QT280拖掛式牽引機(jī)牽引輪結(jié)構(gòu)分析與優(yōu)化

劉竹麗，周　浩，侯東紅

QT280拖掛式牽引機(jī)牽引輪結(jié)構(gòu)分析與優(yōu)化

劉竹麗1，周浩1，侯東紅2

(1.鄭州大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，河南 鄭州 450001; 2.河南電力博大科技有限公司, 河南 鄭州 450001)

摘要：論述了牽引機(jī)的基本組成結(jié)構(gòu)及其工作原理，以牽引輪為研究對象，對牽引輪上的載荷進(jìn)行計(jì)算，最后運(yùn)用ANSYS有限元分析軟件對牽引輪進(jìn)行靜力分析,并結(jié)合牽引機(jī)的實(shí)際工作情況，提出改進(jìn)方案，優(yōu)化設(shè)計(jì)后的牽引輪最大應(yīng)力降低28.9%，最大位移降低23.8%，優(yōu)化效果顯著.

關(guān)鍵詞：拖掛式牽引機(jī)；ANSYS；拉力計(jì)算；靜力分析；優(yōu)化設(shè)計(jì)

0引言

架線施工是輸電線路建設(shè)中最為關(guān)鍵的工序之一，在架線施工中，通常采用牽引機(jī)放線，張力機(jī)拉緊導(dǎo)線.相對于人工放線，這兩種機(jī)械設(shè)備配合使用不僅可以提高工程進(jìn)度，還可以保證施工質(zhì)量[1].

目前牽引機(jī)的研究主要集中在輕量化、智能化、設(shè)備可靠性等方面[2-3].架線施工的環(huán)境非常惡劣，牽引作業(yè)時(shí)工作強(qiáng)度高、設(shè)備自重大.因此對牽引機(jī)的可靠性要求很高.在實(shí)際工作過程中，出現(xiàn)過牽引輪筒體變形過大，結(jié)構(gòu)損壞的情況.筆者以牽引輪為研究對象，運(yùn)用ANSYS有限元分析軟件對牽引輪進(jìn)行靜力分析，得到笛卡爾坐標(biāo)系和柱坐標(biāo)系下牽引輪的應(yīng)力、線位移和扭轉(zhuǎn)位移情況，然后與牽引輪實(shí)際出現(xiàn)過的損壞情況對比，最后結(jié)合牽引輪的制造工藝，制定優(yōu)化方案，在不增加牽引輪重量的基礎(chǔ)上提高牽引輪的強(qiáng)度和剛度，從而提高牽引機(jī)工作可靠性.

1牽引機(jī)工作原理

QT280拖掛式牽引機(jī)是河南電力博大科技有限公司研發(fā)的一款用于大跨越、山區(qū)、丘陵地形的500 kV四分裂成220 kV雙分裂LGJ-800及以下導(dǎo)線的架線施工設(shè)備.該設(shè)備主要由主梁、副梁、牽引輪、前犁、后犁、液壓系統(tǒng)和動(dòng)力系統(tǒng)等組成[4]，牽引機(jī)結(jié)構(gòu)簡圖如圖1所示.其中，牽引輪安裝在主梁和副梁之間，由牽引輪筒體、套管、軸承座等組成，每個(gè)牽引輪筒體上均有11個(gè)輪槽，牽引輪結(jié)構(gòu)布置如圖2所示.該牽引機(jī)最大持續(xù)牽引力為250 kN，相應(yīng)的牽引速度為2.5 km/h，發(fā)動(dòng)機(jī)提供整機(jī)的牽引動(dòng)力，驅(qū)動(dòng)液壓馬達(dá)帶動(dòng)兩個(gè)減速機(jī)，減速機(jī)的輸出齒輪帶動(dòng)牽引輪上的大齒圈，從而驅(qū)動(dòng)牽引輪轉(zhuǎn)動(dòng).在進(jìn)行牽引作業(yè)時(shí)，首先調(diào)節(jié)前犁、后犁高度，使行走輪懸空，鋼絲繩通過進(jìn)線機(jī)構(gòu)繞進(jìn)牽引輪2的第1個(gè)輪槽，然后順次交替進(jìn)出牽引輪1和牽引輪2的輪槽，最后從牽引輪1的第11個(gè)輪槽繞出，繞出的鋼絲繩通過出線機(jī)構(gòu)繞卷到尾架上的線盤上.牽引作業(yè)結(jié)束后，降低前犁、后犁高度，使行走輪與地面接觸，進(jìn)行轉(zhuǎn)場作業(yè).

