電鏟回轉裝置雙流傳動箱強度分析及結構優化

滕可士

(1.中南大學，湖南 長沙 410083；2.中鋼集團衡陽重機有限公司，湖南 衡陽 421002)

電鏟回轉裝置雙流傳動箱強度分析及結構優化

使用SolidWorks對電鏟回轉裝置雙流傳動箱幾何建模，使用ANSYS Workbench 軟件，模擬回轉裝置的工作狀態，分別對雙流傳動箱的核心零部件單獨進行有限元強度分析，完成對雙流傳動箱的結構優化，對虛擬設計具有指導意義。

電鏟； 雙流傳動箱； 強度分析

0 前言

為了滿足市場需求與電鏟技術發展的需要，我公司自主研制出標準斗容為35 m3的電鏟。由于重型電鏟的回轉轉動慣量大，故回轉裝置的載荷較大，因此對回轉裝置的性能、壽命有較高的要求。在35 m3電鏟回轉裝置設計中，采用了雙流傳動[1]的方案，雙流傳動具有承載性能大、可靠性高、使用壽命長的特點。雙流傳動箱作為回轉裝置的重要部件，很有必要對其進行強度分析和相關優化。本文使用SolidWorks對其幾何建模，通過相關配置，分別將雙流傳動箱的核心零部件模型無縫導入ANSYS Workbench中單獨進行靜強度分析，根據分析的結果，對雙流傳動箱結構進行了的優化，可避免因強度不足而造成回轉裝置失效或壽命降低，從而保證設計的質量。

1 電鏟回轉裝置簡介及其雙流傳動箱核心部件傳動原理

電鏟回轉裝置主要由制動器、電機、行星減速器、雙流傳動箱(含機箱、齒輪、軸、軸承、端蓋、隔套等)組成，如圖1所示。其功能是將電機輸出的扭矩進行減速增扭、分流和均載輸出，通過電氣系統控制電機和制動器以實現輸出齒輪的正傳、反轉、加速、減速、制動動作，從而實現電鏟回轉運動所要求的功能。電鏟回轉裝置雙流傳動箱傳動原理為：將單個輸入的扭矩，利用人字齒輪做均載，由兩個輸出扭矩相同的小齒輪分流輸出，同時與回轉大齒圈嚙合[1]，其核心部件與傳動原理圖如圖2所示。

1.制動器 2.電機 3.行星減速器 4.雙流傳動箱圖1 電鏟回轉裝置

1.Ⅰ軸人字齒輪(單齒齒數Z1) 2.Ⅱ軸斜齒輪(齒數Z2) 3.Ⅲ軸斜齒輪(齒數Z2，螺旋角與Ⅱ軸斜齒輪相反) 4、5. Ⅱ、Ⅲ軸輸出小齒輪(齒數Z3)圖2 雙流傳動箱核心部件與傳動原理圖

2 電鏟回轉裝置使用工況及設計參數

電鏟回轉裝置使用環境溫度-40 ℃～50 ℃，單個回轉電機額定輸出功率P=400 kW，額定轉速n=1 070 r/min，在極限工況下，過載運行，過載系數λ=1.2，行星減速器公稱減速比為i0=45.76，Z1=24，Z2=24，Z3=13，齒輪1、2、3的法向模數mn=25 mm，螺旋角β=11°42＇45＂，齒輪4、5的模數m=36 mm。回轉齒圈齒數為152，機械總傳動比i=535(含與回轉齒圈傳動比)，總效率η=0.86，齒輪1、2、3、4、5的齒形角αn=25°。

3 雙流傳動箱核心零部件有限元分析

雙流傳動箱整體分析很復雜，軸、齒輪、軸承經過設計計算，整體分析沒有必要。電鏟回轉裝置在極限工況下，有必要對核心零部件進行分析。由于軸類零件受力很大，Ⅱ、Ⅲ軸為分流軸，而傳動箱的機箱設計屬于經驗設計，故本文分別對Ⅰ軸、Ⅱ軸和機箱進行靜強度分析。由于SolidWorks建模功能強大，設計時利用其本身的參數化性質建模，非常實用，模型既可以用于部件和零件出圖，又可以另存用于分析的模型。本文采用的有限元分析軟件為ANSYS Workbench(以下簡稱Workbench)，Workbench為ANSYS公司推出的另一個版本，它整合了現有的各種應用，并將仿真結合在一起[2]。Workbench操作界面較ANSYS經典版更加友好，對裝配體的支持更強，可以自動找接觸，在ANSYS程序組件里打開Utilities，在子項里CAD Configurlation Manager進行相關的配置，就可以在SolidWorks里將模型無縫導入Workbench中，若需改動模型尺寸，可在Solid-Works直接更改，在Workbench中刷新可得修改后的模型。

3.1 幾何模型建模與處理

Ⅰ軸、Ⅱ軸：使用SolidWorks旋轉生成實體的功能，生成軸體，再分別用(掃描)切除和陣列生成花鍵(花鍵曲線可利用CAXA制作，再將其調入草圖)、矩形健。略去軸端的螺栓孔、較小的倒角。

