黨進+梁悅斌

摘要： 文中對挖掘機泵連接處進行三維建模，通過模態(tài)分析和諧響應分析發(fā)現(xiàn)動剛度是泵軸封滲油的主要原因。為了提高軸封機械結(jié)構(gòu)的動剛度，文中提出5種方案，并對方案進行了分析和對比，最后得到了相對較優(yōu)的方案。

關(guān)鍵詞： 挖掘機；軸封滲油；模態(tài)分析；諧響應分析

中圖分類號：TU621 文獻標識碼：A 文章編號：1006-4311（2014）24-0023-03

0 引言

挖掘機泵軸封滲油問題是困擾很多主機廠的問題，該故障現(xiàn)象多出現(xiàn)在1500-2000小時之間。由于泵的價值高、維修服務非常復雜，非常有必要從設(shè)計角度分析該故障的根本原因并找到解決對策。

1 模型建立

下面以玉柴重工某噸位挖掘機作為分析對象，在pro/e中建立零件幾何模型，簡化不影響結(jié)構(gòu)強度性能的小圓孔、小倒角等細微特征，再按照工作狀況進行裝配創(chuàng)建組件模型，然后導入ANSYS Workbench中，接著采用10節(jié)點3自由度實體單元solid187進行網(wǎng)格劃分。飛輪殼連接盤和液壓泵的材料基本都是鑄鋼，它們的材料力學性能如表1所示。

2 模態(tài)分析

泵的模態(tài)分析需在安裝孔面上施加固定約束（Fixed Support），泵體的質(zhì)量有質(zhì)量點控制。如圖1所示。

求解泵模態(tài)分析前六階的固有頻率和振型如表2所示。

根據(jù)發(fā)動機轉(zhuǎn)速和減速比，可算出泵的振動頻率范圍為150Hz～360Hz。計算結(jié)果表明，泵的一、二、三階固有頻率都處在其激振頻域內(nèi)，易發(fā)生共振現(xiàn)象，導致連接盤和液壓泵主軸之間的較大串動。

3 諧響應分析

因泵的激振頻率在150Hz～360Hz內(nèi)，只需對該泵進行250Hz～360Hz的諧響應分析。諧響應分析載荷與約束如圖2所示。

根據(jù)分析結(jié)構(gòu)得知三階固有頻率時，驅(qū)動軸是前后擺動，對故障的影響不是很大，故重點觀察泵的一、二階固有頻率。圖3、圖4分別是頻率為285Hz、317Hz時泵驅(qū)動軸軸承油封處的位移云圖。諧響應分析可知，泵一階固有頻率285.09Hz（轉(zhuǎn)速1900rpm）時，易發(fā)生共振，導致驅(qū)動軸發(fā)生大位移跳動，驅(qū)動軸軸承油封處的位移是2.5～5.7mm，造成泵機構(gòu)滲油。

4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案及分析

4.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案

根據(jù)模態(tài)分析和諧響應分析結(jié)果可知原飛輪殼設(shè)計容易造成共振，驅(qū)動軸油封處存在大位移跳動，是造成泵軸封滲油的主要原因。針對這個問題，提出了以下幾個方案：①飛輪殼連接盤厚度由原來的12mm增加到14mm；②增加飛輪殼連接盤厚度到16mm；③改變飛輪殼連接盤的結(jié)構(gòu)，厚度不變；④連接盤外部加12條高度為3mm的加強筋；⑤連接盤外部加12條高度為5mm的加強筋，具體如圖5所示各方案簡圖。

4.2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的模態(tài)分析結(jié)果

求解優(yōu)化后泵模態(tài)分析前四階的固有頻率和振型如表3所示。

計算結(jié)果表明，方案1、方案4、方案5的一、二階固有頻率都處在其激振頻域（150Hz-360Hz）內(nèi)，易發(fā)生共振現(xiàn)象。方案2和方案3的一階固有頻率落在激振頻域內(nèi)，二階及二階以上的固有頻率均不在激振頻域內(nèi)。

