刮板機(jī)用兩級行星減速器箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

孔 進(jìn)，張學(xué)剛，陳 云

寧夏天地奔牛實(shí)業(yè)集團(tuán)有限公司 寧夏銀川 753001

近年來，國家大力推進(jìn)大型煤炭基地建設(shè)，煤炭企業(yè)兼并重組，優(yōu)化煤炭開發(fā)布局，大型現(xiàn)代化煤礦成為生產(chǎn)主體。我國煤炭行業(yè)開展了一系列技術(shù)攻關(guān)，取得了年產(chǎn)千萬噸級大采高綜采成套技術(shù)與裝備等一批重大成果[1]。目前，刮板輸送機(jī)單機(jī)功率已達(dá)到2 000 kW，刮板輸送機(jī)動(dòng)力部主要包括電動(dòng)機(jī)、聯(lián)軸器和減速器，整個(gè)動(dòng)力部作為一個(gè)整體通過減速器連接板側(cè)掛在刮板輸送機(jī)機(jī)頭架或機(jī)尾架上，兩級行星減速器為刮板輸送機(jī)配置二驅(qū)或三驅(qū)時(shí)布置在機(jī)頭或者機(jī)尾垂直位置，如圖 1所示。

圖1 刮板輸送機(jī)垂直動(dòng)力部Fig.1 Vertical power part of armoured face conveyor

垂直動(dòng)力部整體為懸臂布置，沒有與地面固定，隨刮板輸送機(jī)一起逐步向前推移。減速器箱體在實(shí)際工作中不僅要承受電動(dòng)機(jī)傳遞的反轉(zhuǎn)矩、整個(gè)動(dòng)力部的重力，還要滿足減速器在使用過程中的散熱要求，避開齒輪嚙合頻率產(chǎn)生共振的影響等。筆者以2 000 kW 兩級行星減速器為研究對象，進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和強(qiáng)度分析。

1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

兩級行星齒輪減速器一般與三級圓錐圓柱齒輪減速器配套使用，要求箱體在高度上保持一致。在高度尺寸限制的前提下，箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)主要考慮箱體強(qiáng)度和冷卻問題，同時(shí)要統(tǒng)籌結(jié)合以下幾點(diǎn)進(jìn)行細(xì)化設(shè)計(jì)：①鑄造工藝；②齒輪軸組的安裝工藝；③與齒輪架的安全間隙；④滿足狀態(tài)監(jiān)測的需求，設(shè)計(jì)傳感器測點(diǎn)位置及布線路徑；⑤與電動(dòng)機(jī)罩筒和機(jī)頭架的連接尺寸。

主箱體、齒圈和連接板組成了 JX2000 兩級行星減速器箱體[2]，如圖 2所示。

圖2 JX2000 兩級行星減速器箱體Fig.2 Box of JX2000 two-stage planetary gear reducer

1.1 冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)

減速器輸入軸轉(zhuǎn)速為1 485 r/min，軸承采用 C3油隙時(shí)，存在發(fā)熱量大的問題。為增強(qiáng)冷卻效果，在箱體輸入軸軸承座外側(cè)設(shè)計(jì)了冷卻環(huán)形水套結(jié)構(gòu)，使熱量及時(shí)通過熱傳導(dǎo)方式傳導(dǎo)至冷卻水；箱體中部一級和二級行星級中間設(shè)計(jì)了翅片管冷卻器，用于冷卻油池；輸出端連接板內(nèi)設(shè)計(jì)了冷卻水套，冷卻水吸收減速器內(nèi)部傳導(dǎo)的熱量。冷卻結(jié)構(gòu)通過冷卻水道相連，形成減速器整體冷卻循環(huán)系統(tǒng)，如圖 3所示。

圖3 減速器冷卻系統(tǒng)Fig.3 Cooling system for gear reducer

1.2 主箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

主箱體設(shè)計(jì)為圓筒狀，高速軸處設(shè)計(jì)了軸承座、冷卻水套、儲(chǔ)油池，高速軸外部通過拉筋相隔形成水套和儲(chǔ)油池，同時(shí)，各部位壁厚盡量均勻，提高鑄造工藝性。冷卻水套結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)要保證合適的冷卻水套散熱面積；設(shè)計(jì)的儲(chǔ)油池上下布置，將飛濺的潤滑油收集，通過油孔流入一軸，滿足高速軸軸承潤滑；同時(shí)水套作為加強(qiáng)肋提高箱體的強(qiáng)度。主箱體上下對稱設(shè)計(jì)，滿足不同工作面使用要求。如圖 4所示。

