驅動座的有限元分析與優化設計

廖 輝 蘇金輝 陳勝飛 鐘育生 陳鵬河

福建龍凈環保股份有限公司 龍巖 364000

0 引言

驅動座是帶式輸送機至關重要的部分，用于安裝電動機、聯軸器、制動器、減速器等設備，是帶式輸送機驅動系統的安裝基礎。特別是隨著帶式輸送機長距離、大運量的方向趨勢，更大的驅動功率意味著驅動座需要承受更大的設備載荷。

驅動座工作時不僅要承受設備質量，還承擔運行時輸出轉矩的反作用力矩，以及旋轉設備激振力。其中危害最大的是驅動座在激勵下的受迫振動，如果驅動座抵抗振動的剛度不足，其振動量將會大幅提高，甚至超過相關標準，為系統長期穩定運行埋下隱患[1]。

本文從設計角度對影響驅動座剛度、強度的因素進行分析，建立基于有限元分析的驅動座設計評價指標，在可控范圍內保證驅動座力學性能。

1 驅動座結構

1.1 驅動座結構分析

驅動座上表面為頂板，用于安裝電動機、減速器等設備。下表面為底板，底板與土建預埋鋼板焊接。頂板與底板之間為若干主筋板和次筋板，為適應不同滾筒中心高度而設定不同的筋板高度，驅動座通過各筋板連接為整體。如圖1所示。

圖1 驅動座結構

驅動座的作用有：將驅動裝置中各種設備結合到一起，使之成為整體；將驅動設備抬高至滾筒高度；以及為減速器、電動機提供足夠的支撐剛度。

1.2 載荷分析

理想狀態下電動機軸出轉矩，通過高速聯軸器傳遞至減速器，經過減速器放大轉矩后通過低速聯軸器傳遞至驅動滾筒。在此過程中驅動座承受的載荷分為靜態載荷、動態載荷和振動載荷。

靜態載荷為電動機、減速器、聯軸器等設備質量，作用于頂板上表面，方向豎直向下。動態載荷包括：電動機輸出轉矩的反作用力矩作用于電動機機座上；電動機輸出轉矩作用于減速器機座上；減速器輸出轉矩的反作用力矩作用于減速器機座上。振動載荷包括：1）電動機、高速聯軸器自身制造誤差，其旋轉部分具有偏心質量，在高速旋轉過程中其離心力是振動源。2）由于驅動座變形、安裝誤差導致的電動機軸、聯軸器、減速器輸入軸不對中，產生偏心振動[2]。

靜態、動態載荷的作用主要體現在減速器上，導致減速器對驅動座產生下壓力和上拉力，若驅動座支撐減速器的剛度不足，減速器空間位置偏移，將引起高速聯軸器兩端位移不同，減速器輸入軸與電動機輸出軸的偏心，如圖2所示。

圖2 電動機軸與減速器軸不對中

1.3 驅動裝置振動限值的規定與現場測量

振動的特征可用位移、速度或加速度檢測來衡量與評定。以旋轉機械為對象判定，根據GB/T 6075—2012《機械振動 在非旋轉部件上測量和評價機器的機械振動》（參考ISO 10816），300 kW以上電動機最大允許振動速度小于7.1 mm/s，最大允許位移小于90 μm，15～300 kW電動機最大允許振動速度小于4.5 mm/s，最大允許位移小于 71 μm[3]。

或以電動機為對象判定，根據GB/T 10068—2020《軸中心高為56mm及以上電動機的機械振動 振動的測量、評定及限值》（參考ISO2373）規定1 500 r/min時，軸中心高132～225 mm電動機，振動速度應小于2.8 mm/s；軸中心高225～400mm電動機，振動速度應小于4.5 mm/s。

根據現場人員反饋，部分項目驅動座振動幅度達到80～240 μm，已經影響設備運行安全。如圖3所示，現場人員普遍采用的手持式振動測量儀，可測頻率響應范圍10～200 kHz。已遠遠超過了減速器輸出端可能產生的振動頻率，故測量數據僅反映電動機輸出振動，不能代表減速器的低頻率振動。

圖3 電動機軸與減速器軸不對中

1.4 振動載荷轉換

考慮最惡劣工況，取標準文件所允許最大振動位移值轉換為激振力作為輸入載荷，假設振動為周期性激勵引起穩態振動，電動機按照正弦波規律振動[4]。

振動位移函數為

速度函數是對位移函數求導，得

加速度函數是對速度函數求導，得

式中：A為振動幅值，參考上述最大允許位移值選取；ω為頻率，ω＝2πf；f為電動機轉軸振動周期，設電動機轉速為1 500 r/min，則f＝25 Hz。

根據以上條件得到整體加速度為a，轉換為振動力載荷為F=M（g+a），M為整套驅動裝置的質量。

2 有限元建模[5-7]

