長螺旋鉆機液壓動力頭箱體靜動力學分析

尹千才，朱洪前

(中南林業科技大學交通運輸與物流學院，長沙 410000)

動力頭是長螺旋鉆機的核心部件，電動動力頭因為比功率小、卡鉆后啟動困難、大功率電機啟動對電網形成沖擊等因素，其推廣使用受到了一定的限制，液壓動力頭比功率大、啟動扭矩大、容易實現大功率化等特點，被越來越廣泛地應用于樁基礎施工中。液壓動力頭箱體作為動力頭系統重要的承載基體，不僅要承受拔鉆時產生的靜拉力，還承受著鉆孔過程中外界施加給它的振動，如果箱體結構靜強度不夠，過大的靜拉力可能引起箱體結構變形，影響齒輪正常嚙合從而導致齒輪過早損壞。如果單純的依靠增加箱體板材厚度來增加結構強度，不僅造成材料的浪費還會導致動力頭系統質量增加，降低長螺旋鉆機的行走安全性。如果鉆孔過程外界產生的振動與箱體的固有振動頻率很接近，可能引起動力頭系統的共振。因此，應在動力頭箱體的設計階段，從靜力學和動力學兩方面對其結構分別進行分析，才能保證箱體具有良好的靜動力學性能，避免一些不必要的事故。

1 實體模型建立及其簡要受力分析

1.1 三維實體模型的建立

長螺旋鉆機是樁基礎施工中用來鉆孔的常用設備，動力頭系統是其最為核心的部分之一，液壓動力頭主要由高速驅動馬達、行星減速器、驅動小齒輪、代替大齒輪及大齒輪軸的回轉支承和安裝固定這些部件的箱體組成。其中，箱體是整個動力頭系統最重要的承載部件，其結構如圖1所示。箱體通過前后連接板上打的螺栓孔與前后拉板連接，回轉支承通過面板上的螺栓孔固定于箱體之下，四個液壓馬達通過螺栓孔固定在馬達安裝座上 (安裝孔沒畫出來，其不影響分析結果)，混凝土輸送管穿過中板中心的圓孔將混凝土灌到孔底，各板通過焊接組成框式結構。模型總體長1 725 mm，寬1 360 mm，高590 mm，主面板厚40 mm。

圖1 箱體三維實體模型1.側板;2.連接板;3.液壓馬達安裝座;4.面板Fig.1 Housing three-dimensional entity model

1.2 箱體載荷分析及其影響

(1)靜載荷分析。對于箱體承受的靜載荷，只需要分析其在拔鉆工況下受到的作用力，此時承受的靜載荷最大。拔鉆時，動力頭箱體承受鉆桿上的土屑和鉆桿的重力對其產生的拉力，如果箱體剛度不夠，強大的拉力使箱體主面板板發生沿著鉆桿方向的變形，過大的變形量會影響大小齒輪的正常嚙合，容易導致齒輪因過載而過早損壞，更為嚴重的可能導致面板和掛板的焊縫裂開，造成整個動力頭報廢。

(2)動載荷分析。液壓動力頭系統工作時，動力由液壓馬達經行星減速器傳遞給驅動小齒輪，然后通過回轉支承減速增扭后驅動螺旋鉆桿旋轉，從而實現鉆桿的連續旋轉鉆進。在此過程中，箱體承受鉆桿鉆進引起的振動載荷以及齒輪機構嚙合引發的振動。如果振動頻率與箱體本身的固有頻率很接近就可能引起共振，共振容易導致焊縫裂開，降低元件壽命，那樣將大大降低動力頭系統的使用壽命。

2 有限元靜力學分析

在本設計中，按照設計要求，要能鉆孔直徑1.2 m，孔深度32 m。參考先前的學者在此方面的研究成果［1－2］，可粗略計算得箱體在拔鉆工況下承受的鉆桿和土的最大拉力約160 t。

2.1 有限元模型的建立

本論文中用到的有限元靜力學分析工具為ansys workben14.0，有限元模型的建立可分為三個步驟。第一步導入模型。將用solidworks建立好的箱體實體模型導入到ansys workbench中。第二步參數設定。將workbench默認的材料結構鋼 (structural steel)賦予箱體，材料彈性模量E=166 MPa，泊松比u=0.3，密度ρ=7 850 kg/m3。第三步模型網格化。模型的網格化在整個數值模擬過程中最為耗時，網格的質量情況決定著數值模擬結果的精確程度甚至決定數值模擬是否收斂［3］。模型網格劃分時，比較常用的網格模型有4面體和6面體模型。6面體網格一般比4面體網格質量高，同樣的網格尺寸，6面體的單元數比4面體少，因而計算時間比4面體短［4］，因此6面體網格是網格劃分的首選。但6面體網格劃分復雜很多，動力頭箱體是一個很不規則的實體，不方便得到規則的6面體網格，選用自由劃分并將網格設置成較小的尺寸可以得到較高精度的網格，得到的模型能夠滿足分析的精度要求并且計算收斂。最后得到的網格模型包含的單元總數為33 517，結點總數為63 874。

