一种岩石顶管机齿轮箱设计

吕庆洲，翟 华，欧阳智婉

(1.淮南联合大学，安徽 淮南 232038；2.航空结构件成形制造与装备安徽省重点实验室，安徽 合肥 230009；3.合肥工业大学工业与装备技术研究院，安徽 合肥 230009)

0 前言

随着顶管施工方法在国内普及与发展，穿越岩石层的顶管施工在工程建设中的应用越来越广泛。岩石顶管机主要是德国和日本技术领先，但其成本高、周期长，不能满足我国快速地下管网建设需求；国内地下管网建设普遍希望有国内成套装备，降低设备成本，缩短生产周期[1-3]。

由于顶管主要在地下施工，岩石顶管环境恶劣，载荷工况复杂，岩石顶管机主要存在刀具磨损、传动系统破坏等故障。顶管机工作时所需转速较小，但扭矩较大，从输入部分到输出部分对传动比有着特殊要求，因此需要根据施工工况自行设计制造重载大扭矩机械装置——减速器，齿轮箱要求具有质量轻、强度高、承受疲劳载荷等要求。因实际施工中常常出现齿轮箱破坏等现象，是岩石顶管机传动系统的主要故障。本文针对岩石顶管机主传动系统齿轮箱主要为经验设计，施工中存在损坏故障等现象，进行相关改进设计，并进行有限元设计计算，实验表明经该方法设计的齿轮箱，符合设计要求，可以对岩石顶管机齿轮箱设计提供参考。

1 岩石顶管机及其齿轮箱

1.1 岩石顶管机

如图1所示，岩石顶管施工中，由前方顶管机带动刀盘旋转，破碎岩石和泥土，逐步掘进，为防止顶管机掘进中受载偏摆，设计有姿态测量系统，当出现姿态偏差时，纠偏控制箱控制纠偏油缸实施纠偏，行程控制箱测量顶进管廊距离。各管节由后面顶管油缸分步顶进，形成完整的管廊。顶管施工由于没有开挖路面，效率高，在城市管廊建设中已普遍采用。

图1 顶管机系统布局图

1.2 岩石顶管机传动系统

根据岩石顶管机的动力参数，确定传动系统减速器的传动方案。

(1)确定传动件布置形式。根据顶管机破碎岩石参数和扭矩参数，刀盘额定转矩为60 kN·mm。在刀盘旋转切削时，需要克服切削阻力、刀盘与开挖面之间的摩擦力，要求顶管机刀盘扭矩足够大，由于从单级电机经减速器输入到刀盘传动比较大，而且单电机负载要求电机功率极大，因此可以进行改进设计，由4个22 kW电机作为动力源。使用4个电机共同驱动刀盘旋转，齿轮传动布置如图2所示。四个主动齿轮和被动齿轮同时啮合，既可以使负载平衡，在顶管机掘进过程中，也能实现较大扭矩输出。在其中某个电机出现故障停止工作的情况下，顶管机仍能正常使用，确保顶管机掘进过程的效率和可靠性。在刀盘堵转后，合理调整电机的转向，可以使电机反转调整刀盘转向，以适应不同的工作环境。传动形式如图3所示，主要设计参数如表1所示。

图2 齿轮传动形式

图3 顶管机回转支承结构图

参数小齿轮大齿轮齿数/个2284齿宽/mm280250材料40Cr 40Cr 齿面硬度/HBS280240

(2)确定减速器形式。从顶管机的工况考虑，根据工作机转速要求，参考工作机的空间位置和尺寸，本设计选择直齿圆柱齿轮减速器。考虑到电机通常输入转速较大，总传动比较大，因此在减速器的高速端外加减速机，从而齿轮减速器只需较小传动比即可。本文选择一级圆柱直齿齿轮减速器，在传递较大功率的同时，效率较高，工艺简单且易于保证传动精度。

(3)确定减速器箱体结构。如图1所示，由于减速器四个小齿轮均布在大齿轮周围，所以不能采用沿齿轮轴线水平剖分的结构，为便于装配，采用整体式箱体，且减速器箱体采用铸造件。

2 岩石顶管机齿轮箱有限元分析

作为减速器中发挥支撑和减少振动作用的机械构件，岩石顶管机齿轮箱故障对减速器影响较大。齿轮箱必须具有足够的强度和刚度，设计时也应当避免出现应力集中等错误[4]。使用有限元法对所设计的齿轮箱进行静力分析，可以发现易发生变形和应力集中部位，采取合理的措施使其符合强度和刚度要求。

2.1 岩石顶管机齿轮箱有限元模型

在正常工况下，齿轮箱的4个输入轴同时输入一定的功率，驱动轴进行转动，4个输入轴的转动通过齿轮传递到输出轴上，同时在工作中安装在齿轮箱的轴承会受到齿轮转动的扭矩。

由于齿轮箱的材料是铸铁，弹性模量160 GPa，泊松比为0.3，密度为7 800 kg/m3，在有限元受力分析时，需要对齿轮箱内部结构进行局部简化，网格划分结果如图4所示。