圖1　牽引機(jī)結(jié)構(gòu)簡圖

圖2　牽引輪結(jié)構(gòu)布置圖

2牽引輪靜力分析

2.1牽引輪載荷計(jì)算[5-7]

鋼絲繩上的拉力是逐漸變小的，為了更精確地模擬鋼絲繩對輪槽上的作用力，現(xiàn)將鋼絲繩與牽引輪輪槽的包絡(luò)區(qū)域分為3等份，每等份的包角為α，如圖3所示.

圖3　鋼絲繩牽引力計(jì)算

如圖3所示，以牽引輪2上的第1圈輪槽為例，假設(shè)dα是包角α上的微弧段.

(1)

(2)

(3)

(4)

(5)式中：i為鋼絲繩與輪槽包角的等分?jǐn)?shù)，i=1,2,3；μ為鋼絲繩和輪槽間的摩擦系數(shù)；qi為第i等分包角上鋼絲繩對輪槽面的平均單位面積壓力，N/m2；Ds為牽引輪槽底直徑，mm；ds為鋼絲繩直徑，mm.

根據(jù)上述計(jì)算公式可以計(jì)算出每一圈鋼絲繩牽引力P1、P2、P3、P4，每等分輪槽面上的壓強(qiáng)q1、q2、q3，鋼絲繩張緊時(shí)產(chǎn)生的摩擦扭矩為T.

2.2實(shí)體建模和網(wǎng)格劃分

牽引輪筒體和軸承座的材料不同，且工作時(shí)無相對運(yùn)動(dòng)，因此采用過盈配合[8]，兩個(gè)套管焊接在軸承座上，在建模時(shí)直接將三者建成一個(gè)整體.牽引輪筒體上的大齒圈簡化為以齒根圓直徑代表的光滑表面.牽引輪模型選用Solid45單元，施加扭矩的剛性節(jié)點(diǎn)選用Mass21單元，采用自由網(wǎng)格劃分，共計(jì)533 804個(gè)節(jié)點(diǎn)，315 098個(gè)四面體單元.

2.3載荷及約束施加

由于鋼絲繩首先繞上牽引輪2，并且鋼絲繩的牽引力逐漸減小.因此，牽引輪2上所受的作用力比牽引輪1上所受的作用力大，在有限元分析時(shí)，只對牽引輪2進(jìn)行靜力分析.牽引輪是由減速機(jī)上的齒輪驅(qū)動(dòng)牽引輪上的大齒圈轉(zhuǎn)動(dòng)的，在此，僅建立兩個(gè)輪齒模擬施加驅(qū)動(dòng)齒輪嚙合產(chǎn)生的載荷，即在大齒圈齒輪的嚙合面和齒頂面上分別施加均布壓力來模擬減速機(jī)的輸出扭矩.牽引輪還受到鋼絲繩張緊時(shí)對輪槽面施加的均布壓力，以及鋼絲繩張緊產(chǎn)生的摩擦扭矩.

在有限元分析軟件ANSYS中，扭矩的施加有直接法和間接法兩種.間接法是根據(jù)圓柱面的直徑，將扭矩轉(zhuǎn)換成切向力，然后將切向力施加到節(jié)點(diǎn)上[9]；直接法是通過CERIG命令生成一個(gè)剛性區(qū)域，然后對剛性節(jié)點(diǎn)直接施加扭矩[10].牽引輪剖視圖及施加載荷后的模型如圖4所示.根據(jù)牽引輪的實(shí)際工作方式，需要對牽引輪軸承座的內(nèi)孔施加全約束.

圖4　模型剖視圖及加載

2.4計(jì)算結(jié)果及分析

2.4.1牽引輪應(yīng)力計(jì)算結(jié)果及分析

圖5為牽引輪應(yīng)力云圖.由分析可得牽引輪上的最大應(yīng)力約為90 MPa，出現(xiàn)在牽引輪筒體與軸承座的接觸區(qū)域.鋼絲繩與牽引輪筒體接觸區(qū)域上的最大應(yīng)力約為60 MPa，沿圓周方向分布，牽引輪其余各部位的應(yīng)力均較小.