機箱：機箱由箱體、箱蓋裝配組成，設計的箱體、箱蓋均為焊接件，相當于多實體裝配體。由于形狀復雜，建模時利用SolidWorks參數化性質，采用“自頂向下設計”[3]方式建模，這樣建模效果好，設計修改效率高。為了減少Workbench分析時的運算量，避免在有限元分析時產生錯誤，略去機箱的一些孔、密封槽和較小的倒角、圓角特征，對主要受力的坡口、焊縫采用等強度原則替代處理。

3.2 材料選擇和網格劃分

Ⅰ軸、Ⅱ軸設計的材料為40CrNiMo，其材料屬性[4]：彈性模量200 GPa，泊松比0.3，抗拉強度980 MPa，屈服強度800 MPa，許用靜應力為400 MPa。

機箱設計的材料為Q345- E，其材料屬性[4]：彈性模量200 GPa，泊松比0.3，抗拉強度470 MPa，在板厚大于35 mm時，屈服強度295 MPa。

Workbench網格劃分包括6種劃分方式：自動劃分、四面體單元劃分、六面體單元劃分、掃掠劃分、多重區域網格劃分和流體網格劃分[2]。根據計算機的性能和模型的復雜情況，網格劃分方式選自動劃分，Ⅰ軸、Ⅱ軸網格大小設置為10 mm，機箱的網格設置為默認設置，劃分后的網格模型分別如圖3a、b、c所示。

圖3 網格模型

3.3 載荷分析計算、約束、加載

Ⅰ軸：在極限工況下，Ⅰ軸的受力有輸入的扭矩，其值由T=λ×η1×i0×9 550P/n求出，T=18 403 8N·m(考慮了傳動效率)；Ⅰ軸人字齒輪與Ⅱ、Ⅲ軸斜齒輪嚙合時產生的切向力和徑向力(兩徑向力之間的角度為60°，由于是人字齒，故產生的軸向力相互抵消)，人字齒的單邊斜齒(傳遞扭矩為T/2)的切向力與徑向力的值由Ft=2 000T/2d、Fr=Fttanαn/cosβ求出，Ft=300 372 N,Fr=142 977 N；Ⅰ軸的重力。將Ⅰ軸的安裝兩軸承處的圓柱面分別添加無摩擦約束，約束其徑向運動，軸向自由。在軸下端面添加位移約束，并設置在軸方向的位移為0 mm，限制軸下端的竄動。將輸入的扭矩載荷施加在輸入花鍵的單側曲面，方向為逆時針。由于齒輪切向力與徑向力可轉化等效為軸受到的扭矩與彎矩，扭矩平均分布作用在輸出矩形鍵單側，彎矩用施加于軸中心的集中力來替代。在矩形鍵的側面添加位移約束，約束其法向值為0 mm(相當于加載了順時針的扭矩載荷，與輸入的扭矩平衡)。分別將單邊斜齒輪的切向力與徑向力施加在矩形鍵外圓上，過軸的中心，方向分別由坐標系控制，相當于施加了彎矩載荷。Ⅰ軸的重力直接施加重力加速度，方向指向下軸端。

Ⅱ軸：Ⅱ軸的輸入扭矩為T/2，同理，Ⅱ軸的受力有Ⅱ軸斜齒輪與Ⅰ軸人字齒輪的單邊斜齒輪嚙合產生的切向力和徑向力，輸出小齒輪與回轉齒圈嚙合產生的切向力和徑向力(兩徑向力之間的角度為114°)和Ⅱ軸的重力。斜齒輪的切向力和徑向力值已經在Ⅰ軸求出，即為Ft=300 372 N、Fr=142 977 N，輸出小齒輪的切向力和徑向力值為Ft=393 243 N、Fr=183 372 N。Ⅱ軸的斜齒輪有軸向力，故傳遞給Ⅱ軸的軸向力為Fx，其值由Fx=Fttanβ求出，Fx=62 204 N。將Ⅱ軸的裝兩軸承處的圓柱面分別添加無摩擦約束，約束其徑向運動，軸向自由。在軸輸出端面添加位移約束，并設置在軸方向的位移為0 mm，限制軸輸出端的竄動。將輸入的扭矩載荷施加在輸入花鍵的單側曲面，方向為順時針。將輸出花鍵單側面添加位移約束，約束其法向值為0 mm(相當于加載了逆時針的扭矩載荷，與輸入的扭矩平衡)。分別將斜齒輪和輸出小齒輪的切向力與徑向力施加在輸入和輸出花鍵外圓上，過軸的中心，方向分別由坐標系控制，相當于施加了彎矩載荷。軸向力施加在軸肩面上，方向指向輸出端。Ⅱ軸的重力直接施加重力加速度，方向指向下軸端。