4.3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的諧響應分析

4.3.1 方案1諧響應分析。因泵的激振頻率在150Hz～360Hz內(nèi)，方案1的一階、二階固有頻率分別為312Hz和350Hz，只需對該泵進行300Hz～360Hz的諧響應分析，如圖6所示該方案泵驅(qū)動軸軸承油封的位移云圖。

根據(jù)圖6可知，方案1的泵一階固有頻率312Hz（轉(zhuǎn)速2080rpm）時，驅(qū)動軸軸承油封處的位移是0.5～2.5mm；泵二階固有頻率350Hz（轉(zhuǎn)速2333rpm）時，驅(qū)動軸軸承油封處的位移是0.002～0.01mm。增加連接盤2mm厚度雖然提高了泵機構(gòu)的動態(tài)剛度，但位移量仍然較大，且2080rpm為發(fā)動機經(jīng)常工作轉(zhuǎn)速，所以該方案并沒有徹底解決問題。

4.3.2 方案2諧響應分析。根據(jù)方案2的模態(tài)分析結(jié)果，系統(tǒng)的一階固有頻率359Hz落在激振頻域內(nèi)，只需要確定驅(qū)動軸軸承油封處在一階發(fā)生位移的大小，如圖7所示。

從圖7云圖可知，方案2泵一階固有頻率359Hz（轉(zhuǎn)速2393rpm）時，驅(qū)動軸軸承處的位移是0.2～1mm。同時，由于2393rpm已是發(fā)動機轉(zhuǎn)速的最大值，發(fā)動機很少在該轉(zhuǎn)速下工作，所以加厚4mm連接盤厚度能夠明顯提高了泵機構(gòu)的動態(tài)剛度。

4.3.3 方案3諧響應分析。方案3是對飛輪殼連接盤的結(jié)構(gòu)進行了改變，泵的一階固有頻率328Hz處在其激振頻域內(nèi)，對該方案下的泵進行320Hz～330Hz的諧響應分析，如圖8所示。諧響應分析結(jié)果表明方案3泵一階固有頻率328Hz（轉(zhuǎn)速2187rpm）時，驅(qū)動軸軸承處的位移是0.3～1.3mm，說明此種連接盤結(jié)構(gòu)較好地提高了泵機構(gòu)的動態(tài)剛度。

4.3.4 方案4諧響應分析。方案4在連接盤外部加12條高度為3mm的加強筋，系統(tǒng)的一階、二階固有頻率分別為303Hz和338Hz，均落在激振頻域，易發(fā)生共振現(xiàn)象，導致連接盤和液壓泵主軸之間的較大串動。

只需對該泵進行300Hz～360Hz的諧響應分析，如圖9、10所示諧響應分析云圖，從圖中可知泵一階固有頻率303Hz（轉(zhuǎn)速2020rpm）時，驅(qū)動軸軸承處的位移是0.8～4mm。相對原設(shè)計，增加3毫米的加強筋能夠改善結(jié)構(gòu)的動態(tài)剛度，但是2020rpm為發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速，且4mm位移偏大，改善的效果有限。

4.3.5 方案5諧響應分析。方案5在連接盤外部加12條高度為5mm的加強筋，一階固有頻率落在激振頻域內(nèi)，只需對該泵進行300Hz～360Hz的諧響應分析。

如圖11所示，結(jié)果表明方案55泵一階固有頻率343.19Hz（轉(zhuǎn)速2288rpm）時，驅(qū)動軸軸承處的位移是0.5～2.4mm，說明連接盤加筋條明顯提高了泵機構(gòu)的動態(tài)剛度。

結(jié)合發(fā)動機的常用工作轉(zhuǎn)速，表4對五種方案的諧響應分析結(jié)果進行了統(tǒng)計，從表中可以看出方案2和方案3為最優(yōu)選，方案5其次。