2.2 約束的施加與求解分析

(1)施加約束。箱體的前后連接板通過螺栓固定于動力頭的前后拉板上，前拉板沿立柱導軌上下滑動，因此對箱體前后連接板施加固定約束;在拔鉆工況下，箱體面板通過回轉支承承受著鉆桿和土對動力頭的全部拉力，對回轉支承安裝部位施加160 t的拉力，至此，約束施加完成。

(2)求解分析。求解并生成箱體的變形分布云圖，如圖2所示。

圖2 箱體變形云圖Fig.2 Housing deformation nephogram

最大變形發生在箱體最靠近中心部位，但中心部位只是作為混凝土管的通道，承受載荷很小基本可以忽略不計，故它的變形不影響系統運轉。起關鍵影響的是回轉支撐安裝處的變形，它直接影響齒輪嚙合的重合度，根據變形云圖可知此處變形量約3.74 mm，為不影響齒輪正常嚙合，設計要求此處的變形不應超過2.2 mm，故需增大箱體面板的剛度。

求解得到的應力分布云圖如圖3所示。最大靜應力發生在箱體中板與側板焊接的中間位置，應力最大值達336.24 MPa，超出了一般結構鋼的屈服強度250 MPa，且極易導致此處焊縫裂開，應在此處做局部加強處理。

圖3 箱體應力云圖Fig.3 Housing stress nephogram

針對分析結果，返回solidworks中對模型進行修改加強，然后對模型進行反復的分析，最后得出的變形和應力分布云圖分別如圖4和圖5所示。

圖4 加強后的箱體變形云圖Fig.4 Housing deformation nephogram after reinforcement

圖5 加強后的箱體應力云圖Fig.5 Housing stress nephogram after reinforcement

從圖4看出，修改后回轉支撐安裝孔處的變形量由修改前的3.74mm變成2.06mm，在設計允許的變形范圍內，基本滿足結構剛度要求。

從圖5看出，加強處理后最大應力值增大到463 MPa，但此應力值發生在加強筋板上，可對此處的筋板進行局部加強，箱體中板與側板焊接的中間位置的應力值約154 MPa，小于材料的屈服強度，故滿足結構強度要求。

3 模態分析

3.1 箱體模態計算方程和模態提取

模態分析的核心內容是確定描述結構系統動態特性的模態參數。箱體結構無阻尼自由振動的基本方程為［5］:

式中:M為質量矩陣;K為剛度矩陣;{u}為位移向量。

當發生諧振動時，即u=Usin(ωt)時，方程為:

求出固有圓周頻率ωi和振型φi，完成模態的提取。

3.2 模態分析計算及其結果分析

模態分析的有限元模型與靜力分析一樣，只是施加的約束不同，在有限元模態分析中唯一有效的約束是零位移約束，因此只需施加邊界約束條件，前后拉板與連接板通過螺栓孔連接，限制了連接板板的位移，因此給連接板施加零位移約束。取前6階模態進行求解計算，得模態固有頻率和振型特征見表1。

表1 箱體模態計算結果Tab.1 Housing modal calculation results

箱體的前6階固有頻率分布在36.4～253.31Hz，任何結構的固有頻率與外界強振頻率不滿足式3時，均不會產生共振現象［6］。

式中，ωj為強振頻率，ωi、ωi+1為相鄰兩階固有頻率。

動力頭在工作時，其主要的外界振源為:

(1)鉆桿鉆進時鉆桿轉動產生的振動。

(2)回轉支承與小齒輪嚙合產生的振動。

鉆桿的轉速范圍在6～25 r/min，鉆桿的激振頻率為:

32.5＞0.75×36.5=27.3，故當鉆桿轉速接近25 r/min時，有可能引起齒輪機構和箱體的共振。

避免共振產生的方法有兩種:改變外界激振頻率和改變結構的固有頻率。改變外界激振頻率即改變了設計參數，不符合設計要求，因此一般通過改變結構固有頻率來避免共振的產生。結構的固有頻率與質量成正比，因此可以通過加大箱體質量的方法來避免此動力頭系統的共振。

大齒輪齒數為78，齒輪嚙合振動頻率為:

4 結束語

通過對箱體進行有限元靜力分析，對箱體的應力水平和應變情況有了很直觀清晰的了解并對箱體薄弱之處進行加強，理論上滿足了強度要求，為系統進行其他方面優化和改進掃除了后顧之憂;通過對箱體進行動力學模態分析，得出箱體前六階固有頻率及對應的振型;將箱體有頻率與外界振源頻率進行對比，探討了發生共振的可能性并提出了避免產生共振的措施。

【參 考 文 獻】

［1］胡均平．螺旋鉆成層土拔鉆力的研究［J］．中南林業科技大學學報，2010.7(7):172～175．

［2］陳 強，孟陽君．鋼筋混凝土圓管涵受力破壞實驗研究［J］．森林工程，2009，25(5):44 －46．

［3］林海晨．風力機葉片的有限元建模［J］．綿陽師范學院學報，2007(8):43－47．

［4］張 榮．四面體與六面體網格特征比較［J］．企業技術開發．2002，8(23):101 ～102．

［5］浦廣益．ANSYS Workbench 12基礎教程與實例詳解［M］．北京:中國水利水電出版社，2010．

［6］張國棟．礦用多功能車動臂的有限元模態分析［J］．煤礦機械，2012(7):121－122．