挖掘機泵軸封滲油故障分析

黨進+梁悅斌

摘要： 文中對挖掘機泵連接處進行三維建模，通過模態分析和諧響應分析發現動剛度是泵軸封滲油的主要原因。為了提高軸封機械結構的動剛度，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的方案。

關鍵詞： 挖掘機；軸封滲油；模態分析；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，該故障現象多出現在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，簡化不影響結構強度性能的小圓孔、小倒角等細微特征，再按照工作狀況進行裝配創建組件模型，然后導入ANSYS Workbench中，接著采用10節點3自由度實體單元solid187進行網格劃分。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 模態分析

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

求解泵模態分析前六階的固有頻率和振型如表2所示。

根據發動機轉速和減速比，可算出泵的振動頻率范圍為150Hz～360Hz。計算結果表明，泵的一、二、三階固有頻率都處在其激振頻域內，易發生共振現象，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，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。

根據分析結構得知三階固有頻率時，驅動軸是前后擺動，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（轉速1900rpm）時，易發生共振，導致驅動軸發生大位移跳動，驅動軸軸承油封處的位移是2.5～5.7mm，造成泵機構滲油。

4 結構優化方案及分析

4.1 結構優化方案

根據模態分析和諧響應分析結果可知原飛輪殼設計容易造成共振，驅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構，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 結構優化后的模態分析結果

求解優化后泵模態分析前四階的固有頻率和振型如表3所示。

計算結果表明，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，易發生共振現象。方案2和方案3的一階固有頻率落在激振頻域內，二階及二階以上的固有頻率均不在激振頻域內。

4.3 結構優化后的諧響應分析

4.3.1 方案1諧響應分析。因泵的激振頻率在150Hz～360Hz內，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所示該方案泵驅動軸軸承油封的位移云圖。

根據圖6可知，方案1的泵一階固有頻率312Hz（轉速2080rpm）時，驅動軸軸承油封處的位移是0.5～2.5mm；泵二階固有頻率350Hz（轉速2333rpm）時，驅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的動態剛度，但位移量仍然較大，且2080rpm為發動機經常工作轉速，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。根據方案2的模態分析結果，系統的一階固有頻率359Hz落在激振頻域內，只需要確定驅動軸軸承油封處在一階發生位移的大小，如圖7所示。

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

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

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，系統的一階、二階固有頻率分別為303Hz和338Hz，均落在激振頻域，易發生共振現象，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（轉速2020rpm）時，驅動軸軸承處的位移是0.8～4mm。相對原設計，增加3毫米的加強筋能夠改善結構的動態剛度，但是2020rpm為發動機常用轉速，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，只需對該泵進行300Hz～360Hz的諧響應分析。

如圖11所示，結果表明方案55泵一階固有頻率343.19Hz（轉速2288rpm）時，驅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的動態剛度。

結合發動機的常用工作轉速，表4對五種方案的諧響應分析結果進行了統計，從表中可以看出方案2和方案3為最優選，方案5其次。

5 結論

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，進行了模態分析和諧響應分析，分析結果表明原飛輪殼連接盤在一階固有頻率285.09Hz（轉速1900rpm）時，驅動軸軸承油封處的動態位移達到2.5～5.7mm，其發生的共振及驅動軸軸承油封處大位移跳動能夠引起泵機構的滲油。為了提高結構的動態剛度，文中提出了增加飛輪殼連接板厚度、改變連接盤結構以及增加加強筋等5種方案，并通過模態分析和諧響應分析了每種方案的改善效果，結果表明方案2的將壁厚增加4mm和方案3的新型飛輪殼連接盤結構能夠很好地改善結構的動態剛度，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.液壓挖掘機節能控制系統研究[J].建設機械技術與管理，2011（05）.

[2]李艷杰，于安才，姜繼海.挖掘機節能液壓控制系統分析與應用[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， 2007（01）.

摘要： 文中對挖掘機泵連接處進行三維建模，通過模態分析和諧響應分析發現動剛度是泵軸封滲油的主要原因。為了提高軸封機械結構的動剛度，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的方案。

關鍵詞： 挖掘機；軸封滲油；模態分析；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，該故障現象多出現在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，簡化不影響結構強度性能的小圓孔、小倒角等細微特征，再按照工作狀況進行裝配創建組件模型，然后導入ANSYS Workbench中，接著采用10節點3自由度實體單元solid187進行網格劃分。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 模態分析

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

求解泵模態分析前六階的固有頻率和振型如表2所示。

根據發動機轉速和減速比，可算出泵的振動頻率范圍為150Hz～360Hz。計算結果表明，泵的一、二、三階固有頻率都處在其激振頻域內，易發生共振現象，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，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。

根據分析結構得知三階固有頻率時，驅動軸是前后擺動，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（轉速1900rpm）時，易發生共振，導致驅動軸發生大位移跳動，驅動軸軸承油封處的位移是2.5～5.7mm，造成泵機構滲油。

4 結構優化方案及分析

4.1 結構優化方案

根據模態分析和諧響應分析結果可知原飛輪殼設計容易造成共振，驅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構，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 結構優化后的模態分析結果

求解優化后泵模態分析前四階的固有頻率和振型如表3所示。

計算結果表明，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，易發生共振現象。方案2和方案3的一階固有頻率落在激振頻域內，二階及二階以上的固有頻率均不在激振頻域內。

4.3 結構優化后的諧響應分析

4.3.1 方案1諧響應分析。因泵的激振頻率在150Hz～360Hz內，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所示該方案泵驅動軸軸承油封的位移云圖。

