螺旋式提升機的設計

潘昌勇

（貴州航天職業技術學院，貴州遵義563000）

0 引言

目前，隨著國家對高能耗、高污染企業的嚴格限制，采用自焙陽極技術的電解鋁廠不得不改用預焙陽極技術，由于預焙槽電解技術技術含量高、能耗低、污染小、自動化程度高、工人勞動強度低、工作環境較好。因此，預焙槽代替自焙陽極電解槽成為我國鋁行業電解鋁廠改建、擴建和新建過程中的必選槽型，而預焙電解槽所用的提升裝置正是電解鋁預焙槽陽極提升機。預焙槽常用的陽極提升機有螺旋式提升機和三角板提升機兩種，而螺旋式提升機由于具有安全可靠、運行平穩、承載能力高、易于控制等特點，在電解鋁行業中得到廣泛使用。但螺旋式提升機運動關系較為復雜，系統牽涉到多方面的運動關系和結構設計，在螺旋式提升機設計中，尋找一種快速、經濟、合理的設計方法，對鋁工業設備的設計有著重要的意義，也是工程技術人員所渴求的。

根據多年對螺旋式提升機（以下簡稱為產品）的設計和生產實踐經驗，總結出在進行螺旋式提升機設計時的一些通用方法，現簡要論述如下。

1 設計依據

任何產品的設計，首先都應明確其設計依據，了解其用途，功能要求，使用環境等，然后再進入下一步的方案設計。

1）基本功能要求及構成。產品應具有升降母線的基本功能，且其驅動力和速度應滿足電解槽參數要求，運行過程中能保證母線停留在任何位置。產品主要由電動機、主減速機、換向齒輪箱、聯軸器、傳動軸、螺旋起重器、主減速機機座、螺旋起重器機座等組成。

2）性能指標要求。產品性能指標主要根據來自用戶的訂貨條件和技術協議要求。主要參數有：提升重力、提升速度和提升距離。

3）環境條件要求。電源：國內為AC 380 V±10% ，50 Hz±3%。工作制度為24 h/d，365 d/a。工作環境為高磁場、高溫、多粉塵。

4）產品使用壽命。產品使用壽命一般按15年的使用壽命進行設計。但由于電動機的工作是間歇性的，按每20 d更換一次陽極，行程400 mm，提升速度100 mm/min，則以產品15年的使用壽命計算，其實際帶負荷運行的總時間累積為18.25 h。取20 h作為產品滿負荷動態運行壽命。

圖1 設計過程

2 設計程序及設計內容

在螺旋式提升機的設計過程中應遵循圖1設計程序進行設計，這樣可有的放矢地進行設計，少走彎路，同時也避免設計上的一些疏忽。

2.1 方案論證

在設計螺旋式提升機時，首先要明確用戶提出的產品性能要求、主要參數，在此基礎上調研同類產品的設計和使用情況。并參照同類產品進行初步原理性方案設計，經初步評審，選定方案。

2.2 總體設計

一般螺旋式提升機結構如圖2所示。

圖2 螺旋式提升機

2.2.1 總體布置方式的設計

一般來說，總體布置方式按起吊點數分，提升機有四點吊（如圖2）和八點吊（如圖3）兩種方式；按主減速機布置位置來分主要有主減速機端頭布置（如圖2）和中間布置（如圖3）兩種方式。采用哪種布置方式應根據用戶電解槽的總體要求來確定提升機的布置方式。

圖3 螺旋式提升機

2.2.2 總功率的計算

由提升重力、提升速度和各級傳動的總機械效率，可由式（1）計算出總功率

式中:P為總功率，W；F為提升重力，N；為提升速度，m/s；Ση為總機械效率，Ση=η1×η2×η3×η4；η1為主減速機綜合機械效率，一般取0.72～0.95，蝸輪蝸桿式減速機取低值，其他的齒輪減速機取高值；η2為換向齒輪箱綜合機械效率，一般取0.92～0.95；η3為螺旋起重器綜合機械效率，一般取0.2～0.22；η4為聯軸器綜合機械效率，一般取0.95～0.97。