5 結(jié)論

本文以玉柴重工某噸位的挖掘機軸封滲油問題作為研究對象，進行了模態(tài)分析和諧響應分析，分析結(jié)果表明原飛輪殼連接盤在一階固有頻率285.09Hz（轉(zhuǎn)速1900rpm）時，驅(qū)動軸軸承油封處的動態(tài)位移達到2.5～5.7mm，其發(fā)生的共振及驅(qū)動軸軸承油封處大位移跳動能夠引起泵機構(gòu)的滲油。為了提高結(jié)構(gòu)的動態(tài)剛度，文中提出了增加飛輪殼連接板厚度、改變連接盤結(jié)構(gòu)以及增加加強筋等5種方案，并通過模態(tài)分析和諧響應分析了每種方案的改善效果，結(jié)果表明方案2的將壁厚增加4mm和方案3的新型飛輪殼連接盤結(jié)構(gòu)能夠很好地改善結(jié)構(gòu)的動態(tài)剛度，有效解決泵軸封滲油的問題，目前方案2已在玉柴重工應用推廣。

參考文獻：

[1]朱傳寶，涂曉丹，鄧園.液壓挖掘機節(jié)能控制系統(tǒng)研究[J].建設(shè)機械技術(shù)與管理，2011（05）.

[2]李艷杰，于安才，姜繼海.挖掘機節(jié)能液壓控制系統(tǒng)分析與應用[J].液壓與氣動，2010（08）.

[3]蘇長力，于占華.泵軸機械密封的失效分析[J].中華紙業(yè)， 2007（01）.

摘要： 文中對挖掘機泵連接處進行三維建模，通過模態(tài)分析和諧響應分析發(fā)現(xiàn)動剛度是泵軸封滲油的主要原因。為了提高軸封機械結(jié)構(gòu)的動剛度，文中提出5種方案，并對方案進行了分析和對比，最后得到了相對較優(yōu)的方案。

關(guān)鍵詞： 挖掘機；軸封滲油；模態(tài)分析；諧響應分析

中圖分類號：TU621 文獻標識碼：A 文章編號：1006-4311（2014）24-0023-03

0 引言

挖掘機泵軸封滲油問題是困擾很多主機廠的問題，該故障現(xiàn)象多出現(xiàn)在1500-2000小時之間。由于泵的價值高、維修服務非常復雜，非常有必要從設(shè)計角度分析該故障的根本原因并找到解決對策。

1 模型建立

下面以玉柴重工某噸位挖掘機作為分析對象，在pro/e中建立零件幾何模型，簡化不影響結(jié)構(gòu)強度性能的小圓孔、小倒角等細微特征，再按照工作狀況進行裝配創(chuàng)建組件模型，然后導入ANSYS Workbench中，接著采用10節(jié)點3自由度實體單元solid187進行網(wǎng)格劃分。飛輪殼連接盤和液壓泵的材料基本都是鑄鋼，它們的材料力學性能如表1所示。

2 模態(tài)分析

泵的模態(tài)分析需在安裝孔面上施加固定約束（Fixed Support），泵體的質(zhì)量有質(zhì)量點控制。如圖1所示。

求解泵模態(tài)分析前六階的固有頻率和振型如表2所示。

根據(jù)發(fā)動機轉(zhuǎn)速和減速比，可算出泵的振動頻率范圍為150Hz～360Hz。計算結(jié)果表明，泵的一、二、三階固有頻率都處在其激振頻域內(nèi)，易發(fā)生共振現(xiàn)象，導致連接盤和液壓泵主軸之間的較大串動。

3 諧響應分析

因泵的激振頻率在150Hz～360Hz內(nèi)，只需對該泵進行250Hz～360Hz的諧響應分析。諧響應分析載荷與約束如圖2所示。

根據(jù)分析結(jié)構(gòu)得知三階固有頻率時，驅(qū)動軸是前后擺動，對故障的影響不是很大，故重點觀察泵的一、二階固有頻率。圖3、圖4分別是頻率為285Hz、317Hz時泵驅(qū)動軸軸承油封處的位移云圖。諧響應分析可知，泵一階固有頻率285.09Hz（轉(zhuǎn)速1900rpm）時，易發(fā)生共振，導致驅(qū)動軸發(fā)生大位移跳動，驅(qū)動軸軸承油封處的位移是2.5～5.7mm，造成泵機構(gòu)滲油。