在UG軟件中建立驅動座的三維模型，將該模型導入到有限元軟件中。進行幾何模型合理化處理，為模型添加材料屬性。采用集中質量點來模擬安裝在驅動座上的電動機和減速器，采用耦合約束來模擬電動機和減速器與驅動座的接觸面。創建靜態分析步+動態分析步+模態分析步。定義驅動座的邊界條件，力載荷包括：電動機+聯軸器重力、電動機振動力、減速器重力、驅動座重力；電動機輸出轉矩、減速器輸入轉矩、減速器輸出轉矩。劃分網格，提交計算并后處理。需要讀取的數據分為4方面內容：1）強度，驅動座應力；2）垂直剛度，減速器偏轉角度、驅動座豎直z方向變形量；3）水平剛度，驅動座水平振動位移量；4）固有振動頻率，驅動座模態。

建立14個驅動座有限元模型如圖4所示。其中模型2是模型1的次筋板加固對比結構，模型4是模型3的無開孔對比結構，模型5是模型3的主筋板不斷開對比結構，模型7是模型6的次筋板加固對比結構，模型8是模型6的無開孔對比結構，模型9是模型6的頂板斷開對比結構，模型11是模型10的次筋板加固對比結構。

圖4 驅動座模型

3 仿真結果分析

所有模型的仿真結果匯總如表1所示。模型1驅動座外形低矮，從外觀看次筋分布稍顯疏松，主筋板開孔較大。該驅動座水平剛度為水平方向振幅71 μm（減速器部位）和94 μm（電動機部位），略微超過標準限值。驅動座一階振型激活頻率為159.27 Hz，遠大于電動機振動頻率25 Hz，不會產生共振，如圖5所示。

表1 仿真結果匯總

圖5 模型1應力（左）應變（右）云圖

模型2為模型1的次筋板加固對比結構，每側增加4塊筋板，總計8塊，筋板僅能焊接于外側。采用該加固方案后，驅動座最大應力、垂直剛度提高，驅動座靜態位移下降幅度42.3%。加固后振動幅度滿足規范要求，如圖6所示。

圖6 模型1應力（左）應變（右）云圖

模型3驅動座的主筋板、次筋板均為12 mm板，略顯單薄。電動機中心高度較高，減速器座位置的材料應力較大，最大應力達55.15 MPa。垂直剛度表現較差，該驅動座水平方向的振動大幅度超過規范限值。驅動座一階振型激活頻率遠大于電動機振動頻率，如圖7所示。

模型4是模型3去除開孔的對比結構。主筋板無開孔時，驅動座最大應力下降至48.05 MPa，強度、垂直剛度提高。該驅動座水平方向的振動與模型3基本一致，如圖8所示。

圖8 模型1應力（左）應變（右）云圖

模型5是模型3將主筋板對齊的對比結構，將減速器所在區域主筋板外擴對齊電動機所在區域主筋板，使整個驅動座的主筋板成為整體，如圖9所示。

圖9 主筋板對齊（左）和主筋板不對齊（右）示意圖

模型5驅動座最大應力上升至98.25 MPa，由于主筋板外擴后偏離了減速器機座，驅動座支撐減速器的結構穩定性被削弱，頂板受力未能有效傳遞至主筋板。垂直剛度下降。水平方向的振幅相比模型3的振幅減小，如圖10所示。

圖10 模型1應力（左）應變（右）云圖

模型6驅動座強度可以滿足使用要求，但垂直剛度表現較差，該驅動座電動機振幅超過規范限值，如圖11所示。

圖11 模型1應力（左）應變（右）云圖

模型7為模型6的次筋板加強對比結構，每側增加4塊次筋，總計8塊。由于次筋的加強作用，驅動座最大應力降幅59.3%，強度有明顯提高，垂直剛度相應明顯提高。補強后的驅動座振幅滿足規范限值，如圖12所示。

圖12 模型1應力（左）應變（右）云圖

模型8是模型6主筋板無開孔的對比結構，模型8驅動座最大應力為27.84 MPa，應力峰值下降10.3%。但該驅動座水平方向的振動依然大幅度超過規范限值，相對于模型6基本沒有改善。模型8的整體力學性能提升效果不及模型7，如圖13所示。