圖4 一軸水套結(jié)構(gòu)Fig.4 Structure of one shaft water jacket

1.3 連接板結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

整個(gè)驅(qū)動(dòng)部通過連接板與機(jī)架連接，連接板是受力的主要部件，內(nèi)部承受行星組件支撐軸承的支反力，外部承受減速器輸出的反轉(zhuǎn)矩以及整個(gè)動(dòng)力部的重力。連接板為板狀結(jié)構(gòu)，連接板內(nèi)部軸承位外設(shè)計(jì)了水套，在連接孔旁設(shè)計(jì)了加強(qiáng)拉筋，連接板上設(shè)有平鍵承受反轉(zhuǎn)矩，如圖 5所示。

圖5 連接板結(jié)構(gòu)Fig.5 Structure of connecting plate

1.4 箱體預(yù)留監(jiān)測安裝位置

目前，減速器的狀態(tài)監(jiān)測已成為行業(yè)內(nèi)的標(biāo)準(zhǔn)配置。箱體設(shè)計(jì)時(shí)預(yù)留油溫、關(guān)鍵軸承溫度、振動(dòng)等傳感器監(jiān)測點(diǎn)安裝位置，同時(shí)考慮線路布置和整體防護(hù)等。

2 箱體結(jié)構(gòu)分析

2.1 結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析

應(yīng)用三維軟件建立減速器箱體模型，施加靜載荷，采用結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析校核箱體強(qiáng)度，研究其變形和應(yīng)力狀態(tài)，確定設(shè)計(jì)的合理性。

2.1.1 模型建立

通過三維軟件對2 000 kW 兩級行星減速器箱體進(jìn)行建模，由于模型結(jié)構(gòu)復(fù)雜，為了方便分析，簡化一些不影響分析結(jié)果的模型特征。簡化條件為：箱體加工退刀槽及倒角省略；箱體連接內(nèi)部螺栓孔簡化；減速器主箱體、齒圈和連接板合為一體[3-5]。

2.1.2 材料特性

箱體材料選擇鑄造性能較好的球磨鑄鐵，彈性模量為1.69×1011Pa，密度為7.06×103kg/m3，泊松比為 0.257，屈服強(qiáng)度為310 MPa。

2.1.3 網(wǎng)格劃分

采用四面體對其網(wǎng)格劃分，局部網(wǎng)格細(xì)化，箱體劃分后節(jié)點(diǎn)數(shù)為 216 474 個(gè)，單元總數(shù)為 132 145個(gè)，箱體模型如圖 6所示。

圖6 箱體網(wǎng)格劃分Fig.6 Grid division of box

2.1.4 載荷施加

工作時(shí)連接板固定懸掛在刮板機(jī)上，主箱體輸入法蘭連接電動(dòng)機(jī)，整個(gè)受力狀態(tài)較為復(fù)雜。在滿載狀態(tài)下簡化受力狀態(tài)進(jìn)行分析，對箱體連接板的一面施加固定約束，將電動(dòng)機(jī)的重力簡化為固定距離的遠(yuǎn)端載荷1.05×105N，施加自重為1.04×105N，施加一軸法蘭電動(dòng)機(jī)反轉(zhuǎn)矩為5.037×105N·m。

2.1.5 結(jié)果分析

箱體的等效應(yīng)力和位移云圖分別如圖 7、8 所示。

圖7 等效應(yīng)力云圖Fig.7 Equivalent stress contours

圖8 位移云圖Fig.8 Displacement contours

由圖 7可知，減速器箱體應(yīng)力分布均勻，最大應(yīng)力為38.36 MPa，出現(xiàn)在箱體一軸冷卻水套處。分析結(jié)果值遠(yuǎn)小于球磨鑄鐵的屈服強(qiáng)度310 MPa，箱體結(jié)構(gòu)合理，強(qiáng)度滿足使用要求。

由圖 8可知，整個(gè)減速器箱體最大位移為0.13 mm，位移最大的部位集中在輸入法蘭端面。此處與電動(dòng)機(jī)相連，為箱體懸臂的遠(yuǎn)端，為實(shí)際應(yīng)變最大位置，與有限元分析結(jié)果一致。分析結(jié)果合理，滿足球墨鑄鐵強(qiáng)度條件。

