旋挖鉆機導風罩開裂故障的分析與改進

□ 張 瀟 □ 劉 方 □ 張宇航

柳工常州機械有限公司 江蘇常州 213168

1 問題情況

導風罩和防護罩是發動機冷卻系統的重要組成部件,其性能優劣直接影響發動機冷卻系統的散熱及整機的機外輻射噪聲。因此,導風罩和防護罩的可靠性設計是冷卻系統設計的重要部分。

筆者根據市場反饋,針對某旋挖鉆機導風罩在整機運行39.2 h時的開裂故障進行分析,并提出改進方案。導風罩開裂如圖1所示。

▲圖1 導風罩開裂

2 導風罩總成

導風罩總成由導風罩、風扇防護罩、液壓馬達安裝板等組成,如圖2所示。工作時,液壓油驅動液壓馬達,液壓馬達驅動風扇旋轉。液壓馬達安裝在導風罩總成上。據了解,設計師開發產品時,簡單地將匹配相同發動機的挖掘機導風罩借用至旋挖鉆機上。

▲圖2 導風罩總成

3 導風罩有限元分析

為了防止旋挖鉆機在施工過程中再次出現導風罩開裂的情況,筆者基于旋挖鉆機的工況特點,對導風罩進行結構仿真分析,為后續導風罩優化設計提供依據。

導風罩材質為Q195鋼,厚度為2 mm。對導風罩模型進行簡化,質量點B位置代表液壓馬達,為17.48 kg,質量點D位置代表風扇及墊塊安裝板,為7 kg。導風罩靜力學分析模型如圖3所示。

▲圖3 導風罩靜力學分析模型

對導風罩進行靜力學分析,在簡化模型的基礎上對導風罩周圍螺栓孔的位置進行完全約束,在中心軸C處施加8×104N·mm力矩,得到導風罩靜力學分析結果,如圖4所示。

▲圖4 導風罩靜力學分析結果

對導風罩模型進行模態分析,分析結果見表1,前六階模態振型如圖5所示。

表1 導風罩模態分析結果

對導風罩模型進行諧響應分析,在簡化模型的基礎上對導風罩周圍螺栓孔的位置進行完全約束,對導風罩模型整體分別施加X、Y、Z三個方向的加速度激勵,值為9 800 mm/s2,分析頻率為0～100 Hz,諧響應分析結果如圖6、表2所示。

表2 導風罩諧響應分析結果

從靜力學分析結果看,導風罩模型的最大應力為37.921 MPa,遠低于材料的屈服強度,強度滿足性能要求。由此初步判斷,導風罩開裂與靜力學問題沒有直接關系。

分析得到導風罩二階模態為60.478 Hz,六階模態為89.576 Hz。與導風罩相連的液壓馬達及風扇的轉動基頻為30 Hz,二階頻率為60 Hz,三階頻率為90 Hz。由此可見,液壓馬達與風扇轉動的二階頻率、三階頻率分別與導風罩的二階模態、六階模態接近,存在共振風險。

在X、Y、Z三個方向上施加重力加速度進行諧響應分析,發現最大應力均滿足材料屈服強度要求,但整體應力偏大,尤其是Y向,存在疲勞斷裂風險,需要對應力集中處適當加強。

4 改進方案

根據上述有限元分析結果,導風罩發生斷裂的主要原因是液壓馬達與風扇轉動的二階、三階頻率分別與導風罩的二階、六階模態接近,存在共振風險。另外,導風罩整體應力偏大,尤其是Y向,存在疲勞斷裂的風險。為了使優化設計的改動量盡可能小,實現改進前后導風罩能夠完全互換,便于快速整改,筆者有針對性地提出如下方案:

(1)將導風罩板厚由2 mm增大至3 mm,減小共振的風險;

(2)將防護罩的安裝螺栓由兩顆改為三顆,并由長條形面接觸改為更為可靠的三角形面接觸。

▲圖6 導風罩諧響應分析云圖

改進后導風罩如圖7所示。

對改進后的導風罩采用同樣方法進行有限元分析。改進后導風罩靜力學分析結果如圖8所示,模態分析結果如圖9、表3所示,諧響應分析結果如圖10、表4所示。

表3 改進后導風罩模態分析結果

表4 改進后導風罩諧響應分析結果

由分析結果可以看出,改進后導風罩一階、二階模態遠高于液壓馬達與風扇轉動的基頻、二階頻率,減小了共振風險。另一方面,改進后導風罩的最大應力減小了30.15%,整體應力水平優于改進前。

▲圖7 改進后導風罩

▲圖8 改進后導風罩靜力學分析結果

改進后導風罩應用于旋挖鉆機,整機累計已使用達500 h,無開裂反饋,驗證了改進的有效性。

5 結束語

筆者對市場反饋的旋挖鉆機導風罩開裂故障進行分析。旋挖鉆機的應用工況較為復雜,不能簡單地直接借用挖掘機導風罩結構,需要具體工況具體分析。

改進后的旋挖鉆機導風罩,防護罩采用三角形面接觸固定,能有效提高結構的穩定性,避免應力過大而導致導風罩開裂的風險。

在零部件開發設計階段進行有限元分析,能夠快速、有效識別出零部件性能存在的不足,節約成本,值得推廣。

▲圖9 改進后導風罩前六階模態振型

▲圖10 改進后導風罩諧響應分析云圖

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