礦井提升機減速器箱體結構的優化設計研究

郭 媛

（晉能控股山西科學技術研究院設計研究有限責任公司，山西 大同 037042）

減速器是礦用提升機中的重要構成部分，由提升機電機輸出的動力需要通過減速器后再進入滾筒，故要求其須具備良好的綜合性能[1-3]。減速器是提升機運行時的重要噪聲來源，在對減速器箱體結構進行設計時，為保障其強度并降低噪聲，通常會過多地增大箱體結構尺寸，這會在一定程度上增加箱體結構的材料成本[4-5]。岳南礦年產1.2×106t，煤層厚度范圍為5.3～6.0 m，平均厚度為5.5 m。礦井中需要利用提升機對煤礦物料、工具等進行運輸，使用的提升機型號為JK-2。以該提升機減速器箱體結構為研究對象，在對箱體結構的噪聲進行模擬分析的基礎上，對其結構進行優化設計，取得了一定的效果，對于提升減速器的整體性能具有一定的現實意義。

1 減速器箱體輻射噪聲分析模型建立

1.1 主要分析流程

進行礦井提升機減速器箱體輻射噪聲分析時（提升機的型號為JK-2），首先需要根據提升機減速器箱體結構的實際尺寸，建立有限元模型并開展頻率響應分析，作用是獲得箱體結構所有表面節點的振動速度。然后建立邊界元模型，同時將箱體表面所有節點的振動速度輸入到模型中進行分析，可以獲得箱體表面的聲壓，再配合場點網格模型，可以獲得箱體外部的聲場情況。

1.2 模型的建立

主要介紹邊界元模型和場點網格模型的建立。建立聲學邊界元模型時要求整個模型處于封閉狀態。因此需要對減速器箱體結構進行封閉處理，使箱體呈現出封閉狀態。對箱體外表面進行網格劃分時采用的是殼單元，且單元尺寸為聲波波長的1/6，最終確定的單元尺寸為35 mm，以確保模型計算速度以及結果精度。邊界元模型建立時，需要將有限元模型分析得到的表面節點振動速度輸入其中。但由于有限元模型和邊界元模型存在一定差異，表面節點之間無法一一匹配。本案例中，將邊界元模型中某節點附近的4 個有限元模型節點結果進行插值計算，將計算結果輸入到邊界元模型的節點中。建立場點網格模型時參考ISO3747-2000 標準，整個模型設置為矩形，各外表面與減速器箱體表面的距離均為1 m。構建的減速器輻射噪聲分析模型，其中里面為邊界元模型，外面為場點網格模型，如圖1 所示。

圖1 減速器輻射噪聲分析模型

圖2 提升機箱體結構的表面及外聲場聲壓云圖

2 減速器箱體輻射噪聲分析結果

完成模型的計算工作后，可以對減速器箱體表面的聲壓分布云圖以及外聲場聲壓分布云圖進行提取分析。由圖（a）可知，減速器箱體表面的聲壓分布呈現出不均勻性的特點，主要原因是箱體表面不同部位的振動狀態存在差異，而振動狀態會直接影響表面的聲壓分布。進一步分析可知，減速器箱體前后部分的聲壓相對較大，而底座部分的聲壓相對較小，聲壓最大值為104.09 dB（A），出現的位置為箱體前機蓋的下部分。由圖 （b）可知，減速器外聲場的聲壓分布云圖同樣呈現出不均勻性的特點，聲壓相對較大的部位主要集中在前后側面、上側面的中間區域，其他部位的聲壓均相對較小。以上結果表明，提升機減速器工作時，箱體的前后端蓋、上側面是噪聲的主要來源。外聲場聲壓最大值為97.9 dB（A），出現的位置為前機蓋下部分區域。