2.2 箱體模態(tài)分析

減速器受復(fù)雜工況及自身結(jié)構(gòu)形式的影響，會(huì)引發(fā)多種頻率共振，影響減速器工作效率，進(jìn)而導(dǎo)致設(shè)備損壞，因此對減速器箱體進(jìn)行模態(tài)分析，分析箱體的自振頻率特性，求解其特征值和特征向量，找出箱體結(jié)構(gòu)中的缺陷，進(jìn)而優(yōu)化設(shè)計(jì)，提高箱體的綜合性能[6]。

2.2.1 模態(tài)分析

無阻尼模態(tài)分析是經(jīng)典的特征值問題，根據(jù)式（1）可得運(yùn)動(dòng)方程為

結(jié)構(gòu)的自由振動(dòng)，一般為簡諧振動(dòng)：

則自振頻率為

2.2.2 模態(tài)分析結(jié)果

減速器箱體的動(dòng)力特性主要受低階模態(tài)的振動(dòng)特性影響，取其前6 階模態(tài)分析減速器箱體特性，其固有頻率如表 1所列。

表1 減速器箱體固有頻率Tab.1 Natural frequency of gear reducer box Hz

通過表 1可以看出，減速器箱體前6 階固有頻率分布密集，和箱體結(jié)構(gòu)復(fù)雜性有關(guān)[6]，如圖 9 所示。由圖 9 結(jié)果可以看到，1 階振型箱體一軸法蘭沿z軸方向整體振動(dòng)；2 階振型箱體一軸法蘭沿x軸方向整體振動(dòng)；3 階振型表現(xiàn)為箱體一軸法蘭沿y軸方向扭轉(zhuǎn)擺動(dòng)；4 階振型表現(xiàn)為箱體一軸軸承座處沿y軸方向局部壓縮；5 階振型表現(xiàn)為主箱體與齒圈連接處沿x軸方向整體壓縮；6 階振型表現(xiàn)為箱體沿z軸方向整體壓縮。綜上可知，箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理，滿足使用要求，一軸法蘭處的位移相比其余位置大，可增加一軸法蘭厚度及法蘭與主箱體斜拉筋厚度，以提升此部位的剛度。

圖9 前6 階模態(tài)振型Fig.9 Vibration mode of preceding six orders

3 箱體樣機(jī)驗(yàn)證

兩級行星減速器箱體設(shè)計(jì)完成后進(jìn)行了樣機(jī)制造和試驗(yàn)驗(yàn)證，主要進(jìn)行冷卻水套打壓試驗(yàn)和減速器整機(jī)組裝完成后在國家安全生產(chǎn)太原礦用設(shè)備檢測檢驗(yàn)中心進(jìn)行型式試驗(yàn)。

3.1 箱體水套打壓試驗(yàn)

箱體組裝前對主箱體水套和整個(gè)冷卻系統(tǒng)進(jìn)行耐壓3 MPa、保壓15 min 的打壓試驗(yàn)，未發(fā)生泄漏現(xiàn)象，如圖 10所示。

圖10 箱體打壓試驗(yàn)Fig.10 Pressure test for box

3.2 型式試驗(yàn)

減速器組裝后按照 MT/T 101—1997 標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行型式試驗(yàn)，如圖 11所示。試驗(yàn)內(nèi)容包括：空載試驗(yàn)、效率試驗(yàn)、溫升試驗(yàn)、噪聲試驗(yàn)和超載試驗(yàn)。試驗(yàn)結(jié)果為：減速器機(jī)械效率為 96.2%，平衡油溫為76.3 ℃，噪聲為 85.4 dB（A），額定負(fù)載125% 運(yùn)轉(zhuǎn)10 min，反向油溫為78.7 ℃。減速器各項(xiàng)指標(biāo)正常，箱體未出現(xiàn)漏液、位移現(xiàn)象。

圖11 型式試驗(yàn)Fig.11 Type test

4 結(jié)語

通過以2 000 kW 兩級行星減速器箱體為研究對象，對其工況條件進(jìn)行分析，結(jié)合減速器冷卻、潤滑等要求，對減速器箱體結(jié)構(gòu)進(jìn)行創(chuàng)新設(shè)計(jì)，應(yīng)用有限元對箱體進(jìn)行靜力學(xué)強(qiáng)度和模態(tài)分析。樣機(jī)制造完成后，對減速器箱體冷卻水套進(jìn)行打壓試驗(yàn)，減速器整體組裝完成后在國家安全生產(chǎn)太原礦用設(shè)備檢測中心進(jìn)行了型式試驗(yàn)。檢驗(yàn)結(jié)果符合標(biāo)準(zhǔn)要求，可為類似減速器箱體設(shè)計(jì)提供參考。