4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案及分析

4.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案

根據(jù)模態(tài)分析和諧響應分析結(jié)果可知原飛輪殼設(shè)計容易造成共振，驅(qū)動軸油封處存在大位移跳動，是造成泵軸封滲油的主要原因。針對這個問題，提出了以下幾個方案：①飛輪殼連接盤厚度由原來的12mm增加到14mm；②增加飛輪殼連接盤厚度到16mm；③改變飛輪殼連接盤的結(jié)構(gòu)，厚度不變；④連接盤外部加12條高度為3mm的加強筋；⑤連接盤外部加12條高度為5mm的加強筋，具體如圖5所示各方案簡圖。

4.2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的模態(tài)分析結(jié)果

求解優(yōu)化后泵模態(tài)分析前四階的固有頻率和振型如表3所示。

計算結(jié)果表明，方案1、方案4、方案5的一、二階固有頻率都處在其激振頻域（150Hz-360Hz）內(nèi)，易發(fā)生共振現(xiàn)象。方案2和方案3的一階固有頻率落在激振頻域內(nèi)，二階及二階以上的固有頻率均不在激振頻域內(nèi)。

4.3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的諧響應分析

4.3.1 方案1諧響應分析。因泵的激振頻率在150Hz～360Hz內(nèi)，方案1的一階、二階固有頻率分別為312Hz和350Hz，只需對該泵進行300Hz～360Hz的諧響應分析，如圖6所示該方案泵驅(qū)動軸軸承油封的位移云圖。

根據(jù)圖6可知，方案1的泵一階固有頻率312Hz（轉(zhuǎn)速2080rpm）時，驅(qū)動軸軸承油封處的位移是0.5～2.5mm；泵二階固有頻率350Hz（轉(zhuǎn)速2333rpm）時，驅(qū)動軸軸承油封處的位移是0.002～0.01mm。增加連接盤2mm厚度雖然提高了泵機構(gòu)的動態(tài)剛度，但位移量仍然較大，且2080rpm為發(fā)動機經(jīng)常工作轉(zhuǎn)速，所以該方案并沒有徹底解決問題。

4.3.2 方案2諧響應分析。根據(jù)方案2的模態(tài)分析結(jié)果，系統(tǒng)的一階固有頻率359Hz落在激振頻域內(nèi)，只需要確定驅(qū)動軸軸承油封處在一階發(fā)生位移的大小，如圖7所示。

從圖7云圖可知，方案2泵一階固有頻率359Hz（轉(zhuǎn)速2393rpm）時，驅(qū)動軸軸承處的位移是0.2～1mm。同時，由于2393rpm已是發(fā)動機轉(zhuǎn)速的最大值，發(fā)動機很少在該轉(zhuǎn)速下工作，所以加厚4mm連接盤厚度能夠明顯提高了泵機構(gòu)的動態(tài)剛度。

4.3.3 方案3諧響應分析。方案3是對飛輪殼連接盤的結(jié)構(gòu)進行了改變，泵的一階固有頻率328Hz處在其激振頻域內(nèi)，對該方案下的泵進行320Hz～330Hz的諧響應分析，如圖8所示。諧響應分析結(jié)果表明方案3泵一階固有頻率328Hz（轉(zhuǎn)速2187rpm）時，驅(qū)動軸軸承處的位移是0.3～1.3mm，說明此種連接盤結(jié)構(gòu)較好地提高了泵機構(gòu)的動態(tài)剛度。

