跨運車行走用輪邊減速器設計

裴寶仁 朱昌彪

上海振華重工集團股份有限公司

1 引言

跨運車是一種在集裝箱碼頭前沿和堆場之間搬運并堆碼集裝箱的多用途機械，具有機動靈活、取箱對位快、裝卸效率高等特點。隨著自動化碼頭的發展，智能、無人駕駛跨運車成為發展趨勢。對無人駕駛跨運車，不僅要求有高可靠的驅動、傳動能力，還要有高可靠的制動能力，保證跨運車的安全運行、精確定位及快速維護。本文介紹的這種跨運車用輪邊驅動減速器，由兩級輪星齒輪傳動機構和多片液壓濕式制動器組成(見圖1)[1]。該設計充分利用輪轂本身空間，將減速器嵌入輪轂內；利用永磁電機體積小的特點，將減速器與永磁電機直接相連，完成同軸式輸入和輸出，結構非常緊湊。該減速器在傳遞動力的同時，還具有快速行車制動和駐車制動功能，并承擔整個起重機及貨物重量。

1.支腿 2.電機 3.減速器 4.輪胎 5.輪轂圖1 輪邊驅動減速器結構

2 減速器設計條件

跨運車用輪邊驅動減速器設計條件如下。

(1)輪壓：滿載時15 t，空載時8.75 t。

(2)大車行走速度V=24 km/h。

(3)電機功率P=72 kW。

(4)電機轉速n=2 600 r/min。

(5)制動器制動力矩：行車制動力矩M=35 kNm；駐車制動力矩Mz=32 kNm。

(6)輪胎直徑D=1 430 mm。

3 齒輪傳動設計

本設計采用二級行星齒輪傳動，具有體積小、結構緊湊、輸入輸出同軸性好等特點[2]。二級行星傳動均采用內齒圈固定，行星架輸出形式，第二級太陽輪與第一級行星架連接，且為全浮動設計，提高齒輪傳動均載效果；第二級行星架與輪轂連接，完成速度及動力傳遞(見圖2)。

1.第一級行星 2.支撐軸 3.第二級行星圖2 二級行星齒輪傳動結構

3.1 齒輪參數計算

減速器速比：

通過試配法進行配齒，在滿足行星齒輪傳動裝配條件和鄰接條件時，要充分考慮減速器與輪轂裝配空間，齒輪參數見表1。

3.2 齒輪校核

3.2.1 齒面接觸疲勞強度計算

根據赫茲應力對齒輪進行了齒面接觸疲勞強度計算。赫茲應力計算公式為：

(1)

式中，T為扭矩，Nmm。

計算結果需滿足：

(2)

式中，Ka為應用系數，取1.25；[σH]為齒輪許用接觸應力，為1 500 MPa。

3.2.2 齒根彎曲應力校核

齒根彎曲應力計算公式為：

(3)

計算結果需滿足：

(4)

式中，[σF]為齒輪許用彎曲應力，為450 MPa；KR=0.7，為齒輪往復運轉系數。

經計算，二級行星齒輪傳動中，各齒輪齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度滿足設計要求。

表1 齒輪傳動參數

4 制動器設計計算

4.1 制動器設計

隨著工程機械向大型化、自動化方向發展，對控制裝置的操縱性、穩定性、可靠性和經濟性要求越來越高。而傳統的鼓式制動器、鉗盤式制動器等干式制動器，將越來越難以滿足各類大型工程機械的制動要求。液壓濕式制動器憑借其制動平穩、制動力矩大、散熱性好、故障率低、使用壽命長等多種技術優勢，對各類機械設備的運行性能與生產效率都有著明顯的提升。為提高跨運車運行性能和生產率，本項目采用的是封閉多盤濕式制動器[3]。

1.油缸 2.行車制動活塞 3.回接彈簧 4.摩擦片 5.靜摩擦盤 6.駐車活塞 7.碟簧 8.傳動轂圖3 制動器結構圖

一般驅動橋等輪邊制動器均為獨立設計，在本設計中制動器與減速器融為一體，制動油缸、液壓油路均設計在支撐軸上。制動器靜摩擦盤以花鍵形式固定在制動器缸體內，摩擦片隨傳動轂進行旋轉(見圖3)。行車制動采用液壓活塞施加壓力，卸壓后，回拉彈簧將活塞拉回原位。駐車制動采用碟形彈簧進行施壓制動。當行車制動閥門關閉時，液壓泵將油打入駐車油缸，通過駐車油缸活塞壓縮駐車碟形彈簧，摩擦片松散，跨運車在行駛狀態；當油泵將油同時打入行車油缸和駐車油缸時，行車油缸活塞壓緊摩擦片，完成行車制動；當行車制動、駐車制動閥門均關閉時，駐車蝶形彈簧釋放并壓緊摩擦片，跨運車處于停車狀態。本設計充分利用支撐軸與輪轂之間的空隙，增大摩擦片有效摩擦面積，提高制動能力。

