煤礦提升機減速器的優化設計

劉紅宇

（大同煤礦集團有限責任公司晉華宮礦機電科， 山西 大同 037003）

引言

減速器作為煤礦提升機的重要組成部件，對提升機的整體工作性能有著不可小覷的影響力[1]。在礦井提升機機構體系，減速器不僅要傳遞動力為電機提供輸出轉矩和為卷筒提供提升所需的工作轉矩，同時還要傳遞運動，電機的輸出轉速和卷筒提升所需的工作轉速之間的轉換工作均由提升機減速器所承擔[2-4]。隨著科技的發展，我國在礦用提升機結構設計上也取得顯著成就，其相應的減速器設計制造技術也有很大的提升，在20世紀80年代我國提出漸開線行星齒輪減速器，雖然其得到廣泛關注[5]，但由于技術不夠成熟，導致整個傳動過程零部件種類繁多，不僅由于傳遞效率不統一對傳動造成負擔，同時增加了后期維護等工作，造成一定的經濟損失[6-7]。基于此，更加精簡的結構設計成為增加維修機動性，適應現場需求的目標。因此，本文設計了一款輕量化二階行星齒輪減速器。

1 減速器總體方案的設計

本文以Φ2 m礦井用提升機為例子，在現有漸開線行星齒輪減速器基礎上，對其內部傳動結構進行輕量化精簡設計。如圖1所示為傳統漸開線行星齒輪減速，高速級通過同軸連接的高速太陽輪將電機輸入軸的動力及運動傳遞給對稱分布的行星輪，低速級結構與高速級相似，兩級之間通過二高速級轉架進行動力學傳遞，最后由低速級轉架形式表示為輸出軸。此結構雖然減少了高速級和低速級間轉軸和軸承的設計，但作為高低級之間傳遞橋梁的行星轉架的焊接構件極易在急速減速過程中導致局部構件疲勞產生破裂，由此導致減速機的毀壞[8]。

考慮現存問題，如圖2所示，本文決定在沿用高速級與低速級結構對稱相似的經驗上，將高速級行星輪動力通過齒輪嚙合的方式傳遞給低速級太陽輪，避免復雜結構的高速級轉架引發的減速器損壞，同時取代了高速級中余下的行星輪的作用；同理在低速級中也如法炮制，通過將低速級一個行星輪與輸出軸相連，減少低速級行星輪數目，從而精簡結構，從結構上沿用傳統齒輪嚙合傳遞的方法，簡化漸開線行星齒輪內部結構，在結構上避免了復雜轉架焊件制造困難和使用過程中的疲勞失效損失等問題，在繼承傳統行星齒輪減速器且體積較小的優點同時，減輕了部件數量的減速器，統一了各部件間傳遞的效率，使得在工作精度和效率上有很大提升，也增加了零件的互換性，便于后期維護和零件更替。

圖1 傳統漸開線行星齒輪減速器

圖2 輕量化二階行星齒輪減速器

在Φ2 m提升機結構中，靜張力60 kN，最大提升速度3 m/s，選取額定功率為220 kW、轉速n1=1 000 r/min的6級電動機。工作時間每天10～24 h，減速器的總傳輸比約為31.5，通過減速比可初步確定二級傳動的傳動效率為ηj=0.96，輸出速度為n2=28.66 r/min，因此擬定傳動比分配比如下：高速級5，低速級為6。

2 行星齒輪部分相關計算設計

2.1 高速級行星齒輪參數的計算

2.1.1 高速級部分傳動比

根據本設計要求，本文采用非變位傳動設計行星齒輪的行星齒，依據擬定的傳動比為5，經查設計手冊[9]，選取高速級行星齒輪的太陽輪齒數Za=31，內齒圈齒數Zb=125，行星輪齒數Zc=47。

所以，高速級傳動實際傳動比：

2.1.2 低速級部分傳動比

低速級傳動比通過實際高速級傳動比計算得到：

由實際低速級傳動比，經查設計手冊[9]，可選取低速級行星齒輪的太陽輪齒數Za'=23、內齒圈Zb'=121、行星輪齒數Zc'=49。

所以，實際低速級傳動比：

行星齒輪傳動部分的總傳動=高速級傳動比×低速級傳動比，其值為i=iⅠiⅡ=5.032×6.260≈31.5，滿足原先的設計要求。

2.2 高速級行星齒輪各部分參數的計算

2.2.1 太陽輪分布圓直徑

通過計算齒面接觸強度，利用設計手冊[9]中公式進行計算，且工況系數KA取1.5，安全系數f1=1.1，算式系數Kd取768，綜合系數KH∑取1.8，齒寬系數φd取0.6，齒向載荷分布系數KHP取1.35，接觸疲勞極限σHlim取 1 500 N/mm2。