2.2.3 總傳動比的計算及各級傳動比分配

根據螺旋提升機結構組成，提升機的總傳動比I0由主減速機傳動比i1，換向齒輪箱傳動比i2，螺旋起重器傳動比i3構成，即I0=i1×i2×i3。

為計算總傳動比I0，應根據用戶要求的提升重力F和提升速度V，按式（2）初步確定螺旋起重器絲桿中徑d2和螺距P。

式中：d2為絲桿中徑，mm；F為提升重力，N；N為起吊點數；ψ為螺母形式系數，一般整體式螺母ψ=1.2～2.5；Pp為螺紋副許用壓強，N/mm2，一般取18～25 N/mm2。

由計算結果d2可根據梯形螺紋國家標準GB/T5796.3，同時參照同類產品，初步確定螺旋起重器絲桿中徑d2和螺距P，由此確定梯形螺紋的公稱直徑，螺距P取值一般為16、14、12。則總傳動比

式中：n0為電動機轉速，r/min；P為螺距，mm；V為提升速度，m/s。

根據提升機在電解槽上的布置空間和各級傳動方式將總傳動比I0初步分配到各級傳動中。

一般換向齒輪箱減速比i2=1。螺旋起重器蝸輪蝸桿傳動比i3可根據提升重力參照同類產品初步取值,一般取值為32、28、24。由此可初步確定主減速機傳動比i1=I0/（i2i3）。

2.3 關鍵件設計

2.3.1 電動機的選型

由總功率P即可選定電動機型號，確定額定轉速，除用戶特別指定外，一般電動機類型為Y系列四級異步電動機，防護等級IP54，絕緣等級F。電動機選型時應注意電動機接線盒方向應與總體布置相符。

2.3.2 主減速機的選型

根據電解槽布置形式選擇主減速機類型，并由總功率、電動機額定轉速，以及各級傳動機械效率、傳動比計算出主減速機輸出轉矩，由傳動比i1和輸出轉矩合理選定主減速機型號，并根據電解槽總體布置設計繪制專用主減速機訂貨圖。

2.3.3 各級聯軸器的選型

聯軸器是提升機各機構之間傳遞動力的關鍵件，根據聯軸器連接部位選擇不同類型的聯軸器，除與電動機連接部位采用絕緣聯軸器外，其余的可采用雙排鏈聯軸器或萬向聯軸器。

各級聯軸器規格型號應根據各級所傳遞轉矩T按標準手冊的公稱轉矩[Tn]選定，選型時應確保所選聯軸器的公稱轉矩[Tn]≥kT，系數k一般為1～1.5。而絕緣聯軸器除滿足轉矩要求外還應達到用戶所要求的絕緣值。

2.3.4 換向齒輪箱的設計

換向齒輪箱主要由殼體、傘齒輪、軸承、軸承套、端蓋等組成，其功能主要是將主減速機傳遞的動力90°換向后傳給傳動軸。換向齒輪箱的傳動方式采用的是正交弧齒錐齒輪傳動，一般傳動比i2=1，即主動輪和從動輪齒數相等，旋向相反。齒形為格里森等頂隙收縮齒。按式（4）可算得錐齒輪大端分度圓d：

式中：d為錐齒輪大端分度圓，mm；T1為輸入轉矩，N·m，根據總功率、轉速和主減速機傳動比，機械效率可算出輸入軸轉矩T1；K為使用系數，由于工作載荷無沖擊，工況平穩，故K=1；i2為傳動比，i2=1；σHlim為試驗齒輪接觸疲勞極限，可查相關手冊。

