鐵水轉(zhuǎn)運車設計與研究

高 峰， 陳培芬， 張元濤

（上海匯聚自動化科技有限公司， 上海 201611）

引言

為代替?zhèn)鹘y(tǒng)鑄造行業(yè)人工轉(zhuǎn)運鐵水，實現(xiàn)鐵水自動化轉(zhuǎn)運，本文以5 t 鐵水轉(zhuǎn)運車為例，對鐵水轉(zhuǎn)運車設計及優(yōu)化改進措施進行論述。

1 5t鐵水轉(zhuǎn)運車總體介紹

1.1 鐵水轉(zhuǎn)運車結(jié)構(gòu)組成

5 t 鐵水轉(zhuǎn)運車是由車架、門架、傾翻機構(gòu)、鐵水包及包蓋、麥克納母輪、油泵電機、行走電機、減速機、避障觸邊、導航激光、避障激光、吊裝座等組成，其整體結(jié)構(gòu)示意圖如圖1 所示。

圖1 鐵水轉(zhuǎn)運車結(jié)構(gòu)示意圖

1.2 鐵水轉(zhuǎn)運車應用

使用鐵水轉(zhuǎn)運車，能實現(xiàn)鐵水包的移動、轉(zhuǎn)運、升降、以及翻轉(zhuǎn)傾倒功能，達到鐵水包的自動化轉(zhuǎn)運和傾倒。該鐵水轉(zhuǎn)運車可用于快速轉(zhuǎn)運、澆鑄等工況。

1.3 麥克納姆輪結(jié)構(gòu)

麥克納母輪由鼓形輥子、輥子軸、輻板和中間支撐等組成，如圖2 所示。輥子具有繞輥子軸向、輥子與地面接觸點、車輪軸向轉(zhuǎn)動。而車輪也具有繞車輪軸向和輥子與地面接觸點的轉(zhuǎn)動以及沿輥子徑向方向的平動能力。

圖2 麥克納姆輪結(jié)構(gòu)

當麥輪受驅(qū)動時，車輪整體繞著自身軸線轉(zhuǎn)動，而圓周輥子繞輥子軸線轉(zhuǎn)動的同時還能夠隨車輪轉(zhuǎn)動。由于車輪軸線與輥子軸線夾角45°，這就使麥輪在繞車輪軸線轉(zhuǎn)動，同時具有沿車輪軸線方向運動的趨勢。本文8 個麥輪適當組合起來就可以構(gòu)成運動平面上具有3 個自由度。即X 方向平動、Y 方向的平動及繞移動中心O 點轉(zhuǎn)動的全向移動機構(gòu)。如圖3 所示。

圖3 鐵水轉(zhuǎn)運車輪系布局

2 5 t 鐵水轉(zhuǎn)運車主要性能參數(shù)的計算

額定載荷（鐵水3 000 kg，包2 000 kg）Q1=5 000 kg，自重G1=8 030 kg，載荷中心600 mm，包內(nèi)徑400 mm，包高850 mm，起升高度3 000 mm，門架起升速度125 mm/s，門架前后移動速度100 mm/s，空載最大速度v1=3.5 km/h，滿載行駛速度v2=0.83 mm/s，滿載爬坡度8%，加速度a=0.166 m/s2，滾動摩擦系數(shù)μ=0.06，靜摩擦系數(shù)0.4。

2.1 輪系的選取及布置

綜合分析，5 t 鐵水轉(zhuǎn)運車屬于重載叉車，為保持車的穩(wěn)定性，輪系采用四點支撐布置，不論空載和滿載時，門架縮回車體內(nèi)，整車合成重心能接近理想O點（叉車幾何中心），更好地保證車直行、橫行、斜行、繞O 點自旋的精度。由經(jīng)驗可得，鐵水轉(zhuǎn)運車滿載前排輪承載力為總重的70%，超載系數(shù)按1.25 倍計算。

