鮑娟，李德保

（無錫市鉆通工程機械有限公司，江蘇 無錫 214161）

0 引言

在非開挖鋪管施工中，鉆孔、擴孔時產生的鉆渣必須予以排除，才能使鉆、擴工序持續(xù)進行。為此，采用成孔液循環(huán)來沖洗鉆孔，用泥漿泵從蓄漿池或蓄漿罐中抽汲漿液，通過鉆桿內孔泵壓到孔底，沖洗被鉆頭或擴孔器破碎下來的鉆渣，再流經鉆桿和孔壁之間的環(huán)隙通道，返出地面，回到蓄漿池或罐中，不斷循環(huán)使用。所以，泥漿泵站與泥漿攪拌站是非開挖鋪管施工的主要配套設備之一。將泥漿泵站與泥漿攪拌站兩者結合起來作為一個單獨的設備使用，可以省去復雜的水管連接、節(jié)約設備存放空間、提高設備搬運效率等。在此基礎上，鉆通公司設計研制了ZT－4LF型可移動式泥漿泵攪拌站，該設備可與ZT－35D型非開挖鋪管鉆機配套使用。底架大梁是泥漿泵攪拌站的主要受力部件，本文研究的ZT－4LF型泥漿泵攪拌站底架大梁經常出現(xiàn)局部變形的情況，有必要對底架大梁進行研究。本文對底架大梁進行受力和位移以及模態(tài)分析，找出底架大梁的應力分布情況和危險部位。這樣我們就可以改進底架大梁的設計，從而降低應力最大值和變形量，提高泥漿泵攪拌站的可靠性和使用壽命。

圖1 泥漿泵攪拌站結構原理圖

1 泥漿泵攪拌站的工作原理

泥漿泵攪拌站分為泥漿泵系統(tǒng)、泥漿攪拌系統(tǒng)、履帶行走系統(tǒng)，散熱系統(tǒng)以及輔助系統(tǒng)，具體如圖1所示，其中泥漿泵系統(tǒng)是為了實現(xiàn)在鉆孔和擴孔的過程中向孔中泵送泥漿的功能，泥漿攪拌系統(tǒng)是為了實現(xiàn)泥漿的攪拌功能，履帶行走系統(tǒng)是為了實現(xiàn)泥漿泵攪拌站移動的功能，散熱系統(tǒng)是為了實現(xiàn)降低液壓系統(tǒng)工作溫度，從而保護液壓元件，提高液壓系統(tǒng)工作效率的功能，輔助系統(tǒng)是為了實現(xiàn)一些輔助作用，例如空氣過濾等。

泥漿泵攪拌站包含兩大動力模塊，分別由柴油機和汽油機驅動。該設備的泥漿泵系統(tǒng)、履帶行走系統(tǒng)，散熱系統(tǒng)以及輔助系統(tǒng)的動力由柴油機提供，柴油機右端和外側端通過聯(lián)軸器帶動雙聯(lián)齒輪泵從液壓油箱吸油，雙聯(lián)齒輪泵將液壓油通過電液換向閥和手動換向閥分別控制泥漿泵液壓馬達和行走液壓馬達，實現(xiàn)泥漿泵抽汲與泵壓泥漿成孔液以及履帶行走功能。柴油機的左端輸出軸帶動風扇對液壓系統(tǒng)的液壓油進行冷卻。消聲器和空氣過濾器等一些零部件是柴油機工作的輔助元件。該設備的泥漿泵攪拌系統(tǒng)的動力由汽油機提供，采用水流循環(huán)攪拌，啟動汽油機后，由汽油機直接帶動自吸污水泵工作，并通過球閥來控制泥漿攪拌系統(tǒng)的工作。泥漿泵攪拌站的液壓原理圖如圖2所示。

圖2 泥漿泵攪拌站液壓原理圖

2 底架大梁靜力學有限元分析

2.1 泥漿泵攪拌站底架大梁的有限元模型

泥漿泵攪拌站底架大梁由方管、槽鋼和板件構成，材料均為Q235A，彈性模量為219GPa，密度為7.85g／cm3，泊松比0.3，抗拉強度480MPa，屈服強度235MPa。由于結構尺寸較大，為了減少計算時間，提高工作效率，有限元建模時，在受力較大的部位對網格進行局部細化，有限元模型，如圖3所示。底架大梁安裝在泥漿泵攪拌站的履帶底盤上，所以將底架大梁的底端兩根長方管約束為固定。如圖3所示，底架大梁主要受柴油機、泥漿泵（兩臺）、齒輪泵、液壓油箱（加滿油）、散熱器和泥漿罐（加滿水）的重力影響，具體參數(shù)如表1所示。

