1概述

　　鑄造起重機是冶金廠的專用起重設備，主要為煉鋼廠轉爐或電爐服務，用于吊運熔化金屬，具有工作頻繁，負荷作業率高，工作條件惡劣，速度高等特點。鑄造起重機的機械部分主要有起升機構，起重機及小車運行機構，各機構的主要部件為傳動系統，減速器是傳動系統的重要單元。在整個起升機構中，減速器承擔著傳遞動力，實現工況速度的重任，起重機用減速器是起重機設備專有的配套設計和制造技術，是起重機安全可靠運行的重要保障。

　　一般減速器都采用底座式結構，即底座平面和機體剖分面平行，鏜孔時以底座平面作基準。

　　起重機是一個鋼結構的整體，其變形量是一個很可觀的數字，而減速器本身不允許變形，這樣就要求減速器的安裝位置能克服機構本身的變形。

　　2鑄造起重機主起升機構傳動型式

　　建國初，國內起重機減速器長期以來是以前蘇聯PM減速器系列為主改型的國產的ZQ系列減速器。20世紀80年代，國內主要采用的是西德在MAN公司減速器系列的基礎上，制定出的DIN15053國家標準減速器。

　　目前國內使用的鑄造起重機，其主起升機構的傳動方式，大致可分為"品"字型三減速器傳動型式和硬連接的傳動型式二種。

　　傳統的"品"字型三減速器傳動型式，軸向結構尺寸較大。通常一級減速器內都帶有行星或棘齒輪機構保證兩輸入軸的同步，每兩級減速器之間通過聯軸器傳遞力矩，傳動環節多，制造成本較高。從理論上來講，單減速器卷筒在外的布置形式要比卷筒在內的布置形式受力更合理，但變形對減速器的使用造成的影響未經實踐證明，因而齒輪嚙合間隙有待于通過試驗獲取相關數據，確立數據模型，以使設計更加合理，可行。目前，國外同類鑄造起重機的主起升機構中，均采用傳統的品字型三減速器傳動型式和卷筒在內的布置型式的技術。

　　3新型單減速器傳動理論設計

　　此次設計的鑄造起重機，用于煉鋼廠用于吊運鐵水。起重機要求為四梁四軌，鉸接端梁結構型式。主要由橋架，主小車，副小車，大車運行機構，司機室及檢修吊籠裝置，電氣控制系統等部分組成。主小車沿著主梁軌道運行，副小車沿著副主梁軌道在主小車下面運行，整車沿著廠房軌道運行。

　　主小車起升機構采用兩電動機，四個盤式制動器，一件減速機，并列式布置驅動，該減速器在高速軸通過齒輪相連，能確保起升機構在一臺電機和它所配制動器故障時，可由另一臺電機驅動，完成一個工作循環。在盤式制動器上設有手動釋放裝置，能確保在制動器故障時，可用該裝置將制動器打開，保證機構能完成所剩余的工作。

　　在設計時，主起升機構在司機室對側的極限尺寸很小，為確保不與廠房上料管干涉。必須設計一種結構緊湊的新型傳動方式。本設計首次采用單減速器卷筒在外的布置。這種布置方式，其軸向結構尺寸小于品字型三減速器傳動方式，吊點距方向結構尺寸小于兩個卷筒放在減速器中間的布置型式，同時取消了常用的行星或棘齒輪機構，直接通過兩高速級之間的同步齒輪來實現兩卷筒之間的同步動作。這種結構的使用大大降低了制造成本以及傳動鏈的傳動環節，同時直接減小了整車極限尺寸。

　　在設計時，將減速器機體設計成剛度相對較高的雙幅板結構，減速器機體剛度高于小車架剛度。當額定負荷工作，小車架出現下撓時，由于減速器機體剛性較高，并不隨著小車架的下撓而產生變化，同時減速器產生相應的應力。

　　減速器與小車架之間的固定方式采用單側固定，另一端游動的方式。當小車架下撓時，未擰緊的減速器一側將沿著導向塊在底座上滑動，從而避免減速器中心距發生變化。在此理論基礎上可以初步確定，該小車架的下撓不足于影響齒輪嚙合間隙。

　　從理論上來講，這種傳動方式結構緊湊，受力更合理。但由于采用單減速器，減速器自身體積增大，傳動環節增多，這樣就可能在工作中引起減速器的劇烈振動和較大變形，產生較大的沖擊載荷。為了評價這種傳動方式的可靠性，合理性和科學性，以使今后的設計更趨完善，對其進行有限元分析。