則：行星輪高速級的輸入功率：

因此，高速級太陽輪的輸入扭矩為：

且其分度圓直徑計算得：

2.2.2 高速級齒輪模數

由設計手冊[9]中公式通過彎曲強度計算得出高速級齒輪嚙合模數，其相關系數如下：算式系數Km=12.1，行星輪間載荷分配系數KFP=1+1.5（KHP-1）=1.525，綜合系數KF∑=2.2，應力修正系數Ysa=1.5，齒形系數，且彎曲疲勞極限σFlim取σFlim1和σFlim2中的較小值。本設計采用經由滲碳淬火處理的20CrMnMo材料作為所設計方案的所有齒輪，所以其中σFlim1=420 N/mm2，且：σFlim2=σFlim1YFa=

則σFlim=418.45 N/mm2。

因而高速級齒輪模數計算如下：

則，高速級齒輪嚙合模數取m=6 mm。

那么：頂圓直徑da=zam=31×6=186 mm＞d1

故取da=186 mm，m=6 mm。

顯然aac=abc，所以高級行星齒輪的設計，滿足非變位傳動的設計要求。

則高速級齒輪齒寬為計算如下：

取b=112 mm。

高速級行星輪如圖3所示。

圖3 高速級行星齒輪設計（單位：mm）

2.3 低速級行星齒輪參數計算

2.3.1 太陽輪的分度圓直徑

由于低速級的輸入扭矩等于高速級的輸出扭矩，因而低速級輸入的轉速nx1可以通過實際的高速級的傳動比套用公式計算得到：

高速級的傳動效率為：

又因為高速級的輸出功率：

則，在低速級太陽輪上傳遞的扭矩計算為：

2.3.2 低速級齒輪模數

查設計手冊[9]按公式進行彎曲強度計算，可計算得到低速級齒輪模數：

擬取齒輪模數m=16mm則

故取da=368 mm，m=16 mm。

因此低速級傳動部分的齒輪齒寬通過計算可得為b=φdda=0.6×368=220.8 mm，取b=221 mm。

3 其余零部件結構的設計

3.1 類行星架齒輪組的設計

本文所設計的行星傳動部分的目的在于通過齒輪嚙合原理取代行星架的作用，這里通過同浮動高速級行星輪固結，且與其齒數相同的齒輪與同低速級太陽輪固結，且與其齒數相同齒輪嚙合來實現。這樣，既能夠避免復雜結構行星架因焊接等問題造成的減速器損害現象，同時齒輪嚙合傳動取代行星架，減速器組件單一，從而在傳遞效率上實現統一，進而傳遞更加高效。高速級類行星架功能齒輪組如圖4所示。

圖4 高速級類行星架功能齒輪組（單位：mm）

此外，通過將低速級行星架的變形與輸出軸連接，既簡化了結構，也減少了低速級行星輪的數目，從重量上實現了減速器的輕量化，節省零件使用的同時使減速器在結構上更加緊湊和簡潔。

考慮到煤礦提升機在使用過程中減速器需要恒定制動的問題，因此本設計采用統一齒輪嚙合傳動，其傳動效率單一，傳動精度準確且平穩，由此類行星架功能的齒輪組的設計更加符合實際使用要求。

3.2 剛性齒式聯軸器的設計

在低速級行星架與輸出軸連接的方式上，采用同輸入軸與高速級太陽輪軸連接方式相同的齒式聯軸器。

作為可移動式且應用較廣泛的剛性聯軸器，齒式聯軸器傳遞相鄰零件之間動力的原理也是齒輪嚙合原理，有利于提高兩軸間同心傳動。并且在礦用提升機這種重載工況下，齒式聯軸器不僅可以實現大扭矩傳動，還具備體積小，結構緊湊等幾何優勢，因而成為本設計的選擇。

4 結語

本文設計了一款輕量化二階行星齒輪減速器，一方面通過齒輪嚙合來取代繁瑣的高速級焊件行星架，從傳遞方向統一傳遞效率，從而對減速器進行進一步“瘦身”，提高傳遞性能和保證傳動精度，另一方面將低速級行星架進行變形，減少低速行星輪數目，從重量上實現減速器的輕量化。