前排輪承載m1=（5 000×1.25＋8 030）×0.7=9 996 kg＜11 000 kg。

表1 是通過試驗得到不同直徑的麥輪承載能力。

表1 不同直徑麥輪對應的承載力

經(jīng)分析，結(jié)合表1 數(shù)據(jù)，整車布局采用8 輪，每兩個為一組，輪子直徑d 選用475 mm。輪系布局如上頁圖3 所示。

用地磅（精度±20 kg）測定數(shù)據(jù)，自重G2為8 060 kg，試驗載荷Q2為6 300 kg，前排輪承載力9 730 kg，前排輪承載系數(shù)為9 730/（6 300＋8 060）=67.8%。

經(jīng)試驗驗證，輪子直徑選取和布局符合技術要求。

2.2 行走系統(tǒng)的功率及扭矩計算

滿載爬坡需要的動力比在平坦的路面動力大，即以滿載爬坡工況計算。

2.2.1 爬坡8%需要的扭力和功率

將相關數(shù)據(jù)代入式（1）得：P爬=16.82kW。P爬，雙輪=P爬/4=4.2 kW。

將數(shù)據(jù)代入式（2）得M坡=4 794 N·m，M坡，雙輪=M坡/4=1 198.5 N·m。

2.2.2 電機、減速機的選配

選取減速機傳動比i 為80，輪子轉(zhuǎn)速n=v1/（π×d×60）=3500/（3.14×0.475×60）=39 r/min，電機最大轉(zhuǎn)速n1=n×i=39×80=3 120 r/min。

變速箱和電機的傳動效率均取0.9。爬坡8%時，選定需要電機額定功率大于理論功率，電機額定扭力大于理論扭力。

P需，電機=P爬，雙輪/0.9×0.9=5.18 kW；

M需.電機≥M坡，雙輪/i=14.98 N·m；

M需，減速機≥M坡，雙輪=1 198.5 N·m。

經(jīng)計算，選取電機、減速機參數(shù)如表2、表3 所示。

表2 電機技術指標

表3 減速機技術指標

結(jié)合以上分析：

1）電機。功率安全系數(shù)KA1=P1/P需.電機=5.5/5.18＞1，扭矩安全系數(shù)KA2=M1/M需.電機=18/14.98＞1，單側(cè)雙輪輸出扭矩為80×18=1 440 N·m＞M坡.雙輪=1198.5N·m。即選取電機符合技術要求。

2）減速機。額定扭矩安全系數(shù)KB1=M2/M坡.雙輪=1 780/1 198.5＞1，最大扭矩安全系數(shù)KB2=M3/M坡，雙輪=3 560/1 198.5＞2，驗算輪子是否打滑，滿載單側(cè)雙輪承載P=（8 030+5 000）×0.7/2=4 561 kg，黏著力F1=4 561×0.4=1 303 N，單側(cè)雙輪最大驅(qū)動力F2=M坡，雙輪/d/2=1 198.5/0.237 5=5 146 N，F(xiàn)1＜F2不打滑，即選取減速機符合技術要求。

2.3 車輪軸的設計

車輪軸作為整車運動的核心部件，其材料的選擇也是至關重要，該車輪軸采用40Cr，調(diào)質(zhì)處理HB241～286，特點是力學性能好，受沖擊載荷較大。

2.3.1 車輪軸徑的選取

根據(jù)軸的受載荷情況初步確定軸的直徑。由于車輪軸要承載大的扭矩，所以按照扭矩強度來計算危險截面的直徑D，計算過程如下：

由式τ=T/（0.2D3）≤［τ］推導出

因電機的最大轉(zhuǎn)矩為額定轉(zhuǎn)矩的2 倍，故選取T=2T0=2iM1=2×80×18×103=2.88×103N·m。

2.3.2 車輪軸的剪切力

由于鐵水轉(zhuǎn)運車受1.25 倍載荷時，車前排輪承載力為總重的67.8%，即一側(cè)雙輪承重F3=（G2+1.25Q2）g×0.678/2=49 255 N。

