一種鑄造起重機起升機構的制動同步性分析

張娟玲， 張晉強， 王 波

（太原重工股份有限公司， 山西 太原 030024）

國內(nèi)某大型鋼廠140 t鑄造起重機主起升機構結構形式如圖1所示，由2臺電機驅(qū)動兩臺減速器帶動2個卷筒裝置，2臺減速器低速軸相連。4臺制動器分別布置在2臺減速器的高速軸上。其中序號1、4制動器為支持制動器，序號2、3制動器為緊急制動器，正常工作時緊急制動器滯后于支持制動器動作。此機構采用串電阻控制，減速器內(nèi)沒有棘輪棘爪裝置，設備在使用3個月后，其中一側用于固定減速器高速端的支承將小車架上蓋板撕裂。現(xiàn)場查看后發(fā)現(xiàn)，起升機構在制動器抱閘時，減速器的高速端存在往起調(diào)的情況，整個小車振動明顯，制動時的沖擊載荷非常大。

圖1 起升機構布置形式

1 問題原因分析

此起升機構采用串電阻控制系統(tǒng)，減速器內(nèi)沒有棘輪棘爪裝置。正常工作時，每次制動逐步換檔，緩慢減速，低速制動，制動時的沖擊載荷控制在傳動系統(tǒng)可以承受的范圍內(nèi)，不會對傳動鏈的任何零部件造成破壞。但是在實際使用時，作為這種工作級別高，安全性要求高的設備，緊急停車或高速回零位的情況不可避免，此時制動器在高速狀態(tài)下抱閘，2套驅(qū)動系統(tǒng)在制動時由不同步產(chǎn)生的沖擊載荷在傳動鏈的薄弱環(huán)節(jié)釋放，導致小車架破壞。

2 計算模型建立

2.1 參數(shù)

1）額定起重量Gn=140 t，吊具自身質(zhì)量GZ=13 t，滿載時載荷（含吊鉤）折算到高速軸的轉動慣量J1=0.487 kg·m2；空載時載荷折算到高速軸的轉動慣量J1′=0.041 kg·m2。

2）起升速度vn=6.05 m/min，電動機額定轉速nm=588 r/min，工作級別 M7，機構總效率 η=0.88。

3）滑輪組倍率q=4，鋼絲繩直徑d=28 mm，卷筒直徑D=1 200 mm，卷筒自身質(zhì)量為4 012 kg，卷筒裝置的自身質(zhì)量Gj=5 329 kg，卷筒聯(lián)軸器的轉動慣量為14.76 kg·m2，卷筒組折算到高速軸的轉動慣量J2=0.143 kg·m2。

4）電機的轉動慣量 J3=19.18 kg·m2。

5）減速器的速比i=86，折算到高速軸的轉動慣量 J4=1.74 kg·m2。

6）高速軸上其他件的轉動慣量J5=45.838 kg·m2，其中制動輪聯(lián)軸器的轉動慣量為0.89 kg·m2，制動輪通過半聯(lián)軸器與減速器高速軸連接。制動輪的轉動慣量為8.2 kg·m2；聯(lián)軸器的轉動慣量為1.55 kg·m2；浮動軸的轉動慣量為35.198 kg·m2。

7）低速軸聯(lián)軸器折算到高速軸的轉動慣量J6=0.008 kg·m2。

8）制動時制動器的制動力矩為3 000 N·m，采用4個同樣的制動器，其中每套機構中的1個制動器為支持制動器，1個為緊急制動器，正常工作時緊急制動器滯后于支持制動器動作，緊急情況時每套機構的2個制動器同時動作，每個制動器對機構的制動安全系數(shù)為1.27[1]。

整個機構的轉動慣量滿載時為J＝134.297 kg·m2；空載時為 J＝133.851 kg·m2，滿載和空載時 JⅡ相等，JⅡ＝66.901kg·m2。

2.2 假設條件

為簡化計算，正常制動時忽略電氣制動過程，假設從額定速度6.05 m/min（電機轉速588 r/min）直接斷電制動器上閘，機構停止后緊急制動器才上閘。計算過程忽略制動器反應時間的影響，由于已知全部轉動件的轉動慣量，計算總轉動慣量時，不再按GB/T 3811—2008 采用系數(shù) k＝1.05～1.20。

假定機構在制動過程中為勻減速運動，并把各傳動件都看作剛體，在正常工作時兩邊傳動同步。一般情況我們認為機構具有間隙，且間隙存在于后制動減速器的1′、2′軸之間，起升機構傳動系統(tǒng)簡圖見圖2。將總轉動慣量分為JⅠ和JⅡ兩部分。制動過程為左側減速器已經(jīng)制動停止，即JⅠ已經(jīng)停止，而JⅡ仍具有角速度，在齒輪嚙合作用和制動力矩共同作用下，直至間隙消除，整個傳動系統(tǒng)完全停止。

圖2 起升機構傳動系統(tǒng)簡圖

2.3 制動過程中高速軸的受力分析

減速器的傳動結構如圖3所示，假設鋼絲繩拉力為S，左側傳動鏈制動停止時，右側減速器高速軸的角速度為ω，制動過程中2′軸對高速軸（1′軸）的嚙合作用產(chǎn)生的扭矩為TM，載荷傳遞到高速軸的靜力矩為TQ，高速軸上制動器的制動力矩為MZ，減速器的速比為i[2]。