4.3.4 方案4諧響應分析。方案4在連接盤外部加12條高度為3mm的加強筋，系統(tǒng)的一階、二階固有頻率分別為303Hz和338Hz，均落在激振頻域，易發(fā)生共振現(xiàn)象，導致連接盤和液壓泵主軸之間的較大串動。

只需對該泵進行300Hz～360Hz的諧響應分析，如圖9、10所示諧響應分析云圖，從圖中可知泵一階固有頻率303Hz（轉(zhuǎn)速2020rpm）時，驅(qū)動軸軸承處的位移是0.8～4mm。相對原設(shè)計，增加3毫米的加強筋能夠改善結(jié)構(gòu)的動態(tài)剛度，但是2020rpm為發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速，且4mm位移偏大，改善的效果有限。

4.3.5 方案5諧響應分析。方案5在連接盤外部加12條高度為5mm的加強筋，一階固有頻率落在激振頻域內(nèi)，只需對該泵進行300Hz～360Hz的諧響應分析。

如圖11所示，結(jié)果表明方案55泵一階固有頻率343.19Hz（轉(zhuǎn)速2288rpm）時，驅(qū)動軸軸承處的位移是0.5～2.4mm，說明連接盤加筋條明顯提高了泵機構(gòu)的動態(tài)剛度。

結(jié)合發(fā)動機的常用工作轉(zhuǎn)速，表4對五種方案的諧響應分析結(jié)果進行了統(tǒng)計，從表中可以看出方案2和方案3為最優(yōu)選，方案5其次。

5 結(jié)論

本文以玉柴重工某噸位的挖掘機軸封滲油問題作為研究對象，進行了模態(tài)分析和諧響應分析，分析結(jié)果表明原飛輪殼連接盤在一階固有頻率285.09Hz（轉(zhuǎn)速1900rpm）時，驅(qū)動軸軸承油封處的動態(tài)位移達到2.5～5.7mm，其發(fā)生的共振及驅(qū)動軸軸承油封處大位移跳動能夠引起泵機構(gòu)的滲油。為了提高結(jié)構(gòu)的動態(tài)剛度，文中提出了增加飛輪殼連接板厚度、改變連接盤結(jié)構(gòu)以及增加加強筋等5種方案，并通過模態(tài)分析和諧響應分析了每種方案的改善效果，結(jié)果表明方案2的將壁厚增加4mm和方案3的新型飛輪殼連接盤結(jié)構(gòu)能夠很好地改善結(jié)構(gòu)的動態(tài)剛度，有效解決泵軸封滲油的問題，目前方案2已在玉柴重工應用推廣。

參考文獻：

[1]朱傳寶，涂曉丹，鄧園.液壓挖掘機節(jié)能控制系統(tǒng)研究[J].建設(shè)機械技術(shù)與管理，2011（05）.

[2]李艷杰，于安才，姜繼海.挖掘機節(jié)能液壓控制系統(tǒng)分析與應用[J].液壓與氣動，2010（08）.

[3]蘇長力，于占華.泵軸機械密封的失效分析[J].中華紙業(yè)， 2007（01）.

摘要： 文中對挖掘機泵連接處進行三維建模，通過模態(tài)分析和諧響應分析發(fā)現(xiàn)動剛度是泵軸封滲油的主要原因。為了提高軸封機械結(jié)構(gòu)的動剛度，文中提出5種方案，并對方案進行了分析和對比，最后得到了相對較優(yōu)的方案。

關(guān)鍵詞： 挖掘機；軸封滲油；模態(tài)分析；諧響應分析

中圖分類號：TU621 文獻標識碼：A 文章編號：1006-4311（2014）24-0023-03

0 引言

挖掘機泵軸封滲油問題是困擾很多主機廠的問題，該故障現(xiàn)象多出現(xiàn)在1500-2000小時之間。由于泵的價值高、維修服務非常復雜，非常有必要從設(shè)計角度分析該故障的根本原因并找到解決對策。