機箱：機箱的受力有回轉裝置自身的重力，箱蓋連接法蘭處的扭矩，各軸的軸承座受力。回轉裝置自身的重力G=151 341 N，加載載荷選為集中力，加載面設置為底板面。箱蓋連接法蘭處的的扭矩T=184 038 N·m，加載載荷為扭矩，方向設置為逆時針，加載面為法蘭連接面。設定B、E分別為各軸上、下部軸承座位置點，Ⅰ軸的軸承座的力FB1=271 714 N，FE1=288 017 N；Ⅱ軸的軸承座的力FB2=250 240 N，FE2=567 120 N；Ⅲ軸的軸承座的力FB3=37 157 N，FE3=712 638 N(計算過程略)。各軸的軸承座加載載荷選軸承載荷，加載面設置為半個軸承座面，方向用坐標系控制，如圖4所示。由于雙流傳動箱與回轉平臺連接為螺栓連接方式，所以對機箱安裝座板設置X、Y、Z方向的全約束。

圖4 各軸承座載荷

3.4 求解、分析

分別單獨對Ⅰ軸、Ⅱ軸、機箱運行求解，可得Ⅰ軸、Ⅱ軸、機箱的von Mises(第四強度理論)[5]的等效應力云圖分別如圖5a、b、c所示。

由應力云圖可知Ⅰ軸、Ⅱ軸最大應力分別為296 MPa、278 MPa，小于其許用靜應力400 MPa，故強度是滿足的。機箱的最大應力為54.9 MPa，安全系數n=295/54.9=5.3，故強度是滿足的，由于安全系數較高，有必要對機箱進行結構上的優化。

4 機箱結構優化

由應力云圖可知機箱整體應力水平較低，其最大值位于箱蓋Ⅱ軸軸承座的支撐筋板處，在不降低機箱剛度下，有必要對機箱結構進行相關的優化。

圖5 應力云圖

(1)對箱體、箱蓋的軸承座處進行修改，原Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸軸承座之間由筋板牽引焊接，再與蓋板和內壁焊接，如圖6所示。由于這三個軸承座距離比較小，可將其修改為整體鍛件，并適當增加筋板，再與蓋板和內壁焊接，這樣可提高強度和剛度，如圖7所示。

圖6 原軸承座的結構

圖7 整體軸承座結構

(2)適當減薄鋼板的厚度，將箱體拉板、底板減少10 mm，適當增加箱體的筋板數量，加大箱體外壁與底板焊接的筋板尺寸，有利于增強強度和不降低剛度。

(3)改變箱蓋的蓋板與立板的焊接搭接方式，節約空間，使箱蓋與箱體的螺栓裝配方式更緊湊。在保證箱體筋板焊接空間的要求下，減少拉板與箱體分型板的距離40 mm，使機箱更緊湊。原結構如圖8所示，更改結構如圖9所示。

圖8 原結構

圖9 更改結構

對優化后的機箱進行加載、求解，其應力云圖如圖10所示。從圖可知最大應力為60.9 MPa，安全系數為n=295/60.9=4.8，故強度是滿足的，而機箱質量減少510 kg。

圖10 優化機箱應力云圖

5 結論

在電鏟回轉雙流傳動箱強度分析中，聯合運用SolidWorks和ANSYS Workbench軟件，對其核心零部件進行了有限元分析。由分析結果可知Ⅰ軸、Ⅱ軸最大應力分別為296 MPa、278 MPa，小于其許用靜應力400 MPa，其強度是滿足設計的要求。機箱的最大應力為54.9 MPa，安全系數n=5.3，故安全系數較高，在不降低機箱剛度的情況下，對其結構進行了優化，其最大應力為60.9 MPa，故強度是滿足的，而機箱質量減少510 kg。根據以上分析的結果，給虛擬設計提供了一定的參考價值。

[1] 謝國安.大型挖掘機的雙流傳動回轉機構[J].工程機械，1984，(10)：33-34.

[2] 浦廣益.ANSYS Workbench 12基礎教程與實例詳解[M].北京：中國水利水電出版社，2010.

[3] 二代龍震工作室.SolidWorks2009高級設計[M].北京：清華大學出版社，2009.

[4] 成大先.機械設計手冊(第四版)[M].北京：化學工業出版社，2002.

[5] 夏建芳,葉南海.有限元法原理與ANSYS應用[M].北京：國防工業出版社，2011.

Strength Analysis and Structural Optimization of Double-flow Driven Box of Rotary Mechanism of Shovel

TENG Ke-shi

The paper creates geometrical modeling of double-flow driven box of rotary mechanism of shovel by SolidWorks software, simulates the work state of rotary mechanism, and takes strength analysis separately of key components of double-flow driven box by ANSYS Workbench software, the structural optimization is completed on the double-flow driven box, which has guidance significance to virtual design.

shovel； double-flow driven box； strength analysis

2015-05-06

湖南省科技重大專項(2010FJ1003)，大型露天礦山重大采運成套裝備研究及產業化35 m3礦用電鏟。

滕可士(1980-)，男，湖南永州人，工程師，在職研究生，主要從事礦山設備開發工作。

滕可士1,2

(1.中南大學，湖南 長沙 410083；2.中鋼集團衡陽重機有限公司，湖南 衡陽 421002)

TP391

B

1003-8884(2015)05-0017-05