軸徑的剪切力τ0：

式中：τ 為材料的扭剪應力，MPa；T 為扭矩，N·m；Wt為抗扭截面系數(shù)；［τ］為40Cr 的許用扭轉(zhuǎn)剪應力，取40 MPa；D 為軸的直徑，mm。

2.3.3 對車輪軸的靜力學分析

為驗證選取軸的合理性，應用Solidworks 中的simulation 進行靜力學應力分析，因車輪軸受扭矩也受剪切力，即對軸分析，具體步驟如下：

1）用Solidworks 進行建模；

2）到simulation 環(huán)境下進行靜力學分析；

3）選取材料40Cr，夾具選取為成對安裝的圓錐滾子軸承處固定，對最小軸徑分別施加扭矩及力，即T、F3；

4）網(wǎng)格劃分，取值0.5 mm；

5）進行分析，分析結(jié)果如圖4、圖5 所示。

圖4 主軸受扭矩分析

圖5 主軸受剪切力分析

由應力分析結(jié)果可知，主軸在承受最大扭矩及最大剪切力狀態(tài)下，均滿足設計要求。

3 鐵水轉(zhuǎn)運車故障

3.1 門架起升異常

3.1.1 故障現(xiàn)象

鐵水轉(zhuǎn)運車在正常使用完后，隔段時間進行使用時，門架不能起升，且油泵電機正常轉(zhuǎn)動，油泵不供油。

3.1.2 故障分析

初步判斷油泵損壞，但考慮到車出廠前調(diào)試好后能正常工作，說明油泵自吸能力良好，考慮液壓系統(tǒng)是否進入空氣。首先將油泵到比例閥的高壓油管一側(cè)拆掉，瞬間啟動電機，有油供出，說明油泵完好。同時驗證了液壓系統(tǒng)油中有大量的空氣，影響了油泵的正常工作。

3.1.3 故障處理

1）可能是油箱上呼吸器堵塞，經(jīng)查呼吸器正常，不影響排氣功能。

2）排查吸油、回油濾芯。拆卸發(fā)現(xiàn)，吸油濾芯與吸油鋼管螺紋連接鎖緊時沒用生膠帶，存在進氣的可能，現(xiàn)已纏繞生膠帶密封。裝配完后，對液壓系統(tǒng)進行排氣。瞬間啟動電機，待油泵到比例閥的高壓油管有油溢出，排氣完成。此時要把高壓油管與比例閥一端連接，啟動電機，油路通暢，門架起升有動作，排氣完成。為使空氣盡可能排盡，連續(xù)使門架起升下降五六次以上，空氣基本排完。經(jīng)過長時間運行，液壓系統(tǒng)正常工作。

3.2 重載傾翻速度快

3.2.1 故障現(xiàn)象

隨著旋轉(zhuǎn)角度增加，傾倒速度越來越快，影響傾倒鐵水的安全。

3.2.2 故障分析

傾倒鐵水時，隨著旋轉(zhuǎn)角度增加，由于重力的作用，鐵水包傾倒速度有增大。

3.2.3 故障處理

經(jīng)分析，傾倒油路中需加一個平衡閥，來調(diào)節(jié)傾倒過程中，鐵水包旋轉(zhuǎn)的速度趨于恒速。更改的油路如圖6 所示。

圖6 液壓原理圖

更改后實際驗證，改進效果顯著，滿足工況要求。

4 鐵水轉(zhuǎn)運車整機噪聲

4.1 鐵水轉(zhuǎn)運車噪聲的產(chǎn)生

噪聲主要來源于行走電機、油泵電機、液壓系統(tǒng)脈沖和各部件的機械振動多個方面。

4.2 降噪

4.2.1 閥溢流壓力調(diào)整

系統(tǒng)壓力過大，起升電機受力較大，產(chǎn)生刺耳噪聲。將閥的溢流壓力由23.5 MPa 調(diào)整為17 MPa，符合技術要求，液壓系統(tǒng)工作正常。