當大端分度圓直徑確定后，可選取錐齒輪最少齒數Z1，一般Z1=23，由m=d/z1即可求得大端端面模數m。

確定齒輪主要參數后應根據換向齒輪箱輸入轉矩按式（5）計算傘齒輪軸的軸徑[1]。

式中：D0為傘齒輪軸的軸徑，mm；τp為軸許用扭轉應力，可查相關手冊，MPa；T2為換向齒輪箱輸入轉矩，N·m。

2.3.5 螺旋起重器的設計

螺旋起重器的設計是提升機設計的關鍵，設計上主要包括蝸輪蝸桿傳動設計，絲桿螺母傳動設計和軸承的選型。

主要已知條件：根據提升重力F和提升速度V按式（2）確定的絲桿中徑d2及傳動比i3，齒數Z1、Z2。蝸輪材料一般為ZCuZn25Al6Fe3Mn3，蝸桿材料為40Cr，絲桿材料為40Cr或45鋼。

1）蝸輪蝸桿傳動設計。圓柱蝸桿傳動的破壞形式，主要是蝸輪輪齒面產生膠合、點蝕和磨損，因此，通常圓柱蝸桿傳動按齒面接觸強度進行計算[1]：

式中：m為蝸輪端面模數；d1為蝸桿分度圓直徑，mm；根據m2d1的值按可查相關手冊查出對應的m和d1值。Z2為蝸輪齒數；σHP為齒面許用接觸應力，N/mm2，σHP=σHbpZbZN；σHbp為循環次數N=107時材料的許用接觸應力，N/mm2；Zb為滑動速度影響系數；ZN為壽命系數，Zb、ZN可查相關手冊，由于提升機實際帶負荷運行時間僅為20 h，其應力循環次數為NL=60n2t＜105次,n2為蝸輪轉速，所以其壽命系數ZN可按最大的1.5取值；k為載荷系數，由于提升機工作狀態平穩，間歇工作，故可取k=1；T2為蝸輪軸轉矩,N·m。

式中，T1為蝸桿軸轉矩，可由蝸桿軸轉速和功率算出，N·m。

由以上接觸強度計算可得蝸桿傳動的主要參數m，d1，再由齒數Z1、Z2即可算出蝸輪蝸桿的其他幾何參數。由以上算出蝸桿分度圓，并根據結構要求設計出蝸桿軸后應按式（5）驗算蝸桿軸軸端的強度。

2）絲桿螺母傳動設計。在確定蝸輪齒形及各參數后應按絲桿螺母副耐磨性要求計算出蝸輪梯形螺紋高度[1]：

式中：ψ為螺母形式系數；d2為絲桿中徑，根據式（2）確定。

算出梯形螺紋主要幾何參數后，要按以下各式對梯形螺紋進行校核：

a.耐磨性驗算:

式中：p1為工作壓強,N/mm2；F為提升重力,N；h為基本牙型高度,mm;h=0.5P；P為螺紋螺距；N為起吊點數；n為旋合圈數,n=H/P；Pp為螺紋副許用比壓，可查相關手冊,N/mm2。

b.自鎖性校核:

式中：λ為螺紋中徑螺旋升角；ρ′為當量摩擦角；μ為摩擦因數，可查相關手冊。

c.螺紋牙強度校核。由于螺母強度低于螺桿，所以只對螺母牙強度進行校核。

螺紋剪切強度τ校核：

螺紋彎曲強度σb校核：

式中：F為提升重力,N；N為起吊點數；D為螺母螺紋大徑,mm；H1為基本牙形高,H1=0.5P,mm；b為螺紋牙根寬,b=0.65P,mm；τp為許用剪切應力，可查相關手冊,N/mm2;σbp為許用彎曲應力N/mm2，可查相關手冊。

3）軸承的選型。螺旋起重器下部的軸承承載著螺旋起重器提升的全部負荷，所以軸承的選擇至關重要。

為提高軸承承載能力，下部軸承應選用大錐角圓錐滾子軸承。由于蝸輪轉速較低，所以應分別計算軸承基本額定動載荷C和額定靜載荷C0，取其中較大值選取相應軸承。

a.軸承基本額定動載荷C[1]：

式中:fh為壽命因數；fm為力矩載荷因數；fd為沖擊載荷因數；fn為速度因數；fT為溫度因數；Cr為選定軸承額定動載荷；Pr為徑向當量動載荷，其余各因數均可從手冊上查到。

