鑄造吊小車架一體化減速器有限元分析★

徐 進

（太原重工股份有限公司技術中心， 山西 太原 030024）

鑄造吊作為煉鋼廠的關鍵轉運設備，主要用于鋼水包在轉爐加料跨、鋼水接收跨、連鑄大包回轉臺和精煉跨的轉運、翻包等操作。由于其吊運液態金屬的屬性，起升機構發生故障時會造成巨大的損失，甚至會造成人員傷亡事故，所以在設計時通常采用配置冗余機構的方法來確保其運行可靠性。

1 起升機構布置型式

某鋼廠520 t鑄造起重機為了滿足鑄造起重機對冗余機構設置的要求，起升機構布置采用雙卷筒低速軸同步單減速器傳動型式，如圖1所示。

圖1 主起升機構圖

這種布置型式特點是：

1）正常作業狀態。

起升機構由兩臺電動機驅動一個齒輪減速器的兩根輸入軸，通過減速器內部的兩套傳動鏈將轉矩和運動傳輸給兩根低速軸，帶動兩個卷筒裝置實現載荷的上升與下降。

減速器內部兩個輸出齒輪之間設置惰輪，將兩套傳動鏈的輸出軸聯接起來，實現兩套驅動裝置的同步運行。保證兩個卷筒上鋼絲繩卷繞速度相同，實現了鋼水包在起升和下降過程中始終保持水平狀態的要求[1]。

2）單側故障狀態。

當減速器除卷筒軸以外的任何一根軸發生斷裂等類似故障時，另一套傳動鏈都可以通過惰輪聯接保持對故障側傳動鏈上卷筒的轉矩支撐，從而保證鋼水包在空中處于水平狀態，避免了鋼水包傾覆事故的發生。同時非故障側的傳動鏈可以短時承受其額定載荷2倍以上的轉矩，并完成一個工作循環，使鋼水包轉移至安全區域，增加了起重機運行的可靠性。

2 減速器箱體有限元模型

1）單元類型與網格劃分。

本文分析的結構為箱型結構，對小車架以及減速器箱體的板材焊接件采取Sweep方式劃分六面體網格。

2）載荷與邊界條件。

本文計算的目標是求解機構起升過程中小車架與減速器箱體的整體受力與變形情況。在力學定律中，勻速運動狀態與受力平衡的靜止狀態等效，因此本文以分析重物懸吊在空中時減速器高速軸抱閘狀態來代替勻速起升狀態。為簡化計算，將齒輪系對箱體的作用力提取出來，轉化為對減速器箱體上各軸承孔的bearing load。由于bearing load不支持軸向載荷，所以軸承對箱體的軸向力分量用force來定義，加載面選擇箱體軸承座的端面[2]。

模型的邊界條件確定如下：定義小車架下端四個支座下平面與地面為spherical。

選取減速器運行時的兩種典型工況分別對模型進行有限元驗證計算。

第一種工況為：正常運行工況，減速器兩根高速軸分別由兩臺電動機驅動，帶動內部兩套傳動鏈將扭矩傳遞給各自的輸出軸。此工況下，減速器中部惰輪不參與扭矩傳遞，因此中間兩個軸承孔幾乎不承受徑向力。正常工況下考慮到加減速運行時附加動載荷的影響，對減速器低速軸承受的扭矩按照額定靜扭矩的1.6倍來取值[3]。模型加載情況如下圖2。

圖2 正常工況下小車架載荷施加圖

第二種工況為：故障狀態工況，當一側電動機或傳動鏈發生故障時，減速器的另一套傳動鏈可以短時工作，通過低速軸之間的惰輪保證故障側卷筒不失控，并將載荷轉移至安全位置。故障工況下，起升機構要求低速平穩操作，因此單根低速軸上的載荷按額定靜扭矩的1.1倍來取值，此時減速器非故障側的傳動鏈齒輪承受2.2倍額定靜載荷，如下圖3。

圖3 故障工況下小車架載荷施加圖

3 減速器箱體有限元分析結果

經過有限元分析后，查看小車架及減速器箱體組合結構的應力情況。

正常工況下最大應力78.4 MPa，最大應力發生在小車架的卷筒梁腹板處，如下圖4。

圖4 正常工況下小車架應力云圖

故障狀態下，最大應力86.17 MPa，發生在惰輪軸承座與筋板結合處，如下圖5。

圖5 故障工況下小車架應力云圖

小車架及減速器箱體材料為Q345B，屈服應力極限為345 MPa，各部位強度安全余量足夠[4]。

小車架梁對撓度的控制要求如下式：

正常工況和故障工況下的小車架總體位移最大處均發生在小車架卷筒支座梁中部，最大變形量分別為 1.21 mm（如圖 6）和 0.86 mm（如圖 7），遠小于該小車架許用撓度，因此卷筒支座梁的剛度滿足起重機設計規范的要求。

圖6 正常工況下小車架總體變形圖

圖7 故障工況下小車架總體變形圖

由于該小車架與減速器箱體焊接為一個整體，因此減速器梁的設計剛度還要考慮結構變形對齒輪嚙合的影響。該減速器特點為兩套傳動齒輪置于一個箱體中，兩套傳動裝置的低級大齒輪通過箱體中部設置的兩個惰輪實現同步連接，為了使箱體變形情況下兩個惰輪的中心距減小量不會影響兩邊傳動鏈的運轉平穩性，設計時有意將兩個惰輪的中心距拉開一定的距離，以防止結構變形時齒輪卡死。

軸承座的變形情況間接反應傳動齒輪副中心距的變化，在有限元模型中將惰輪安裝處軸承座單獨提取出來，分析其在中心距方向（X軸方向）的變形量，結果如下圖8。

圖8 惰輪軸承座X向變形圖

兩個惰輪安裝處的軸承座沿X軸的最大變形量分別為+0.0065 mm和-0.0066 mm，因兩側對稱，軸承孔變形趨勢為向減速器對稱中心面靠攏，因此中心距減小量為0.013 mm，中心距實際減小量遠小于設計預留的中心距增大量，對齒輪嚙合的影響可以忽略不計，減速器梁的剛度滿足齒輪嚙合要求。

4 結語

本文建立了小車架一體化減速器箱體模型，對系統正常作業和故障狀態應急作業兩種工況下箱體結構模型進行了對比分析，驗證了箱體設計的可靠性。該減速器目前在現場使用良好，各項性能符合預期。