張 野，李 娜，朱繪麗，安林超，楊用增

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電解鋁多功能起重機(jī)打殼機(jī)構(gòu)機(jī)械故障原因分析

張 野，李 娜，朱繪麗，安林超，楊用增

（河南工學(xué)院，河南 新鄉(xiāng) 453003）

打殼機(jī)構(gòu)是電解鋁多功能起重機(jī)的重要工作機(jī)構(gòu)之一，依靠高頻率的振動(dòng)將黏附在電解槽及陽(yáng)極碳?jí)K周?chē)慕Y(jié)殼打碎。它的這種工作特點(diǎn)使它的結(jié)構(gòu)和零件在高頻振動(dòng)時(shí)產(chǎn)生共振，引起磨損以及疲勞破壞。目前對(duì)其研究大多僅停留在簡(jiǎn)單的外形設(shè)計(jì)和靜力學(xué)校核階段，這阻礙了該機(jī)構(gòu)性能的進(jìn)一步提升，文章采用有限元方法對(duì)打殼機(jī)構(gòu)模態(tài)特性進(jìn)行研究，為其結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供了參考和依據(jù)。

電解鋁；打殼機(jī)構(gòu)；模態(tài)特性；電解鋁多功能起重機(jī)；故障

0 引言

打殼機(jī)構(gòu)是電解鋁多功能起重機(jī)的重要工作機(jī)構(gòu)之一，依靠高頻率的振動(dòng)將黏附在電解槽及陽(yáng)極碳?jí)K周?chē)慕Y(jié)殼打碎。目前打殼機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式為四連桿打殼機(jī)構(gòu)（見(jiàn)圖1）。打殼機(jī)構(gòu)的工作條件惡劣，經(jīng)常出現(xiàn)金屬結(jié)構(gòu)裂紋、緊固件連接失效以及液壓件密封失效等故障，本文將分析這些故障產(chǎn)生的原因并提出改進(jìn)意見(jiàn)。

圖1 四連桿打殼機(jī)構(gòu)

1 打殼機(jī)構(gòu)的靜力學(xué)分析

由于機(jī)構(gòu)的金屬結(jié)構(gòu)部分常出現(xiàn)裂紋故障，為了校核打殼機(jī)構(gòu)靜強(qiáng)度是否滿足要求，首先對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)分析。

1.1 打殼機(jī)構(gòu)的相關(guān)參數(shù)

打殼機(jī)構(gòu)的基本參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 打殼機(jī)構(gòu)的部分技術(shù)參數(shù)

1.2 打殼機(jī)構(gòu)有限元模型的建立

首先采用Solidworks2014建立機(jī)構(gòu)的三維幾何模型，然后利用Solidworks與ANSYS Workbench有限元分析軟件的無(wú)縫連接，將幾何模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench中，最終建立機(jī)構(gòu)的有限元模型(見(jiàn)圖2)。

最終有限元模型共有節(jié)點(diǎn)416138個(gè)，單元127984個(gè)。

1.3 打殼機(jī)構(gòu)所受到的載荷

打殼機(jī)構(gòu)的釬桿處受到氣動(dòng)打擊頭提供的打擊力以及四連桿各零件自重以及擺動(dòng)油缸所產(chǎn)生的壓緊力，其受力圖為圖3所示：

總=+0

式中總—釬桿處受到的外力（N）

0—連桿自重、油缸推力折合在釬桿處的外力（N）

—釬桿處打擊頭提供的最大打擊力，已知=8000N

上—上連桿重，上=92kg

下—下連桿重，下=92kg

固—固定架重，固=78kg

推—擺動(dòng)油缸推力，推=80384N

釬桿處受到的外力為

總=+0=8000+29614=37614N

在釬桿的下表面上添加大小為37614N的載荷，載荷方向?yàn)榇怪毕卤砻妗?/p>

圖3 機(jī)構(gòu)受力圖

1.4 靜力學(xué)分析結(jié)果

最終計(jì)算所得到的機(jī)構(gòu)和各主要零件的應(yīng)力大小及應(yīng)力圖見(jiàn)圖4所示：

通過(guò)等效應(yīng)力圖4可以看出，在工況2的情況下，最大應(yīng)力出現(xiàn)在下連桿與固定架連接的銷軸上，最大應(yīng)力為211.68MPa。其他主要的零件及最大應(yīng)力位置見(jiàn)圖5和圖6。