對圓錐滾子軸承，徑向當量動載荷：

徑向當量靜載荷：式中：y、y0為計算系數，可從軸承手冊上查到；Fr為徑向載荷，可由蝸輪蝸桿傳動計算出蝸輪所受徑向載荷而求得，N；Fa為軸向載荷，N。

式中：S0為安全系數，一般為0.5～1.6；C0r為選定軸承額定靜載荷。

4）絲桿危險截面校核。絲桿下端與吊頭連接的孔中心截面是危險斷面，需要按式（18）進行校核。

式中：σ為危險斷面應力，N/mm2；F為提升重力，N；N為起吊點數；A為截面面積，mm2；[σ]為許用應力，N/mm2。

2.3.6 傳動軸的設計

傳動軸是傳遞動力的關鍵受力件，設計時主要是對傳動軸上端頭軸進行扭轉強度計算和對空心鋼管的彎曲剛度和扭轉剛度進行校核。

1）端頭軸強度計算可按上述式（5）進行計算。

2）空心鋼管扭轉剛度按式（19）計算[1]：

式中：φ為扭轉角，（°）/m；T為傳遞轉矩，N·m；d為鋼管內徑，mm；α為鋼管內徑與外徑比值系數。

3）空心鋼管彎曲剛度按式（20）計算：

式中：f為撓度，m；q為單位長度重力，N/m；l為鋼管長度，m；E為材料彈性模量，N/m2；I為鋼管截面慣性矩，m4。

圖4 銷軸受力示意圖

2.3.7 銷軸的設計

銷軸是指連接螺旋起重器絲桿和夾板的連接銷，其受力如圖4所示，負荷大小為螺旋起重器的提升重力，銷軸除滿足結構需要外，其強度應滿足式（20）～式（23）的要求[1]。

抗壓強度：

抗剪強度：

抗彎強度：

式中:F為提升重力，N；N為起吊點數；σp為銷軸工作面擠壓應力，N/mm2；σpp為許用擠壓應力，一般取125～150 N/mm2；τ為剪切應力，N/mm2；τp為許用剪切應力，一般取90～120 N/mm2；σt為彎應力,N/mm2；a、b、c為連接頭尺寸,mm；d為銷軸外徑,mm。

2.3.8 螺旋起重器機座的設計

螺旋起重器機座用于安裝和支撐螺旋起重器，在承受螺旋起重器及其提升重力的同時還要承受框架的重力，所以設計時應保證機座有足夠的強度和剛度，故在結構設計后，應建立三維模型，通過三維軟件摸擬受力工況，進行應力分析，以確保機座滿足使用要求。

2.3.9 主減速機機座的設計

主減速機機座用于安裝和支撐電動機、主減速機、換向齒輪箱等，機座在結構設計時除要注意各安裝基面幾何位置關系外，機座的強度和剛度應得到充分的保證，以確保動力的正常傳遞。

2.3.10 計數器和脈沖發生器的選型

選擇計數器應注意計數器的傳動比應符合總體設計要求，同時弄清楚左右型號與數字增減的關系，以保證其數字增量與提升速度及方向相符。而脈沖發生器選型時注意其感應距離，電壓，耐高溫性能等應符合總體設計要求。

3 驗證試驗

提升機應裝到專用試驗臺，模擬提升機在電解槽上實現工作狀況進行空載和負載試驗，并滿足客戶使用要求。

4 結語

提升機在設計過程中，各主要參數需要不斷調整，前一設計過程確定的參數須后一設計過程的校核驗證，直至產品的各項主要參數均能滿足設計要求為止。作為現代預焙槽上關鍵設備，在保證安全可靠的情況下要經濟合理地去優化設計，以取得較好的產品性價比，設計中既要把握全局又抓住重點，對重要受力件要進行仔細校核，必要時要建模，用分析軟件進行受力分析，只有這樣才能提高產品質量，降低成本，適應市場需要，本文所述的設計方法經長期實踐驗證，行之有效，在生產中起到較好的指導性作用。