4 柱塞泵缸體的疲勞分析
部件的疲勞壽命分析需要該部件在工作過程中的載荷歷程，基于Virtual.Lab Motion和Virtual.Lab Durability可完成部件的系統級疲勞分析。將多體動力學分析和疲勞分析過程集成，在疲勞分析過程中直接使用剛柔耦合仿真的結果，自動傳遞部件的載荷和應力譜，進行詳細的疲勞分析，此流程完全無縫集成并可以自動完成。
在Virtual.Lab Motion中輸出柔性體的模態參與因子，在Virtual.Lab Durability中自動建立LOAdFunction Set載荷集，并自動將載荷集與模態集匹配，通過Virtual.Lab Durability完成應力恢復，計算得到應力譜。根據缸體的結構形式和載荷情況，采用高周疲勞分析方法對其進行疲勞損失預測，基于Virtual.Lab Durability中現有的材料庫，創建缸體材料屬性的SN曲線。采用臨界平面法，考慮平均應力修正和表面處理，計算缸體的疲勞損失多分布在缸孔至腰形槽的結構突變處，如圖12所示。
圖12 缸體的疲勞損傷結果
5 柱塞泵振動噪聲分析
首先在Virtual.Lab Motion中計算得到柱塞泵殼體的振動響應，然后將載荷和振動響應以模態參與因子的形式導入到Virtual.Lab Acoustic中，結合殼體的MATV，計算殼體的噪聲輻射。
5.1多體動力學求解
柱塞泵的主要激勵源為柱塞腔內液壓脈動力，殼體由閥體、泵體和端蓋組成，并由四個長螺栓穿連起來，由于預計力很大，這三部分緊密貼合，接觸剛度很大，在此將三者考慮為一體，如圖13。
載荷傳遞到殼體的路徑主要有三條：
(1)液壓脈動力一柱塞一滑靴一斜盤一端蓋
(2)液壓脈動力一缸體一配流盤一閥體
(3)液壓脈動力一驅動軸一軸承一端蓋和閥體
將上述建好的多體動力學模型進行修改，并導入殼體的柔性體模型（如圖14），除閥體與大地固連處采用RBE2單元連接，其余地方均采用RBE3連接。創建殘余矢量模態計算工況，計算振動模態到5000Hz，并去掉應力信息，進行動力學求解。
圖13 閥體、泵體及端蓋
圖14 六面體網格模型
動力學求解計算結束后，提取缸體柔性體的MPF值（模態參與因子），進行時域向頻域的轉換，經過傅里葉變換之后，查看第一階到第十階模態參與因子的頻譜，能明顯的看到階次，如225Hz、450Hz等，如圖15所示。
圖15 缸體模態參與因子的頻譜圖
5.2聲學計算
(1)通過Virtual.Lab的Mesh Coarsening功能，從殼體的有限元模型建立聲學邊界元模型。用面網格將殼體表面的通孔封住，創建Skin Mesher及Wrapper Mesher，獲得聲學邊界元分析所需要的網格模型。
(2)基于Virtual.Lab聲學模塊中的Acoustic Harmonic BEM環境，插入Symmetry Plane及ISO場點網格，并定義好網格屬性。
(3)將剛柔耦合計算用到的殘余矢量模態信息讀入，并去掉剛體模態，設置模態阻尼為1%;插入映射關系計算工況，創建有限元結構網格和聲學網格節點之間的映射關系；提交Data Transfer Analysis Case，將結構網格上的模態映射到聲學網格上。
(4)計算ATV（聲傳遞矢量）；導入載荷，鏈接柱塞泵多體動力學模型；提交MATV計算工況，得到殼體的噪聲輻射，如圖16所示。
圖16 殼體噪聲輻射求解計算
聲學計算結果分析：查看IS01的聲壓曲線，如圖17，能看出來明顯的階次：225Hz，450Hz，675Hz……，在1350Hz有一個峰值為78.27dB;查看1350Hz處場點聲壓分布為IS04節點處聲壓最大；查看IS04的聲壓曲線，如圖18，在1350Hz為79.48dB，在2699Hz處還有一個峰值為77.93dB，此處幅值較大的原因是2699Hz在階次上，同時位于殼體的第9階模態附近，如圖19。
圖17 IS01的聲壓曲線
圖18 IS04的聲壓曲線
圖19 殼體的模態計算
6 結論
本文以K3V系列的高壓軸向柱塞泵為研究對象，基于LMS公司的軟件Imagine.Lab AMESim和Virtual.Lab對其進行了1D+3D的聯合仿真，開發了該柱塞泵液壓系統分析的專用元件庫，開展了缸體的動態應力和疲勞損傷研究，預測了其輻射噪聲，通過詳細的仿真分析，對柱塞泵產品機理及動力學特性有了更深入的認識，為后續進一步對其開展優化設計奠定了分析基礎。
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本文標題：挖掘機高壓軸向柱塞泵的虛擬樣機研究(下)
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