圖13 模型1應力（左）應變（右）云圖

模型9是模型6的上頂板斷開對比結構，頂板斷開后，結構應力峰值基本保持不變。該模型的各項力學性能與模型6基本一致，如圖14所示。

圖14 模型1應力（左）應變（右）云圖

模型10驅動座僅布置1道主筋板，驅動座強度滿足使用要求。但由于僅布置1道主筋板，垂直剛度較差。該驅動座水平方向的振動30 μm（減速器部位）和52 μm（電動機部位），滿足規范限值，如圖15所示。

圖15 模型1應力（左）應變（右）云圖

模型11是模型10進行次筋板加強的對比結構，每側增加2塊筋板。進行加強后驅動座最大應力下降到20.5 MPa，降幅為10%，減速器偏轉角減小。該驅動座振動幅度相較于模型10有大幅度下降，如圖16所示。

圖16 模型1應力（左）應變（右）云圖

模型12～模型14的共同點是驅動中心高度較高，驅動功率較大，模型12驅動座支撐減速器的寬度較窄。驅動座強度余量充足，垂直剛度好，但該驅動座水平剛度不足，水平方向的振動幅度達到 599 μm（減速器部位）和569 μm（電動機部位），超過規范限值數倍，振動表現非常嚴重，如圖17所示。

圖17 模型1應力（左）應變（右）云圖

模型13驅動座支撐減速器的寬度較模型12加寬，上頂板為斷開式結構。驅動座強度滿足要求，垂直剛度好。但該驅動座水平剛度不足，水平方向的振動幅度超過規范限值數倍，振動表現非常嚴重，如圖18所示。

圖18 模型1應力（左）應變（右）云圖

模型14驅動座采用雙層疊加式結構。驅動座強度剛度較好，水平方向的振動幅度符合規范要求，如圖19所示。

圖19 模型1應力（左）應變（右）云圖

4 模型對照組分析與優化設計關鍵點

分析模型12、模型67、模型1011可知，次筋板加強后電動機和減速器的振動位移有效減小，應力峰值、驅動座的垂直方向變形、減速器轉角亦有顯著減小，說明次筋板對于驅動座的強度、剛度有重要作用。次筋板布置位置、數量為主要影響因素。

分析模型34、模型68可知，主筋板不開孔可以提高支撐剛度和驅動座強度，同時減速器及電動機的振動位移基本不變或略微下降，說明主筋板主要負擔垂直方向剛度，但對減小驅動座運行振動幅度基本沒有作用。

分析模型35可知，主筋板刻意對齊后，除了振動位移量有很小幅度減小外，其余力學性能卻全部出現了下降，說明主筋板對齊與否不是決定驅動座力學性能的關鍵因素。

分析模型69可知，驅動座頂板斷開后，驅動座的各項力學性能基本不變。說明驅動裝置運行時各載荷通過垂直方向傳遞至驅動座，而通過驅動座頂板橫向傳遞的載荷很少。頂板是否斷開對于驅動座整體力學性能影響可以忽略。

分析模型1213可知，雖然這2種驅動座的應力峰值、減速器轉角數據表現優異，但是其水平振動幅度超標嚴重。說明驅動座水平方向與垂直方向剛度差異較大，垂直剛度大的結構并不代表其水平方向剛度也滿足要求。

根據以上研究結果，結合現場反饋，驅動座優化設計關鍵點為：

1）應合理布置主筋板位置，使主筋板能有效支撐在電動機和減速器機座下方，不必刻意強調支撐電動機和減速器的主筋板對齊。

2）應合理布置次筋板位置和數量，次筋支撐位置應盡量位于土建埋板區域內，且有效支撐在電動機、減速器機座下方，使頂板受力直接傳遞到地面埋板。

3）驅動座寬度對水平剛度有重要影響，特別是電動機中心高度較高時驅動座寬度必須充足，合理設計方案是將支撐減速器的驅動座設計為金字塔形，使驅動座底部的寬度前后一致。

4）主筋板開孔有利于驅動座的筋板焊接，并減小鋼構質量。可在電動機下方主筋板開孔，但在減速器下方主筋板開孔時應避免過分削弱主筋板對于減速器垂直方向支撐剛度。

5）當電動機和減速器機座尺寸差異較大時，不必刻意將頂板做成一體。分開設置電動機側頂板和減速器側頂板有助于提升整體結構的技術經濟性。

5 總結

驅動座強度通常能滿足使用要求，且一般不必考慮共振問題，設計時應重點關注驅動座的支撐寬度，設計重點是考慮如何合理布置驅動座主次筋。本文采用有限元分析的方法對14個驅動座進行研究，驗證了采用本文方法能夠有效辨識由于設計導致的驅動座力學性能缺陷，從而預判某一設計方案是否滿足正常使用要求，這對于優化驅動座結構并保證驅動座力學性能具有重要意義。