1）減小車燈總成的激勵，這種方法的實現代價高昂，且不易實現；（2）增加適當的減震元器件或者減震系統，這種方法的技術含量高但花費不多，不易實現。為了實現第二種方法我們可以采用下列措施：（1）改變激勵頻率，以達到避免共振的目的，但是這種方法的實現是以犧牲車輛整體性能為前提的，因此不宜采納；（2）改變車燈系統自身的結構參數，進而改變自身的固有頻率，以達到避免共振的目的，此方法花費成本較低，且易于設計加工改造。通過以上不同方法、措施的分析比較，最終我們采用改變前燈總成的固有頻率來解決該振動問題。

1 改進前測試

為了確定車燈的真實振動情況，我們首先對車燈總成進行了加速度振動測試。

1.1 測試檢測系統構成

經分析，轉運叉車的發動機為總體的振動源頭，通過一系列的振動傳遞，最終傳遞至車燈總成處，但是在車燈系統中，我們不妨將護頂架作為振動源頭，進行分析。具體加速度傳感器的安裝位置如圖1所示。

1.2 測試結果分析

通過加速度傳感器對其振動情況進行測試，并以這些振動加速度的有效值作為評價標準，其測試結果如圖2所示。

由上圖我們不難看出，車架的振動加速度遠小于較小車燈的振動加速度，因此我們斷定車燈應為優化改造的主要單元。與此同時，我們發現車燈在960 rpm附近時的振動達到峰值，為左右方向振動，加速度達到，而雙杠四沖程發動機做功頻率可根據計算得出，因此車燈振動最強頻率為32 Hz。

2 三維實體模型的建立

利用Pro/E軟件的三維實體建模功能，對車燈系統的各個零部件進行建模，其三維模型如圖3所示，邊界條件是支架外表面固支。

其中車燈各個零部件的材料和力學性能見表1所示。

3 分析與優化

利用Pro/E軟件自身的有限元分析模塊Pro/MECHANICA對其進行模態分析。

3.1 模態分析

通過文獻調研，我們知道在模態分析中，其前四階模態的分析是解決此類問題的關鍵，因此，其固有頻率及振型見表2所示。

通過對上表的分析，我們不難發現其二階頻率為32.25 Hz，這一頻率與車燈振動最為劇烈時對應的發動機做功頻率（32 Hz）最為接近，且振型相同，因此我們可以確定車燈發生了共振，且共振頻率為32 Hz。

3.2 敏感度分析

為避免上述共振情況的發生，我們需要對車燈總成的結構參數進行適當的改進。為提高設計效率，我們需要對車燈總成的各個結構參數進行模態敏感度分析。

考慮到加工工藝可行性等因素，選用支架的長度、高度、厚度（如圖4所示）以及后燈罩的長度、寬度、高度、厚度（如圖5所示）為設計參數分別進行全局敏感度分析。通過大量的模擬分析數據，我們得到了這些結構參數對系統模態的敏感度曲線。對這些曲線進行綜合分析之后，我們認為燈罩厚度對該系統的敏感性較強，對系統的二階頻率影響較大，而其他參數影響較小，該結構參數的敏感度曲線如圖6所示。

3.3 優化設計

通過上述敏感度分析，我們確定了燈罩的厚度作為我們的優化設計參數。

通過上述分析，我們知道發生共振的頻率為32 Hz，所以我們可以提高亦或是降低系統的固有頻率，來實現抑制振動的目的。但是激勵源頭處的發動機工作轉速為700～1200 rpm，對應的頻率為23.3-40 Hz。所以，如果降低系統的固有頻率，就有可能會使車燈總成在發動機正常運轉時產生共振。因此，我們只有將系統的固有頻率盡量提高，才能使得共振現象消失，考慮到可能出現的誤差，我們將優化目標定為50 Hz及以上。

經有限元軟件的單目標優化分析，最終得到設計參數的最優值為5.02 mm。考慮到加工的可行性等因素，最終，我們決定采用5 mm厚的燈罩結構來避免車燈系統共振現象的發生。

4 改進后驗證

為了驗證改進結果，我們對新型車燈及舊型車燈進行振動比較測試。測試系統及傳感器安裝位置與初步測試一致。新燈與舊燈測試比較結果如圖7所示。

當發動機轉速處于700～1180 rpm和1450～1800 rpm范圍內，新燈振動幅值均在以下；1180～1450 rpm范圍內左右方向振動在以上，并且在1300 rpm附近出現峰值，最大值為37m/S2，前后和上下方向的振動幅值均在以下。說明新燈振動劇烈區域已經偏移至1300 rpm附近，與理論值1500 rpm存在一定誤差。造成誤差有以下兩個原因：一是仿真計算的誤差，二是測試環境的影響。雖然與理論值存在誤差，但實際結果表明已經達到減振目的。endprint

5 結語

該文針對具有某種實際用途的叉車在運動過程中產生的前車燈振動問題，提出了一種基于計算機仿真與實際測試相結合的抑制方法。該文首先利用三維建模軟件Pro/E對車燈進行三維實體建模，利用該軟件自身的有限元分析模塊Pro/MECHANICA對其進行靜力學分析，計算出其固有頻率，其次對其進行結構參數敏感度分析，確定優化目標，再次對該優化目標進行反向求解結構參數，最后對優化結果進行實際測試。測試結果證明，減振效果顯著，并已投入實際生產中，可以推廣用至類似工程問題中。

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