4.2 行車制動計算

一對摩擦片摩擦力矩：

(5)

式中，M為制動力矩，取35 000 Nm(設計條件給出)；k為折減系數，取0.95；n為磨擦面數，n=S+N-1，其中動摩擦片數S=6，靜摩擦盤數N=7。

摩擦片圓環面上的單位壓力：

(6)

式中，f為摩擦系數，取0.13；D為制動盤襯面外徑，440 mm；d為制動盤襯面內徑，325 mm。

制動缸活塞軸向推力：

(7)

液壓系統壓力:

(8)

式中，D1為制動缸活塞外徑，445 mm；d1為制動缸活塞內徑，345 mm。

油缸設計最大工作壓力為14 MPa，液壓系統滿足要求。

4.3 駐車制動計算

駐車制動采用碟簧施壓磨擦片，彈簧總壓力Fz計算如下：

(9)

式中，Mz為額定駐車制動力矩(設計條件)，32 000 Nm；n為摩擦面數，12。

本設計采用20組摩擦片，每組設有18個碟簧，單個碟簧額定載荷為12 kN,彈簧總壓力F0為240 kN，F0≥FZ，滿足設計要求。

5 支撐軸計算

5.1 支撐軸強度校核

減速器支撐軸受力主要來自輪胎與地面的壓力(輪壓)，但支撐軸結構復雜，軸截面變徑比較大(見圖4)，存在較高的應力集中[4]。

圖4 支撐軸結構圖

支撐軸最大應力σmax計算方法如下：

(10)

式中，h為軸臺肩高度差，15 mm；r為臺肩圓角半徑，2.5 mm；D為計算軸徑，150 mm；M為彎矩，M=GL，其中輪壓G=15 t，L=98 mm。

Kt為應力集中系數，計算公式為：

(12)

如圖4所示，當2.0≤h/r≤20時：

(13)

(14)

(15)

(16)

將以上參數代入式(10)中計算可得，支撐軸最大應力σmax=233.4 MPa，符合設計要求。

5.2 支撐軸承壽命計算

軸承的運行負荷主要為路面施加車輪的徑向負荷和軸向負荷。跨運車作業時工況比較復雜，有直行、轉彎、空載、滿載等情況，根據跨運車的工況變化，給出各種工況下載荷譜(見表2)，采用Miner Rule法進行軸承壽命計算。

軸承選用圓錐滾子軸承，型號32038，規格：160×240×51。軸承計算系數：e=0.46，Y=1.3；軸承額定動負荷：C=429 kN。

表2 跨運車行走工況

注：跨運車空載轉彎時速度為12 km/h;滿載轉彎時速度為8 km/h。

5.2.1 軸承徑向力計算

軸承受力見圖5。

圖5 軸承受力圖

軸承徑向力計算公式：

(17)

FrB=G-FrA

(18)

式中，a=141，b=42。

5.2.2 軸承軸向力計算

根據跨運車實際運行狀況，理論上只有在跨運車轉彎時對軸承產生軸向力，軸向力見表2。

當徑向負荷作用在單列圓錐滾子軸承時，負荷是沿著滾子和滾道接觸面成一角度從一個滾道傳遞到另一個滾道，產生內部軸向負荷。在計算軸承配置時，此內部軸向負荷必需考慮。軸承的安裝方式及外部軸向力方向不同，其軸承軸向力也不同。本設計采用的是2個錐軸承背對背安裝，軸承受軸向力計算如下。

當外部軸向力指向A軸承時：

(19)

FaB=FaA+Ka

(20)

當外部軸向力指向B軸承時：

(21)

FaA=FaB+Ka

(22)

式中，軸承計算系數YA=YB=Y。

5.2.3 軸承當量動負荷及壽命計算

軸承當量動符合P根據以下公式計算：

(23)

軸承在不同工況下運行，其當量動負荷依次為P1、P2、P3…，對應的轉速為n1、n2、n3…，每種工況下軸承壽命為：

(24)

軸承在每種工況下運轉的時間占比t1、t2、t3…，則軸承壽命L為：

(25)

軸承的使用壽命大于50 000 h，滿足設計要求。

6 結語

該跨運車用輪邊式驅動減速器設計，采用永磁電機作為動力驅動，設計二級行星齒輪減速器實現跨運車所需的速度、動力傳遞及重力支撐；通過對摩擦片、液壓活塞、蝶形彈簧、回拉彈簧的設計，實現了減速器的行車與駐車制動功能。該驅動減速器具有定位精度高、可靠性強、結構簡單等特點，有效減輕了跨運車重量，使輪胎及減速器更換與維修更方便，減少維修成本，具有推廣應用價值。