4.2.2 油泵電機的振動

由于液壓系統(tǒng)中油泵電機工作時振動較大。其減振系統(tǒng)是由4 個普通的橡膠墊及若干緊固件組成，導致系統(tǒng)振動較大。現(xiàn)對油泵電機減振系統(tǒng)進行優(yōu)化設計，結(jié)合NVH 試驗數(shù)據(jù)分析，選用合適的減振器，降低整個液壓系統(tǒng)的振動，從而降低噪聲。

已知油泵電機功率為25 kW，質(zhì)量G3=290 kg，選用的減振結(jié)構(gòu)由四個減振器組。其力學分析如圖7 所示。

圖7 減振系統(tǒng)力學分析

1）根據(jù)重心計算可得：L1=130 mm、L2=220 mm、F4=G3·g=290×10=2 900 N。

2）確定油泵電機總成剛度K。啟動速度為1 000 r/min，則激振圓頻率ω（角速度）=1 000/60×2π=104.7 rad/s；取隔振系數(shù)為0.25，則頻率比1.41，剛度

3）位移S=F4/K=3.65 mm。

4）各受力載荷分別為F前左、F后左、F前右和F后右，則：F前左=F后左=F前右=F后右=72.5 kg。

5）減振器的選擇。由以上計算選取減振器，動靜剛度比在1.2～2.5 之間。參數(shù)如表4 所示。

表4 減振器參數(shù)表

6）試驗測試。由于油泵電機豎直方向振動最大，以振動較大的豎直方向為研究對象。即取前右處為研究對象。

改進前，前右處減振器振動烈度曲線，如圖8 所示。

圖8 改進前振動烈度曲線

改進后，前右處減振器振動烈度曲線，如圖9 所示。

圖9 改進后振動烈度曲線

結(jié)合圖8、圖9，在電機轉(zhuǎn)速為1 050 r/min、1 750 r/min 和2 450 r/min 下，前右處減振器測試數(shù)據(jù)，如表5 所示。

表5 前右處減振器測試數(shù)據(jù)

4.2.3 加裝防護裝置

對行走電機、起升電機各加裝6 mm 厚度的防護罩，同時內(nèi)壁附有吸音棉。

4.2.4 加裝消聲器

為減少壓力脈沖，把泵出口處的阻力轉(zhuǎn)接到外置的消聲器處，壓力脈沖振幅會顯著減小。即在泵出口處加裝消聲器，降低液壓系統(tǒng)的噪聲。加裝的消聲器如圖10 所示。

圖10 消聲器

4.2.5 噪聲的測試

依據(jù)JB/T 3300—2010 標準，測試的整車四個點噪聲依次為前左、前右、后左、后右，如表6 所示。

表6 各點處聲壓級噪聲 dB（A）

1）閥的溢流壓力要調(diào)整到規(guī)定的范圍內(nèi)，電機所受負載不超過1.25 倍的系統(tǒng)壓力。溢流閥壓力對電機產(chǎn)生的噪聲有影響。

2）在狀態(tài)1 的基礎上，第二次改進，結(jié)合圖8、圖9、表5 來看，油泵電機振動比第一次改進明顯減小。表6 改進后的均值噪聲減小2.9 dB（A），說明振動減少，噪聲明顯降低。

3）在狀態(tài)1、2 的基礎上進行加裝防護裝置，噪聲有效衰減。改進后的均值噪聲減小3.2 dB（A），改進效果顯著。

4）在狀態(tài)1、2、3 的基礎上，液壓系統(tǒng)加裝消聲器，改進后的均值噪聲降低2.4 dB（A），改進效果顯著。

綜上，改進后噪聲為67.5 dB（A），滿足客戶現(xiàn)場要求的≤70 dB（A）。

5 結(jié)語

鐵水轉(zhuǎn)運車在鑄造行業(yè)有著至關重要的作用，因此，鐵水轉(zhuǎn)運車要注意質(zhì)量的控制，提前做好產(chǎn)品的設計、優(yōu)化，保證產(chǎn)品的安全性和可靠性。