1）假設左側傳動鏈先制動停止，右側傳動鏈在載荷下降過程中制動，此時高速軸的受力見圖4-1。

2）假設左側傳動鏈先制動停止，右側傳動鏈在載荷上升過程中制動，此時高速軸的受力見圖4-2。

3）兩側傳動鏈同時制動停止，機構之間的間隙保持在低速軸聯(lián)軸器間，兩側傳動系統(tǒng)之間沒有扭矩產(chǎn)生。

圖3 減速器傳動結構

圖4 后制動一側高速軸受力圖

3 計算

由于兩側傳動鏈上閘存在一定的時間差，先上閘一側傳動鏈制動停止時，后上閘一側傳動鏈高速軸還有轉速，將此時高速軸的轉動轉化為高速級齒輪的直線相對運動。根據(jù)運動學分析，先上閘側傳動鏈制動住后，后上閘一側傳動鏈高速軸在慣性力矩、載荷重力和制動力的共同作用下，繼續(xù)減速運動，直至速度為0。

3.1 制動時高速軸嚙合作用時間的計算

假定整個制動過程為勻減速過程，為了定量分析兩側傳動鏈制動不同步的問題，分別計算在制動時，一側傳動鏈先上閘，另一側滯后0.1，0.2，0.3，0.4 s上閘，在后制動一側高速軸引起的慣性力。假設減速器高速軸的徑向偏差距離（齒輪的齒側間隙）為S1＝1.2 mm，當一側傳動鏈已經(jīng)制動停止轉動，另一側傳動鏈高速軸的轉速為n1，高速級齒輪的線速度為v1，高速軸嚙合作用的制動時間為t1，則t1＝2S1/v1。

通過計算可知，整個機構的滿載制動時間約為t＝2.27 s。兩側上閘時間相差0.1 s，先上閘一側傳動鏈制動停止時，后上閘一側高速軸的轉速為：

高速軸齒輪的半徑為r1=0.078 2 m，此時高速軸齒輪的線速度為：

高速軸嚙合作用的制動時間為：

3.2 制動過程中2′軸對高速軸（1′軸）的嚙合作用力F

根據(jù)制動過程中后制動一側減速器高速軸的受力分析及建立的動力學方程，分別對滿載下降制動和滿載上升制動的工況進行分析計算。

1）滿載下降過程中制動時，嚙合作用產(chǎn)生的扭矩為TM。

其中：

制動過程中2′軸對高速軸（1′軸）的嚙合作用力F為：

2）滿載上升過程中制動時，嚙合作用產(chǎn)生的扭矩為TM。

將已知參數(shù)代入上式，可得：

用相同方法，分別計算滿載和空載高速制動（電機轉速588 r/min），一側傳動上閘制動停止，另一側滯后 0.1，0.2，0.3，0.4 s上閘時，2′軸對高速軸（1′軸）的嚙合作用力F，計算結果見表1。

表1 嚙合作用力F計算結果

減速器高速端支承的焊縫承受剪力作用，與小車架的連接采用的是雙面角焊縫，焊縫有效長度為830 mm，焊角高度hf=8 mm，材料為Q235B，屈服極限σs=235 N/mm2，焊縫的許用應力其靜強度為：

式中：F′為作用在焊縫上的力，N；λn為焊縫有效長度，取λn=2×830=1 660 mm；hh為焊縫的有效受力截面高度，頂接連接焊縫hh=0.7hf；[τn]為焊縫的許用剪切應力，目測檢驗的手工焊[τn]=σs/2.7=87 N/mm2；

由此可以算出，減速器支承可承受的最大剪力為：

4 結果分析

1）當2套傳動鏈中的制動器上閘時間相差超過0.2 s時，后制動的減速器高速軸，在制動時由于不同步產(chǎn)生的沖擊力大于減速器高速端支承焊縫所能承受的最大外力，減速器高速端往起跳動，導致小車架上蓋板開裂。反之，當兩套傳動鏈中的制動器上閘時間相差小于0.2 s時，后制動的減速器高速軸在制動時由于不同步引起的沖擊力在減速器高速端支承的焊縫能夠承受的范圍內(nèi)，沒有引起破壞。

2）兩側傳動鏈同步性越好，制動時的電機轉速差越小，在制動時產(chǎn)生的慣性載荷就越小。因此要盡量保證兩側傳動鏈制動的同步性，而且是低速制動，才能保證起升機構的安全運行。

5 結語

低速軸剛性連接的起升機構的結構形式有很多，傳動件的破壞形式及損壞部位也不盡相同，本文僅對一種典型結構形式出現(xiàn)的故障進行了具體分析。結果表明，制動時沖擊載荷的大小有相當一部分取決于兩側傳動鏈制動器上閘的時間差，兩側傳動鏈同步性越好，制動時的電機轉速差越小，在制動時產(chǎn)生的沖擊載荷就越小。

為保證設備的安全可靠，在今后的設計和調(diào)試過程中應注意：采用雙電機驅(qū)動的起升機構，高速軸上的制動器上閘時間要精確調(diào)整，盡量達到同步動作；制動器的制動力矩調(diào)整不宜過大，以減少系統(tǒng)制動的慣性沖擊載荷；采用串電阻調(diào)速控制時，減速器須內(nèi)增加棘輪棘爪裝置使兩側傳動鏈盡可能同步；采用先進的電氣控制系統(tǒng)將機構速度降至約10%時，工作制動器參與制動，實現(xiàn)機構低速制動。