大型垂直升船機減速器結構設計及受力分析*

2021-01-12 12:19:04闕洪軍程紹清

機械研究與應用 2020年6期

羅成，闕洪軍，湯云，程紹清

(重慶齒輪箱有限責任公司,重慶 402263)

0 引言

大型卷筒式升船機主提升機多由八套或以上數量的卷筒機、滑輪組和一套機械同步軸系統組成。每套卷筒機設備包括兩臺卷筒和兩卷筒間的減速器、電動機、安全制動器以及相關的制動器液壓控制設備和主提升機機械潤滑設備。基于國家“暢通、高效、平安、綠色”全流域黃金水道長江經濟帶建設戰略，進一步提升金沙江下游升船機技術，使大型發電站用升船機向高揚程、大噸位的方向發展，提出了承船廂容納船型2×1 000 t、甚至3 000 t級的大型卷筒式升船機系統。為滿足此類大型升船機的應用需求，需要新型大型減速器作動力傳遞。因此，設計一種新型減速器動力傳動結構具有重要理論與工程應用價值。

對于不同類型升船機結構，國內外學者進行大量研究工作。垂直升船機研究方面，孫小慶等建立傳動齒輪齒條機構的三維模型，在ADAMS中進行齒輪齒條機構動態嚙合力仿真，研究了傳動速度對嚙合力的影響[1]；程熊豪等推導了一種使全平衡卷揚式垂直升船機系統保持穩定的臨界吊點中心距的理論計算公式，依據該公式研究了高揚程對系統穩定性的影響規律[2]。升船機減速器研究方面，周文希等通過建立三峽升船機減速器中齒輪與軸未磨損及多種磨損程度的模型，綜合考慮并計算時變嚙合剛度齒輪傳動誤差及嚙合沖擊力等內部激勵參數，研究磨損程度對減速器振動特性的影響[3]；陳志威等針對橋式起升機減速器高速軸承潤滑方案存在的一些問題，設計了一種便于維護檢查的減速器高速軸軸承潤滑新方案[4]；闕洪軍等基于共軛嚙合理論推導修型齒輪齒廓方程，建立齒輪齒條傳動三維接觸有限元分析模型，通過罰函數法建立動力接觸系統有限元方程，仿真計算齒輪齒條傳動的綜合位移、等效應力[5]。盡管許多學者對升船機開展了大量研究，但對大型垂直升船機減速器結構設計研究較少。現有卷筒式升船機減速器傳動結構的設計方案中，輸出端采用閉式雙分流齒輪傳動結構，減速器傳遞扭矩約為7 000 kN·m，最大可達到10 000 kN·m，但此種傳動結構僅能滿足提升船型在1 000 t級以下的升船機系統。隨著卷筒式升船機提升能力不斷提高，船型達到2 000 t級甚至3 000 t級以上時，減速器傳遞扭矩大幅增加，如再采用此種結構的減速器，其零部件尺寸將很龐大，某些零件的冷熱加工將超出國內現有設備加工能力，整體重量將達到350 t以上；受場地和空間等因數限制，很難應用于未來特大扭矩、結構緊湊的大型升船機系統。

因此，筆者對1000 t級及以上大型卷筒式升船機新型減速器動力傳動結構進行研究設計，應用Masta建立整個減速器模型，利用ANSYS提取箱體和行星架剛度、質量矩陣，導入Masta建立的減速器模型，得出箱體的最大應力值；基于共軛嚙合理論推導修形齒輪齒廓方程，建立齒輪傳動有限元網格模型，由罰函數法建立接觸系統方程，而后，對整個減速器系統進行分析，模擬實際工況進行方案驗證。卷筒式升船機船廂驅動系統如圖1所示。