　　4有限元分析

　　對鑄造起重機主小車架和減速器的殼體進行有限元分析，確定其應力和擠壓應力的分布，為產品設計和齒輪嚙合間隙的選取提供可靠的分析數據。

　　4.1邊界條件該鑄造起重機小車架為鋼結構件，主減速器通過螺栓一頭固定在小車架上，另一頭游動。起吊載荷過程中，減速器與小車架呈剛性聯接，但由于其剛度不同，所以殼體上內力分布并不均勻，主要表現為輸出軸承座正下方呈擠壓應力狀態。

　　小車架，減速器上下殼體均為鋼板焊接而成，小車架為箱形框架梁，腹板和上下蓋板以及減速器下殼體用槽鋼和鋼板進行了加強，小車架上部承受起吊小車及設備重量，下部通過兩邊的車輪與軌道接觸。這樣，小車架梁的內力大多為復雜應力狀態，既承受彎曲，扭轉，又承受外力作用的局部壓力。減速器下殼體承受著全部減速器自重以及同時將減速器上承受的壓力傳遞到小車架上。

　　本體部分采用能反映平面變形和彎曲變形的殼單元，減速器出軸處為實體六面體單元，共有13680個節點，13860個單元，計算規模為72080個自由度。

　　4.2計算分析由于鋼板多為復雜應力狀態，在額定載荷下用第四強度理論等效應力云圖計算各部位變形規律。

　　小車架以及減速器下殼體最大應力均小于材料屈服極限，具有足夠的安全系數。小車架以及減速器下殼體應力集中處區域很小，即使有很大的沖擊載荷作用使局部屈服，高應力區域將隨著擴大，小車架及減速器下殼體承載能力也會相應增強，所以，從靜強度破壞的角度來看，這一類型的應力影響較小，遠小于材料屈服極限。

　　通過有限元模擬分析，可以計算出在工作載荷作用下時，減速器中心的最大垂直位移為0.033 mm，水平方向位移為0.0018μm.這一數值遠遠影響不到電機軸上兩個齒輪間的嚙合精度。

　　4.3減速器及小車架變形試驗檢測及分析試驗檢測在實際的生產情況下進行。在加載為額定載荷時，穩定情況下檢測減速器兩輸出軸間的位移和小車架梁的強度和撓度；在加載0.8倍額定載荷時，載荷以最大速度起升時，檢測減速器的振動情況。檢測后對結果進行處理分析如下：1）速器外觀質量現狀良好。運轉平穩，箱體嚴格密封，防塵，潤滑條件好，殼體具有足夠的強度和剛度。

　　2）減速器兩輸出軸的位移很小。正常工作情況下最大為0.09mm，比理論計算值0.066mm稍大。結合小車架的下撓情況分析，可以看出小車架的變形基本不影響減速器兩輸出軸的位移。

　　3）小車架梁最大下撓為f=3.2mm，與理論計算值相比f<4.14mm，滿足設計要求。小車架梁最大應力為σ=13.2MPa，按照線性關系計算，可得出在滿載時最大應力σmax=16.1MPa，與理論計算值相比，遠小于σ=98MPa，可見有足夠的安全裕度。

　　4）減速器輸入軸最大振動加速度為0.18g（測量間接值）；輸出軸最大振動加速度為0.20g，最大振幅為65μm.振動加速度很小，振幅滿足標準小于80μm的要求，說明該減速器各級傳動靈活，齒輪嚙合正常。初步可以認定該減速器機體剛度設計合理，小車架剛度可行時，這種傳動方式中減速器中心距雖然發生變化，但并沒有影響到兩個同步齒輪間的嚙合精度。

　　5結論

　　單減速器卷筒在外的布置型式，軸向結構尺寸小于品字型三減速器傳動方式，吊點距方向結構尺寸小于兩個卷筒放在減速器中間的布置型式，同時取消了常用的行星或棘齒輪機構，直接通過兩高速級之間的同步齒輪來實現兩卷筒之間的同步動作。這種結構的使用大大降低了制造成本以及傳動鏈的傳動環節，同時直接減小了整車極限尺寸。

　　經過有限元分析計算和變形試驗檢測可知：該起重機起升機構傳動方式設計合理可行；在該設計結構型式下，小車架的變形對齒輪嚙合精度并未造成質的影響和產生振動。同時由于減速器機座剛度的合理設計，減小了小車架的變形量，提高了小車架的使用壽命。