根據(jù)分析結(jié)果來(lái)看，靜載荷使機(jī)構(gòu)所產(chǎn)生的最大應(yīng)力小于材料的屈服極限，不足以使機(jī)構(gòu)的金屬結(jié)構(gòu)產(chǎn)生破壞，故對(duì)于打殼機(jī)構(gòu)而言，僅僅考慮靜載荷的作用是不夠的。

圖4 機(jī)構(gòu)等效應(yīng)力圖

圖5 上連桿等效應(yīng)力圖

圖6 下連桿等效應(yīng)力圖

2 打殼機(jī)構(gòu)模態(tài)分析

從靜力學(xué)分析結(jié)果來(lái)看，如果把打殼機(jī)構(gòu)所受到的載荷簡(jiǎn)化為靜載荷的話，得到的應(yīng)力大小不足以使機(jī)構(gòu)的零件產(chǎn)生破壞，而作用在打殼機(jī)構(gòu)上的載荷的頻率為20Hz，顯然載荷變化對(duì)結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的影響較大，相應(yīng)的載荷應(yīng)被看作動(dòng)載荷，所以打殼機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)計(jì)算問(wèn)題屬動(dòng)力學(xué)問(wèn)題。因此，我們將從模態(tài)分析入手，探討打殼機(jī)構(gòu)的故障原因。

2.1 模態(tài)分析基本步驟

模態(tài)分析是基于振動(dòng)學(xué)的相關(guān)理論，目的在于研究模態(tài)參數(shù)的一種分析方法。它既是系統(tǒng)識(shí)別理論在機(jī)械振動(dòng)領(lǐng)域的應(yīng)用，同時(shí)也是研究結(jié)構(gòu)的動(dòng)力特征的一種重要方法。

系統(tǒng)的總頻率響應(yīng)函數(shù)可以由單個(gè)模態(tài)的頻率響應(yīng)函數(shù)疊加而成，對(duì)于超過(guò)所考慮的頻率范圍越大的模態(tài)對(duì)總的頻響函數(shù)的作用也越小，所以我們可以不考慮那些超過(guò)所考慮頻率范圍較大的模態(tài)。這樣在實(shí)際應(yīng)用中，人們通常只要關(guān)注它的前幾階模態(tài)以至十幾階模態(tài)，就可以滿足需求，而計(jì)算量卻大大地減少了。

一般說(shuō)來(lái)，我們采用有限元方法進(jìn)行模態(tài)分析大體需要經(jīng)過(guò)：建模，加載及求解，擴(kuò)展模態(tài)和觀察結(jié)果等主要過(guò)程，具體流程如圖7所示：

圖7 模態(tài)分析的過(guò)程圖

2.2 模態(tài)分析結(jié)果

采用ANSYS Workbench對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析，得到前10階模態(tài)頻率如表2。

表2 打殼機(jī)構(gòu)固有頻率

打殼機(jī)構(gòu)前6階模態(tài)的振型如下：

1）1階模態(tài)的固有頻率為0.39281Hz。振型如圖8所示，在此模態(tài)中，釬桿和四連桿沿著軸的方向擺動(dòng)，其中固定架和釬桿擺動(dòng)最為劇烈。

2）2階模態(tài)的固有頻率為0.66256Hz。振型如圖9所示，在此模態(tài)中，擺動(dòng)最劇烈位置仍然為固定架和釬桿。

3）3階模態(tài)的固有頻率為3.5108Hz。振型如圖10所示，在此模態(tài)中，釬桿和固定架繞著軸的方向轉(zhuǎn)動(dòng)，其中固定架和釬桿轉(zhuǎn)動(dòng)最為劇烈。

4）4階模態(tài)的固有頻率為6.7219Hz。振型如圖11所示，在此模態(tài)中，整個(gè)機(jī)構(gòu)沿著軸的方向擺動(dòng)，其中伸縮油缸的擺動(dòng)最為劇烈。