圖1 卷筒式升船機船廂驅動系統示意圖

1 減速器總體方案設計

按照3 000 t級大型卷筒式升船機主提升機的技術參數為參考，輸出扭矩達到16 000 kN·m，減速比1 700。

齒輪傳動布置形式主要考慮滿足傳扭功能，安裝布置形式、減輕重量、減少制造成本，滿足吊裝運輸等生產制造條件。根據設計輸入參數及國內設備的加工能力，在充分考慮總傳動比、各級齒輪和其它傳動零件強度的前提下，減速器齒輪布置采用4級平行級齒輪傳動，輸出兩端采用NGW行星齒輪傳動。具體齒輪傳動布置形式,如圖2所示。

圖2 齒輪傳動結構原理圖

圖2結構的減速器，輸入軸在第二軸的正下方，同時在第二軸上設計有垂直同步錐齒輪，水平總中心距盡量減少。在第三級采用雙斜齒功率分流，第四級采用直齒傳動，輸出級兩端采用NGW型的行星齒輪傳動，由于行星齒輪傳動結構的對稱性，從而達到提高傳動效率的作用。此結構的減速器傳遞速比大，扭矩大，外形和結構緊湊。從設計計算看，減速器強度能滿足傳遞扭矩的要求。

1.1 軸的材料選取及強度校核計算

軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。合金鋼比碳鋼具有更高的力學性能和更好的淬火性能，因此，在傳遞大動力，并要求減小尺寸與質量，提高軸頸的耐磨性，以及處于高溫或低溫條件下工作的軸，常采用合金鋼。

減速器傳動軸主要承受扭矩，故應按扭轉強度進行計算。扭轉切應力：

(1)

式中：τT為扭轉切應力，MPa；T為軸所受的扭矩，N·mm；WT為軸的抗扭截面系數，mm3；n為軸的轉速，r/min；P為軸的傳遞功率，kW；d為計算截面處軸的直徑,mm；[τT]為許用扭轉切應力，MPa。

減速器傳動軸的強度計算還包括軸的靜強度計算和疲勞強度計算，靜強度校核的目的在于評定軸對塑性變形的抵抗能力。軸的靜強度是根據軸上作用的最大瞬時載荷來校核的。靜強度的校核條件是：

(2)

式中：SSca為危險截面靜強度的計算安全系數；SSσ為只考慮彎矩和軸向力時的安全系數；SSτ為只考慮扭矩時的安全系數；SS為按屈服強度的設計安全系數；SS的取值見表1。

表1 SS的選取

(3)

(4)

式中：σS、τS為材料的抗彎和抗扭屈服極限，MPa；其中τS=(0.55～0.62)σS；Mmax、Tmax為軸的危險截面上所受的最大彎矩和最大扭矩，N·mm；Famax為軸的危險截面上所受的最大軸向力，N；A為軸的危險截面的面積，mm2；W、Wr分別為危險截面的抗彎和抗扭截面系數，mm3。

軸的疲勞強度校核計算的實質在于確定變應力情況下軸的安全程度。

疲勞強度校核如下：

(5)

式中：Sca為安全系數計算值；Sτ為零件上只承受切應力τa時的計算安全系數；Sσ為零件上只承受法向應力σa時的計算安全系數。S為設計安全系數。

僅有法向力時，應滿足：

(6)

式中：Kσ為綜合影響系數；σ-1為材料對稱循環彎曲疲勞極限；σa為疲勞極限的應力幅值；σm為平均應力；φσ為試件受循環彎曲應力時的材料常數。

僅有扭轉切應力時，應滿足：

(7)

表2 S選取條件

根據計算，傳動軸的扭轉強度、靜強度與疲勞強度均滿足要求。

軸的剛性差會直接影響齒輪副正常嚙合，使齒輪沿齒長和齒高方向接觸不良，造成應力集中，降低重合度；也會使滾動軸承內、外圈產生錯位，以致轉動失靈。升船機減速器這種超大型平行軸齒輪傳動減速器，對軸的設計更不能單一的參考疲勞強度和靜強度，必須保證軸有足夠的剛性。在疲勞強度和靜強度均滿足要求的條件下，軸的彎扭變形有時會非常大，必須對軸進行彎扭變形計算。

階梯軸的扭轉剛度校核計算：

(8)