圖5　牽引輪應(yīng)力云圖

軸承座材料為45#鋼，經(jīng)正火處理后，屈服極限σs為360 MPa，抗拉強(qiáng)度σb為650 MPa；牽引輪筒體材料為35CrMoAlA，調(diào)質(zhì)、氮化后，屈服極限σs為850 MPa，抗拉強(qiáng)度σb為1 000 MPa；套管為20#鋼，屈服極限σs為250 MPa，抗拉強(qiáng)度σb為400 MPa.根據(jù)DL/T 875—2004輸電線路施工機(jī)具設(shè)計(jì)、實(shí)驗(yàn)基本要求，牽引機(jī)結(jié)構(gòu)的屈服安全系數(shù)不小于1.75，斷裂安全系數(shù)均不小于2.5，因此，牽引輪筒體、軸承座、套管的靜強(qiáng)度均滿足設(shè)計(jì)要求[11].

2.4.2牽引輪線位移計(jì)算結(jié)果及分析

圖6為笛卡爾坐標(biāo)系下的線位移云圖.牽引輪上的最大位移為0.190 mm，出現(xiàn)在第二輪槽和第三個(gè)輪槽附近, 如圖6(a)所示.從牽引輪x方向(沿牽引輪體徑向方向，垂直于兩套管中心連線)的位移云圖可知，節(jié)點(diǎn)偏離原始位置的最大變形量為0.125 mm，輪廓最大變形量為0.167 mm，如圖6(b)所示；y方向上(軸線方向沿牽引輪體徑向，通過兩套管中心的方向)節(jié)點(diǎn)偏離原始位置的最大變形量為0.119 mm，輪廓最大變形量為0.273 mm，如圖6(c)所示；z方向上(沿牽引輪軸線方向)節(jié)點(diǎn)偏離原始位置的最大變形量為0.077 mm，輪廓最大變形量為0.08 mm，如圖6(d)所示.以上表明在各載荷作用下，變形后的牽引輪筒體呈橢圓形.

圖6　牽引輪線位移云圖

2.4.3牽引輪扭轉(zhuǎn)位移計(jì)算結(jié)果及分析

圖7為柱坐標(biāo)系下扭轉(zhuǎn)位移云圖.沿x方向(R)位移云圖如圖7(a)所示，筒體內(nèi)凹變形最大處在第二輪槽和第三個(gè)輪槽附近，內(nèi)凹變形量為0.181 mm，且內(nèi)凹變形區(qū)較大，而外凸變形區(qū)較小，發(fā)生于牽引輪不受牽引繩作用的一側(cè)，變形量也較??；沿y方向(θ)位移云圖如圖7(b)所示，筒體發(fā)生切向變形，最大值為0.071 mm；沿z方向位移云圖如圖7(c)所示，位移改變較??；扭轉(zhuǎn)變形云圖如圖7(d)所示，摩擦扭矩沿z方向產(chǎn)生的最大扭轉(zhuǎn)角為1.86°.在實(shí)際工作時(shí)出現(xiàn)過套管被扭斷的情況，通過以上分析可以表明，在各載荷作用下，存在扭轉(zhuǎn)變形，這種扭轉(zhuǎn)變形可能導(dǎo)致套管被扭斷.

圖7　牽引輪的扭轉(zhuǎn)位移云圖

3優(yōu)化設(shè)計(jì)

在實(shí)際施工中，牽引輪的第二個(gè)輪槽和第三個(gè)輪槽破壞的概率較高.由于牽引輪筒體和軸承座之間是熱裝的，裝配難度比較大，同時(shí)考慮到不更改其它零部件的設(shè)計(jì)，現(xiàn)將靠近主梁的軸承座向內(nèi)移30 mm，載荷和約束條件均與上述分析相同.優(yōu)化設(shè)計(jì)后的牽引輪最大應(yīng)力為62.8 MPa，如圖8所示；最大位移為0.141 mm，如圖9所示.