5）5階模態(tài)的固有頻率為8.3981Hz。振型如圖12所示，在此模態(tài)中，伸縮油缸尾部沿方向擺動(dòng)，固定架和釬桿輕微擺動(dòng)，其他位置幾乎無(wú)任何振動(dòng)。

6）6階模態(tài)的固有頻率為9.9116Hz。振型如圖13所示，在此模態(tài)中，機(jī)構(gòu)上方和下放發(fā)生沿方向擺動(dòng)，其中伸縮油缸的擺動(dòng)最為劇烈。

7階~10階段模態(tài)對(duì)結(jié)構(gòu)影響較小，故忽略不計(jì)。

3 故障分析及改進(jìn)

通過(guò)模態(tài)分析的結(jié)果來(lái)看，前3階模態(tài)的最大響應(yīng)位置均出現(xiàn)在打擊頭固定架和釬桿上，第4到10階模態(tài)的最大響應(yīng)都出現(xiàn)在伸縮油缸上，由于打擊頭的工作頻率為0~20Hz，覆蓋了整個(gè)1-10階頻率，因此在打殼機(jī)工作時(shí)，工作頻率與各階模態(tài)頻率接近時(shí)將引起相應(yīng)位置的共振，這樣在響應(yīng)的最大位置將出現(xiàn)諸如裂紋、固定螺栓松動(dòng)以及油缸密封失效等故障。為了避免這些現(xiàn)象，在設(shè)計(jì)時(shí)還應(yīng)對(duì)這些部位進(jìn)行加強(qiáng)，尤其是那些本身應(yīng)力較大的位置。對(duì)此我們采用了如下改進(jìn)措施：

1）打殼頭固定架由鑄鋼改為55號(hào)鋼整體鍛造后加工而成，強(qiáng)度大大增強(qiáng)，同時(shí)也增大了固定架的固有頻率，使其能夠避開(kāi)打擊頭的工作頻率，解決了固定架易斷裂的問(wèn)題。

2）優(yōu)化了連桿的形狀，材質(zhì)由原有普通鋼板改為耐熱性較好而且防磁的奧氏體不銹鋼1Cr18Ni9Ti制作。

3）釬桿直徑由原有50增加至70，材質(zhì)由45號(hào)鋼改為1Cr18Ni9Ti制作。

4）油缸由專業(yè)廠家生產(chǎn)，與供貨商協(xié)商后增加了缸體的厚度，以獲得較大的系統(tǒng)剛性，從而避開(kāi)了打擊頭的工作頻率。

4 結(jié)束語(yǔ)

在本項(xiàng)目中對(duì)電解鋁多功能機(jī)組打殼機(jī)構(gòu)進(jìn)行了靜強(qiáng)度和模態(tài)分析，所得到的結(jié)果表明打殼機(jī)構(gòu)機(jī)械故障的主要原因并非簡(jiǎn)單的靜強(qiáng)度破壞，而是由于機(jī)械振動(dòng)所導(dǎo)致的破壞。對(duì)于采用振動(dòng)原理工作的產(chǎn)品，例如破碎錘，振動(dòng)設(shè)備等與本產(chǎn)品一樣，在進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)需進(jìn)一步對(duì)其進(jìn)行動(dòng)力學(xué)方面的分析，而非簡(jiǎn)單的靜強(qiáng)度分析。

（責(zé)任編輯呂春紅）

[1]GB/T3811-2008.起重機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范[S].

[2]YS/T7-2008.鋁電解多功能機(jī)組技術(shù)條件[S].

[4]張質(zhì)文,等.起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京:中國(guó)鐵道出版社,1998.

[5]張野.PTM鶴式打殼裝置設(shè)計(jì)[J].河南科技學(xué)院學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版),2012（04）.

[6]李欣業(yè).機(jī)械振動(dòng)（第四版）[M].北京：清華大學(xué)出版社，2009.

[7]鄺吉貴.鋁電解多功能機(jī)組關(guān)鍵技術(shù)及部件的分析與研究[D].太原：太原科技大學(xué),2011.

2016-06-25

張野（1981―），男，黑龍江佳木斯人，工程師，碩士，主要從事起重機(jī)設(shè)計(jì)研究。

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1008–2093(2016)05–0012–04