根據圖6可知，方案1的泵一階固有頻率312Hz（轉速2080rpm）時，驅動軸軸承油封處的位移是0.5～2.5mm；泵二階固有頻率350Hz（轉速2333rpm）時，驅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的動態剛度，但位移量仍然較大，且2080rpm為發動機經常工作轉速，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。根據方案2的模態分析結果，系統的一階固有頻率359Hz落在激振頻域內，只需要確定驅動軸軸承油封處在一階發生位移的大小，如圖7所示。

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

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

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，系統的一階、二階固有頻率分別為303Hz和338Hz，均落在激振頻域，易發生共振現象，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（轉速2020rpm）時，驅動軸軸承處的位移是0.8～4mm。相對原設計，增加3毫米的加強筋能夠改善結構的動態剛度，但是2020rpm為發動機常用轉速，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，只需對該泵進行300Hz～360Hz的諧響應分析。

如圖11所示，結果表明方案55泵一階固有頻率343.19Hz（轉速2288rpm）時，驅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的動態剛度。

結合發動機的常用工作轉速，表4對五種方案的諧響應分析結果進行了統計，從表中可以看出方案2和方案3為最優選，方案5其次。

5 結論

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，進行了模態分析和諧響應分析，分析結果表明原飛輪殼連接盤在一階固有頻率285.09Hz（轉速1900rpm）時，驅動軸軸承油封處的動態位移達到2.5～5.7mm，其發生的共振及驅動軸軸承油封處大位移跳動能夠引起泵機構的滲油。為了提高結構的動態剛度，文中提出了增加飛輪殼連接板厚度、改變連接盤結構以及增加加強筋等5種方案，并通過模態分析和諧響應分析了每種方案的改善效果，結果表明方案2的將壁厚增加4mm和方案3的新型飛輪殼連接盤結構能夠很好地改善結構的動態剛度，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.液壓挖掘機節能控制系統研究[J].建設機械技術與管理，2011（05）.

[2]李艷杰，于安才，姜繼海.挖掘機節能液壓控制系統分析與應用[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， 2007（01）.

摘要： 文中對挖掘機泵連接處進行三維建模，通過模態分析和諧響應分析發現動剛度是泵軸封滲油的主要原因。為了提高軸封機械結構的動剛度，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的方案。

關鍵詞： 挖掘機；軸封滲油；模態分析；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，該故障現象多出現在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，簡化不影響結構強度性能的小圓孔、小倒角等細微特征，再按照工作狀況進行裝配創建組件模型，然后導入ANSYS Workbench中，接著采用10節點3自由度實體單元solid187進行網格劃分。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 模態分析

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

求解泵模態分析前六階的固有頻率和振型如表2所示。

根據發動機轉速和減速比，可算出泵的振動頻率范圍為150Hz～360Hz。計算結果表明，泵的一、二、三階固有頻率都處在其激振頻域內，易發生共振現象，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，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。

根據分析結構得知三階固有頻率時，驅動軸是前后擺動，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（轉速1900rpm）時，易發生共振，導致驅動軸發生大位移跳動，驅動軸軸承油封處的位移是2.5～5.7mm，造成泵機構滲油。

4 結構優化方案及分析

4.1 結構優化方案

根據模態分析和諧響應分析結果可知原飛輪殼設計容易造成共振，驅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構，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 結構優化后的模態分析結果

求解優化后泵模態分析前四階的固有頻率和振型如表3所示。

計算結果表明，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，易發生共振現象。方案2和方案3的一階固有頻率落在激振頻域內，二階及二階以上的固有頻率均不在激振頻域內。

4.3 結構優化后的諧響應分析

4.3.1 方案1諧響應分析。因泵的激振頻率在150Hz～360Hz內，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所示該方案泵驅動軸軸承油封的位移云圖。

根據圖6可知，方案1的泵一階固有頻率312Hz（轉速2080rpm）時，驅動軸軸承油封處的位移是0.5～2.5mm；泵二階固有頻率350Hz（轉速2333rpm）時，驅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的動態剛度，但位移量仍然較大，且2080rpm為發動機經常工作轉速，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。根據方案2的模態分析結果，系統的一階固有頻率359Hz落在激振頻域內，只需要確定驅動軸軸承油封處在一階發生位移的大小，如圖7所示。

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

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

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，系統的一階、二階固有頻率分別為303Hz和338Hz，均落在激振頻域，易發生共振現象，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（轉速2020rpm）時，驅動軸軸承處的位移是0.8～4mm。相對原設計，增加3毫米的加強筋能夠改善結構的動態剛度，但是2020rpm為發動機常用轉速，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，只需對該泵進行300Hz～360Hz的諧響應分析。

如圖11所示，結果表明方案55泵一階固有頻率343.19Hz（轉速2288rpm）時，驅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的動態剛度。

結合發動機的常用工作轉速，表4對五種方案的諧響應分析結果進行了統計，從表中可以看出方案2和方案3為最優選，方案5其次。

5 結論

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，進行了模態分析和諧響應分析，分析結果表明原飛輪殼連接盤在一階固有頻率285.09Hz（轉速1900rpm）時，驅動軸軸承油封處的動態位移達到2.5～5.7mm，其發生的共振及驅動軸軸承油封處大位移跳動能夠引起泵機構的滲油。為了提高結構的動態剛度，文中提出了增加飛輪殼連接板厚度、改變連接盤結構以及增加加強筋等5種方案，并通過模態分析和諧響應分析了每種方案的改善效果，結果表明方案2的將壁厚增加4mm和方案3的新型飛輪殼連接盤結構能夠很好地改善結構的動態剛度，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.液壓挖掘機節能控制系統研究[J].建設機械技術與管理，2011（05）.

[2]李艷杰，于安才，姜繼海.挖掘機節能液壓控制系統分析與應用[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， 2007（01）.