圖8　優(yōu)化后的應(yīng)力云圖

圖9　優(yōu)化后的位移云圖

4結(jié)論

以ANSYS為平臺對牽引輪進(jìn)行了靜力分析，得到了牽引輪應(yīng)力云圖、線位移云圖及扭轉(zhuǎn)位移云圖.通過分析可得牽引輪的最大應(yīng)力和最大位移均出現(xiàn)在第二個(gè)輪槽和第三個(gè)輪槽附近，與實(shí)際工作情況相符.然后對牽引輪進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，優(yōu)化設(shè)計(jì)后的牽引輪最大應(yīng)力降低28.9%，最大位移降低23.8%，優(yōu)化效果顯著.

參考文獻(xiàn)：

[1]蔣平海. 張力架線機(jī)械設(shè)備和應(yīng)用[M].北京:中國電力出版社,2004:33-36.

[2]許立太.SAQ-150牽引機(jī)智能化改造[D].蘭州：蘭州理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院,2006:1-5.

[3]聶金寧.電纜牽引機(jī)關(guān)鍵零部件有限元分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化[D].濟(jì)南:濟(jì)南大學(xué)機(jī)械制造及自動(dòng)化,2012:3-10.

[4]王慧,李剛炎,楊可森,等. 新型自驅(qū)式電纜牽引機(jī)關(guān)鍵技術(shù)研究[J].機(jī)床與液壓,2007,35(7):8-10.

[5]濮良貴.機(jī)械設(shè)計(jì)[M].北京:人民教育出版社,1960:145-164.

[6]黃超勝,楊世錫,金紅專,等.牽引卷筒磨損對鋼絲繩和軸承的影響[J].起重運(yùn)輸機(jī)械,2006,21(8):63-65.

[7]聶金寧,王慧,付秀麗.新型電纜牽引機(jī)雙摩擦卷筒應(yīng)力分析與仿真[J].機(jī)械設(shè)計(jì),2012,29(4):73-76.

[8]張琳娜. 精度設(shè)計(jì)與質(zhì)量控制基礎(chǔ)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2011:3-43.

[9]劉竹麗,趙敏敏,馬朋朋,等.基于ANSYS的斜齒輪副接觸分析與可靠性分析[J].鄭州大學(xué)學(xué)報(bào)(工學(xué)版),2015,36(2):6-9.

[10]龔曙光,謝桂蘭,黃云清.ANSYS參數(shù)化編程與命令手冊[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2009:227-234.

[11]國電電力建設(shè)研究所.輸電線路施工機(jī)具設(shè)計(jì)、實(shí)驗(yàn)基本要求：DL/T 875—2004[S].北京:中國電力出版社,2004.

Finite Element Analysis and Optimization of QT280 Trailer-Tractor Entry Capstan

LIU Zhuli, ZHOU Hao, HOU Donghong

(1.School of Mechanical Engineering, Zhengzhou University, Zhengzhou 450001, China； 2.Henan Electric Power BODA Technology .Ltd.,Zhengzhou 450001, China)

Abstract:The basic structure and operating principle of the trailer-tractor are introduced. The loads on entry capstan are calculated. Then, the static analysis is obtained by large finite element analysis software ANSYS. Finally, in combination with with the actual working status, the improvement project is proposed. Compared with the former entry capstan, the maximum stress of new structure reduces 28.9% and the maximum displacement reduces 23.8%. The aim of optimization design is achieved.

Key words:trailer-tractor；ANSYS；tension calculation；static analysis；optimization design

收稿日期:2014-11-28；

修訂日期：2015-03-19

基金項(xiàng)目：鄭州市產(chǎn)學(xué)研合作促進(jìn)計(jì)劃項(xiàng)目(131PCXYY144)

作者簡介:劉竹麗(1968—)，女，河南靈寶人，鄭州大學(xué)副教授，碩士，主要研究方向?yàn)闄C(jī)械強(qiáng)度及結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)、虛擬樣機(jī)技術(shù)、CAD/CAE/CAM集成等，E-mail:zhuli_liu@126.com.

文章編號:1671-6833(2016)01-0079-05

中圖分類號：TH132.4

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

doi:10.3969/j.issn.1671-6833.201411034

引用本文：劉竹麗，周浩，侯東紅.QT280拖掛式牽引機(jī)牽引輪結(jié)構(gòu)分析與優(yōu)化[J].鄭州大學(xué)學(xué)報(bào)(工學(xué)版)，2016,37(1):79-83.