1 模型建立

下面以玉柴重工某噸位挖掘機作為分析對象，在pro/e中建立零件幾何模型，簡化不影響結(jié)構(gòu)強度性能的小圓孔、小倒角等細微特征，再按照工作狀況進行裝配創(chuàng)建組件模型，然后導入ANSYS Workbench中，接著采用10節(jié)點3自由度實體單元solid187進行網(wǎng)格劃分。飛輪殼連接盤和液壓泵的材料基本都是鑄鋼，它們的材料力學性能如表1所示。

2 模態(tài)分析

泵的模態(tài)分析需在安裝孔面上施加固定約束（Fixed Support），泵體的質(zhì)量有質(zhì)量點控制。如圖1所示。

求解泵模態(tài)分析前六階的固有頻率和振型如表2所示。

根據(jù)發(fā)動機轉(zhuǎn)速和減速比，可算出泵的振動頻率范圍為150Hz～360Hz。計算結(jié)果表明，泵的一、二、三階固有頻率都處在其激振頻域內(nèi)，易發(fā)生共振現(xiàn)象，導致連接盤和液壓泵主軸之間的較大串動。

3 諧響應分析

因泵的激振頻率在150Hz～360Hz內(nèi)，只需對該泵進行250Hz～360Hz的諧響應分析。諧響應分析載荷與約束如圖2所示。

根據(jù)分析結(jié)構(gòu)得知三階固有頻率時，驅(qū)動軸是前后擺動，對故障的影響不是很大，故重點觀察泵的一、二階固有頻率。圖3、圖4分別是頻率為285Hz、317Hz時泵驅(qū)動軸軸承油封處的位移云圖。諧響應分析可知，泵一階固有頻率285.09Hz（轉(zhuǎn)速1900rpm）時，易發(fā)生共振，導致驅(qū)動軸發(fā)生大位移跳動，驅(qū)動軸軸承油封處的位移是2.5～5.7mm，造成泵機構(gòu)滲油。

4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案及分析

4.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案

根據(jù)模態(tài)分析和諧響應分析結(jié)果可知原飛輪殼設(shè)計容易造成共振，驅(qū)動軸油封處存在大位移跳動，是造成泵軸封滲油的主要原因。針對這個問題，提出了以下幾個方案：①飛輪殼連接盤厚度由原來的12mm增加到14mm；②增加飛輪殼連接盤厚度到16mm；③改變飛輪殼連接盤的結(jié)構(gòu)，厚度不變；④連接盤外部加12條高度為3mm的加強筋；⑤連接盤外部加12條高度為5mm的加強筋，具體如圖5所示各方案簡圖。

4.2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的模態(tài)分析結(jié)果

求解優(yōu)化后泵模態(tài)分析前四階的固有頻率和振型如表3所示。

計算結(jié)果表明，方案1、方案4、方案5的一、二階固有頻率都處在其激振頻域（150Hz-360Hz）內(nèi)，易發(fā)生共振現(xiàn)象。方案2和方案3的一階固有頻率落在激振頻域內(nèi)，二階及二階以上的固有頻率均不在激振頻域內(nèi)。

4.3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的諧響應分析

4.3.1 方案1諧響應分析。因泵的激振頻率在150Hz～360Hz內(nèi)，方案1的一階、二階固有頻率分別為312Hz和350Hz，只需對該泵進行300Hz～360Hz的諧響應分析，如圖6所示該方案泵驅(qū)動軸軸承油封的位移云圖。

根據(jù)圖6可知，方案1的泵一階固有頻率312Hz（轉(zhuǎn)速2080rpm）時，驅(qū)動軸軸承油封處的位移是0.5～2.5mm；泵二階固有頻率350Hz（轉(zhuǎn)速2333rpm）時，驅(qū)動軸軸承油封處的位移是0.002～0.01mm。增加連接盤2mm厚度雖然提高了泵機構(gòu)的動態(tài)剛度，但位移量仍然較大，且2080rpm為發(fā)動機經(jīng)常工作轉(zhuǎn)速，所以該方案并沒有徹底解決問題。