式中：T為軸所受的扭矩，N·mm；φ為圓軸扭轉角,(°)/m；G為軸的材料的剪切模量，MPa；IP為軸截面的極慣性矩，mm4；L為階梯軸受扭矩作用的長度，mm；Ti、li、Ipi分別代表階梯軸第i段上所受的扭矩、長度和極慣性矩，單位同前；z為階梯軸受扭矩作用的軸段數。

軸的扭轉剛度條件為：

φ≤[φ]

(9)

式中：[φ]為軸每米長的允許扭轉角。

鋼絲網擋風系數 φ=0.3，因此μs=0.3×1.3=0.39；所以風荷載Wk=1.0×0.39×2.64×750=772.2N/m2。

[φ]的取值見表3。通過校核計算，軸的剛度符合條件。

表3 [φ]取值

1.2 齒輪材料選取及強度校核

為滿足該減速器低速重載、高可靠性的要求，齒輪采用17CrNiMo6合金鋼材料，具有抗低溫沖擊，韌性高、淬透性好等特點。所有齒輪均為滲碳淬火硬齒面齒輪，滲碳淬火后磨齒，齒面硬度為60±2HRC。

對齒輪進行齒根彎曲疲勞強度計算與齒面接觸疲勞強度計算。齒根彎曲疲勞強度：

(10)

式中：σF為齒根彎曲應力；KF為彎曲疲勞強度計算的載荷系數；YFa為齒形系數；YSa為載荷作用于齒頂時的應力修正系數；Yε為彎曲疲勞強度計算的重合系數；T1為小齒輪傳遞的轉矩，N·mm；φd為齒寬系數。

彎曲疲勞許用應力：

(11)

式中：S為疲勞強度安全系數；KFN為壽命系數；[σF]為彎曲疲勞許用應力。齒面接觸疲勞強度：

(12)

式中：σH齒輪的赫茲應力；ZE為彈性影響系數；Zε為接觸疲勞強度計算的重合度系數；KH為接觸疲勞強度計算的載荷系數;ZH為區域系數；接觸疲勞許用應力：

(13)

經過校核計算，各級齒輪在受額定扭矩的情況下主要幾何參數、材料選取、疲勞強度和膠合承載能力等技術指標均滿足設計要求。

1.3 箱體結構設計

箱體是整個減速器最為重要的部件之一，箱體的功能是支撐傳動零件運轉、防止潤滑油逸出；防止外界水、塵等異物侵入；散熱和屏蔽噪音等，同時箱體也是整個減速器成本控制的關鍵部件。該減速器箱體的設計主要從箱體剛性控制、成本控制、外形美觀、裝配、維修方便、提高工藝性等方面著手。

減速器的箱體采用組合焊接結構，除軸承座材料采用Q345或ZG230-450外，其余板材均采用Q235B。該箱體主要由下箱體、軸承座、上箱體、聯接螺栓、銷輸出小箱體，小箱體等部件組成。

箱體除承受內部齒輪產生的力外，還要承受卷筒一端的外部附加徑向力。該減速器結構由于輸出端采用了行星齒輪傳動，箱體要安裝行星齒輪傳動的內齒輪，因此要箱體要有足夠的剛度和強度，關鍵受力部位采用了加強筋，增強箱體剛性。

1.4 行星架設計

行星架是保證行星輪系傳動的關鍵零件。為保證行星齒輪正確嚙合，行星架的剛度尤為重要。行星架上有花鍵，為保證花鍵的強度，行星架采用鑄鋼ZG35CrMo，調質處理。

1.5 潤滑與密封

該減速器旋轉線速度低，傳動級數多，齒輪布置形式為平面布置形式，不具備飛濺潤滑的條件。為保證各傳動部件的潤滑充分，提高潤滑系統的可靠性和可監控性，減速器采用獨立油站方案對減速器進行強制循環潤滑。

減速器的密封分兩部分：一是各箱體、端蓋等結合面密封；二是各外伸旋轉部件與箱體間的密封。結合面的密封措施主要是提高結合面的平面度、表面粗糙度和涂密封膠等。外伸旋轉部件與箱體間的密封為保證可靠性，采用非接觸式甩油環重力回油密封。