表1 各部件質量參數(shù)表

圖3 泥漿泵底架大梁有限元模型

2.2 計算結果

本文運用AnsysWorkbench有限元軟件對底架大梁進行分析，得到底架大梁的應力云圖和位移云圖，如圖4和圖5所示。在圖4底架大梁應力云圖中得出，最大的應力出現(xiàn)在液壓油箱位置處，最大應力為260.93MPa，超出材料的屈服強度，在圖5底架大梁的位移云圖中得出，最大變形位移也出現(xiàn)在液壓油箱位置處，最大變形量為2.7628mm。

圖4 底架大梁應力云圖

圖5 底架大梁位移云圖

2.3 底架大梁結構優(yōu)化

底架大梁在其它位置處滿足設計要求，但是在油箱位置處的最大應力大于材料的屈服強度，最大變形位移也屬于大變形范圍，不滿足工程實際運用，容易在產品的運行過程中造成不良的后果，所以要對油箱位置部位進行結構優(yōu)化。本文將放置液壓油箱的板從2mm增加到3mm，并且在液壓油箱平板下墊一根長980mm的8#槽鋼。通過上述的優(yōu)化處理，得出底架大梁優(yōu)化后的有限元分析圖，如圖6和圖7所示。經過優(yōu)化，底架大梁的最大應力由260.93MPa減為80.046MPa，最大變形位移由2.7628mm減為0.67888mm，屬于小位移變形，滿足設計要求。

圖6 優(yōu)化后的底架大梁應力云圖

圖7 優(yōu)化后的底架大梁位移云圖

3 底架大梁模態(tài)分析

3.1 底架大梁模態(tài)分析理論

由彈性力學理論，可知底架大梁系統(tǒng)的運動微分方程為：

式中：M，C，K分別為底架大梁的質量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣；X··，X·，X 分別為底架大梁的振動加速度向量、速度向量和位移向量，X＝｛x1，x2，…，xn｝T；F（t）為底架大梁所受外界激振力向量：F（t）＝｛f1，f2，…，fn｝T。

假設沒有外力的作用，則F（t）＝0，求底架大梁的固有頻率時，阻尼的影響不大，則可以得到底架大梁的無阻尼自由振動的運動方程為：

對應的特征值方程為：

式中：ωi為第i階模態(tài)的固有頻率i＝1，2，…，n.

3.2 底架大梁模態(tài)分析

為了確定底架大梁結構的穩(wěn)定性，是否與各個激振頻率發(fā)生共振的現(xiàn)象，需要對其進行模態(tài)分析，驗證底架大梁的固有頻率是否滿足實際工作的要求。由于高階頻率具有一定的計算誤差，并且相對較難被激勵，因此在分析中只提取前六階的振型和固有頻率，其固有頻率如表2所示，具體每階的振型圖如圖8所示。

表2 模態(tài)計算結果

3.3 振源激勵選取與計算

由發(fā)動機激勵頻率計算公式：

式中：z—發(fā)動機缸數(shù)；

n—發(fā)動機轉速，r／min；

τ—發(fā)動機沖程數(shù)。

泥漿泵攪拌站用的是6缸4沖程發(fā)動機，怠速轉速為750r／min，額定轉速為2200r／min，則可以分別計算出發(fā)動機的激勵頻率為：

怠速：

額定轉速：

3.4 模態(tài)結果分析

由底架大梁的模態(tài)分析結果可知，底架大梁的六階模態(tài)分布在（48.6～73.4）范圍內，路面以及車輪激勵頻率是低頻率，通常情況下低于10Hz，不與底架大梁發(fā)生共振。發(fā)動機在在怠速時的激勵頻率為37.5Hz，在額定轉速下工作時的激勵頻率為110Hz。該底架大梁的振動頻率不與發(fā)動機的怠速和正常工作的激勵頻率發(fā)生共振。

由以上的分析可知，底架大梁的結構設計滿足要求，不與各激勵振源發(fā)生共振。

4 結論

通過建立底架大梁的三維模型，對底架大梁模型進行有限元分析，獲得底架大梁的應力和位移的變化情況，得出底架大梁的受力危險部位，并對其進行優(yōu)化，將底架大梁的最大應力由260.93MPa減為80.046MPa，最 大 變 形 位 移 由 2.7628mm 減 為0.67888mm。將底架大梁與實際工況的各種振源激勵比較，得出底架大梁的結構設計滿足要求，為底架大梁的動態(tài)特性設計提供了參考依據。經過優(yōu)化后的泥漿泵攪拌站如圖9所示。北京大學出版社，2002.

圖8 底架大梁前六階振型圖

圖9 優(yōu)化后的泥漿泵攪拌站

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