4.3.2 方案2諧響應分析。根據(jù)方案2的模態(tài)分析結(jié)果，系統(tǒng)的一階固有頻率359Hz落在激振頻域內(nèi)，只需要確定驅(qū)動軸軸承油封處在一階發(fā)生位移的大小，如圖7所示。

從圖7云圖可知，方案2泵一階固有頻率359Hz（轉(zhuǎn)速2393rpm）時，驅(qū)動軸軸承處的位移是0.2～1mm。同時，由于2393rpm已是發(fā)動機轉(zhuǎn)速的最大值，發(fā)動機很少在該轉(zhuǎn)速下工作，所以加厚4mm連接盤厚度能夠明顯提高了泵機構(gòu)的動態(tài)剛度。

4.3.3 方案3諧響應分析。方案3是對飛輪殼連接盤的結(jié)構(gòu)進行了改變，泵的一階固有頻率328Hz處在其激振頻域內(nèi)，對該方案下的泵進行320Hz～330Hz的諧響應分析，如圖8所示。諧響應分析結(jié)果表明方案3泵一階固有頻率328Hz（轉(zhuǎn)速2187rpm）時，驅(qū)動軸軸承處的位移是0.3～1.3mm，說明此種連接盤結(jié)構(gòu)較好地提高了泵機構(gòu)的動態(tài)剛度。

4.3.4 方案4諧響應分析。方案4在連接盤外部加12條高度為3mm的加強筋，系統(tǒng)的一階、二階固有頻率分別為303Hz和338Hz，均落在激振頻域，易發(fā)生共振現(xiàn)象，導致連接盤和液壓泵主軸之間的較大串動。

只需對該泵進行300Hz～360Hz的諧響應分析，如圖9、10所示諧響應分析云圖，從圖中可知泵一階固有頻率303Hz（轉(zhuǎn)速2020rpm）時，驅(qū)動軸軸承處的位移是0.8～4mm。相對原設(shè)計，增加3毫米的加強筋能夠改善結(jié)構(gòu)的動態(tài)剛度，但是2020rpm為發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速，且4mm位移偏大，改善的效果有限。

4.3.5 方案5諧響應分析。方案5在連接盤外部加12條高度為5mm的加強筋，一階固有頻率落在激振頻域內(nèi)，只需對該泵進行300Hz～360Hz的諧響應分析。

如圖11所示，結(jié)果表明方案55泵一階固有頻率343.19Hz（轉(zhuǎn)速2288rpm）時，驅(qū)動軸軸承處的位移是0.5～2.4mm，說明連接盤加筋條明顯提高了泵機構(gòu)的動態(tài)剛度。

結(jié)合發(fā)動機的常用工作轉(zhuǎn)速，表4對五種方案的諧響應分析結(jié)果進行了統(tǒng)計，從表中可以看出方案2和方案3為最優(yōu)選，方案5其次。

5 結(jié)論

本文以玉柴重工某噸位的挖掘機軸封滲油問題作為研究對象，進行了模態(tài)分析和諧響應分析，分析結(jié)果表明原飛輪殼連接盤在一階固有頻率285.09Hz（轉(zhuǎn)速1900rpm）時，驅(qū)動軸軸承油封處的動態(tài)位移達到2.5～5.7mm，其發(fā)生的共振及驅(qū)動軸軸承油封處大位移跳動能夠引起泵機構(gòu)的滲油。為了提高結(jié)構(gòu)的動態(tài)剛度，文中提出了增加飛輪殼連接板厚度、改變連接盤結(jié)構(gòu)以及增加加強筋等5種方案，并通過模態(tài)分析和諧響應分析了每種方案的改善效果，結(jié)果表明方案2的將壁厚增加4mm和方案3的新型飛輪殼連接盤結(jié)構(gòu)能夠很好地改善結(jié)構(gòu)的動態(tài)剛度，有效解決泵軸封滲油的問題，目前方案2已在玉柴重工應用推廣。

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