減速器整體結構如圖3所示。

圖3 減速器整體結構圖

減速器整體結構布置緊湊，單個零件尺寸小，各零部件的加工沒有超出現有設備能力范圍，但是整體尺寸任然較大，外形尺寸長×寬×高為8 850 mm×5 200 mm×4 300 mm，總體質量約280 t。

2 升船機減速器關鍵部件建模與受力分析

減速器體積大、重量重、輸出扭矩大的特點，決定了其箱體變形、軸的彎扭變形、軸承游隙等對齒輪嚙合的影響比普通平行軸減速器更加嚴重。然而，傳統的設計計算方法只針對單個零件進行，沒有考慮系統零件之間的相互影響。為了更加準確地驗證前期計算結果，對具體零部件的優化設計提供依據，需要建立整個升船機減速器模型，對整機進行系統性分析。在分析過程中充分考慮到減速器箱體變形、齒輪微觀修形、軸承游隙、軸承支撐剛度、軸彎曲扭轉變形等對齒輪嚙合強度和軸承內外圈錯位的影響。根據計算分析結果，對各項設計參數進行評估，反復優化，直到滿足減速器高性能、輕量化的目的。

在此超大型升船機減速器系統分析中，應用Masta Release 2018 8.3.2、ANSYS19.2軟件作為分析工具，應用Masta Release 8.3.2建立整個減速器模型，利用ANSYS19.2提取箱體和行星架的剛度、質量矩陣，導入Masta Release 8.3.2建立的減速器模型，充分考慮了減速器箱體變形、軸承游隙、軸承支撐剛度、軸彎曲扭轉變形等對齒輪嚙合強度影響，對整個減速器系統進行分析，模擬實際工況進行方案驗證，進一步證明技術方案的可行性。

2.1 箱體受力分析

減速器箱體有限元模型是根據3D模型，如圖4所示，在Ansys19.2中生成的，為了分析方便，一些不會影響結果的小的特征被簡化或忽略掉。整個模型由四面體二次單元進行劃分，用Mass21單元與軸承受力區域的節點進行剛性耦合，來傳遞載荷。將箱體有限元模型導入Masta軟件，考慮系統中軸和軸承對箱體的加強，計算箱體的變形和應力值，如圖5所示。

圖4 減速器箱體3D模型圖5 減速器箱體網格模型

箱體各部分通過螺栓及銷連接，其連接強度足夠，可以用Bonded關系模擬，各軸承受力等載荷作用于軸承孔等剛性區域的中點。

對于箱體的結構靜強度，圖6、7分別顯示箱體的應力圖和位移變形圖。由圖可知，箱體的最大應力值在安裝螺栓處，約為52.17 MPa；箱體的最大變形值在輸出內齒圈處，約為0.3 mm。

圖6 減速器箱體最大應力值圖7 減速器箱體最大變形值

2.2 齒輪副受力分析

齒輪傳動接觸強度分析的基礎是齒輪柔度計算，常用齒輪柔度計算方法有材料力學法與有限元法[6]。材料力學法具有計算效率高的優點[7-8]，然而由于采用較多簡化，計算準確度較低。有限元法可計及輪齒間的關聯撓度等，計算準確度較高，得到國內外學者的廣泛應用。而且，在考慮輪齒修形與軸線偏差建立接觸有限元分析模型[9]后，還可分析輪齒修形與軸線偏差對齒輪傳動嚙合性能的影響。本文基于共軛嚙合理論推導修形齒輪齒廓方程，建立齒輪傳動有限元網格模型；由罰函數法建立接觸系統方程，計算齒輪傳動的等效應力與接觸應力；計算考慮齒廓修形與軸線偏差后的應力，分析齒廓修形與軸線偏差對齒輪傳動強度的影響[10]。

圖8～13是對減速器齒輪副的齒廓和齒形經過修形前、后的齒面應力分布對比。