3 減速器箱體結構的優化設計

3.1 優化設計方案

原設計在減速器箱體結構尺寸方面存在一定的冗余[6]。本次優化設計目標是在保證箱體噪聲基本不變的情況下，降低整個箱體結構的重量。在分析減速器箱體結構特點的基礎上確定了5 個主要優化對象，如圖3 所示。由圖可知，優化對象分別為底座的上端面和前后端面、底座下半部前后端面、箱體支撐面、箱體底面的鋼板厚度。以上5 個部位的鋼板厚度初始值分別為45 mm、40 mm、110 mm、35 mm 和40 mm。開展結構優化設計時，以上5 個優化對象的取值范圍分別設置為35～55 mm、30 ～50 mm、85 ～120 mm、25 ～45 mm、30～50 mm。以減速器的振動噪聲為約束條件，以整體結構的重量為優化目標，在以上范圍內分別進行取值建模并進行分析，將結果進行對比后確定最終的優化結果。

圖3 減速器箱體結構的主要優化對象

3.2 箱體結構的優化結果

經過優化分析計算后，最終確定的5 個優化對象，其鋼板厚度分別為40 mm、35 mm、90 mm、30 mm 和30 mm。與優化改進前相比較，以上5 個結構參數的降低程度分別為11.11%、12.5%、18.18%、14.29%和25%。可以看出，主要優化對象的鋼板厚度均出現了不同程度的減少，意味著提升機減速器整體的結構重量會減輕。經分析發現優化后的減速器整體重量為7 519 kg，與優化前相比較重量減少了235 kg。對優化后的減速器箱體結構進行建模并對噪聲情況進行分析，發現箱體表面的聲壓和外聲場聲壓分布云圖，同樣分布非常不均勻，箱體表面聲壓最大值為104 dB（A），外聲場聲壓的最大值為98 dB（A）。可見，對箱體結構進行優化改進后，其工作時產生的噪聲與優化改進前基本持平，但總重量卻變得更輕了，因此認為達到了輕量化設計的效果。

3.3 箱體結構校核

提升機減速器箱體結構尺寸的變化，勢必會在一定程度上影響結構的強度。為了確保優化后箱體結構的強度能夠達到使用要求，基于有限元方法對優化后的箱體結構進行建模分析，獲得了正常工作時箱體的應力分布云圖，結果如圖4 所示。由圖可知，減速器箱體的應力分布非常不均勻，大部分區域的應力相對較小，幾乎為0，只有部分位置的應力相對較大，但是最大應力只有140.7 MPa，出現最大應力的位置為前端蓋部位。提升機減速器箱體結構利用Q345 材料加工制作，該材料的屈服強度為345 MPa。箱體結構的安全系數取1.5，則箱體結構的許用應力值為230 MPa。箱體的實際最大應力要比材料的許用應力低很多，完全能夠滿足其結構的實際使用要求。

圖4 結構優化后的箱體應力分布云圖

3.4 應用分析

將優化后的減速器箱體結構應用到岳南煤礦的JK-2 型提升機工程實踐中，以驗證優化改進方案的合理性。目前該結構在工程中的應用時間大約為半年，通過對減速器結構的調試觀察，發現運行期間減速機結構能夠穩定可靠工作，驗證了優化改進方案的科學性。通過此次優化改進工作，使得提升機減速器在保持噪聲基本不變的情況下，適當降低了整體重量，達到了節約資源的目的，同時能在一定程度上節約減速器的加工制作成本，降低幅度大約為3%～5%左右，產生一定的經濟效益。

4 結論

以JK-2 型礦用提升機減速器為研究對象，在對箱體結構噪聲進行分析的基礎上，對箱體結構進行優化改進。所得結論主要有：利用邊界元模型對減速器箱體的表面聲壓和外聲場聲壓進行模擬分析，發現其最大值分別為104.09 dB （A）和97.9 dB（A）。結合箱體結構特點，選擇5 個結構優化對象，以減速器噪聲為約束條件，以總重量為優化目標開展優化改進工作，使得減速器箱體在噪聲基本保持不變的情況下，總重量減少了235 kg。對優化后的箱體結構進行強度校核，發現最大應力為140.7 MPa，比材料屈服強度小很多，能滿足實際使用要求； 將優化后的箱體結構應用到提升機工程實踐中，驗證了優化方案的有效性。