图4 岩石顶管机有限元模型

2.2 岩石顶管机齿轮箱静刚度分析

在添加约束和边界条件中，考虑到齿轮箱为底座固定形式，通过地脚螺栓将齿轮箱下平面与顶管机机体连接。齿轮箱的载荷主要来源于内部零件结构和自身自重以及支撑轴轴承处的扭矩，荷载约束的作用部位主要是轴承与箱体接触部分以及底座的螺栓孔。在所设计的齿轮箱中，需要考虑的是各个转动轴在轴承与齿轮箱接触面处对齿轮箱的扭矩，边界条件为齿轮箱底面固定约束。进行有限元求解，主要分析齿轮箱的应变和应力。总位移图如图5所示。

图5 总位移图

从齿轮箱箱体的总位移图可以发现齿轮箱的最大位移处是齿轮箱输出轴端盖处，其大小为0.11 mm，以输出轴轴承与齿轮箱接触面的外侧部位为中心，向四周逐渐减小，加强筋部位产生较大位移，4个齿轮箱输入轴轴承与齿轮箱接触面处也产生较大位移，从与输出轴齿轮啮合处向外侧减小。为了提高齿轮箱的可靠性，在实际使用中应当加强齿轮箱在径向方向的刚度，在齿轮箱输出轴法兰四周设计加强筋改善齿轮箱的刚度。

齿轮箱等效应力最大值为88.659 MPa，最大值集中在齿轮箱输出轴轴承与齿轮箱箱体接触部分，等效应力的大小以接触面为中心向四周递减，输入轴轴承与齿轮箱接触部分也有较大应力。在齿轮箱侧面和齿轮箱底座等效应力较小。选用铸铁材料为HT200，其屈服强度为200 MPa，因此齿轮箱可以正常工作。

2.3 齿轮箱模态分析

在齿轮箱的工作过程中，必然会受到外部的刺激而产生振动，模态是机械结构本身固有的振动特性，主要有固有频率等参数[5]。齿轮箱是顶管机传动系统中的重要部分，当传动轴带动齿轮箱内部齿轮啮合和转动时，产生的冲击载荷作用到齿轮箱的机体上，会引起齿轮箱的振动。不同的齿轮箱其结构和材料不同，从而固有频率也存在一定的差异，为避免齿轮箱内部啮合运动引起的共振现象。

本文对所设计的齿轮箱进行模态分析，以确定其结构振动的固有频率、振型等动力学参数，考虑到齿轮箱整体的振型可能有弯曲，振动和扭转等多种具体形式，且齿轮箱拥有多个模态。为得到齿轮箱在不同载荷下的随时间变化的振动形式和相关的振动参数，以降低在齿轮箱正常工作时共振带来的不利影响，因此在本文中选择的齿轮箱分析的模态阶数为10阶。得到的齿轮箱前4阶振型云图和振动频率图如图6所示。

图6 前4阶模态振型云图

从振型图可以看出，1阶振型为齿轮箱箱体整体沿Z轴向的振动，从箱体底部开始，由于该齿轮箱结构对称，所以在齿轮箱1阶振型中反映出以齿轮箱下底面和顶管机固连部位为中心，从下往上摆动的幅度增大，在齿轮箱上部中心处摆动最大，这导致齿轮箱连接处易出现疲劳破坏。1阶振型中，还有箱体绕X轴的小幅度扭转和绕Y轴的较大幅度扭转。Z方向的振动是需要重点关注，因此加装加强筋，提高齿轮箱上座齿轮箱输出轴安装部位和各输入轴安装部位之间的抗疲劳刚度。

2阶振型为齿轮箱沿Y轴方向的振动，从齿轮箱底部往齿轮箱顶部中间延伸，振动幅度最大的位置是大齿轮安装轴的轴承与齿轮箱接触处，此位置的振动将引起齿轮传动中的磨损加剧，使齿轮副寿命缩短。2阶振型还由齿轮箱绕X轴的大幅度扭转。

3阶振型主要为齿轮箱整体沿X方向的振动和绕Y轴的扭转，此外，还有绕Z轴的小幅度扭转。

4阶振型主要为齿轮箱整体绕X轴方向的小范围扭转，最大位移出现在齿轮箱4个输入轴轴承与齿轮箱接触部位，以齿轮箱下座中心向上延伸，从齿轮箱上座中心向外延展。齿轮箱各阶振型和频率见表2。

表2 模态频率和振型描述

齿轮箱的动态性能主要是由其在低阶频率的振型决定，由于在低阶频率段齿轮箱更易与外界产生耦合效应，造成比高阶频率更加明显的损伤。因此，在进行齿轮箱的模态分析时选择低阶振型分析是合理的[6]。

由表2，本设计的齿轮箱前三阶振型的固有频率分别为343.77 Hz，456.05 Hz，504.03 Hz，又因为齿轮箱输入轴转速为6.74 r/min，从而可以计算出齿轮箱的齿轮啮合频率为齿轮的转频乘以它的齿数，由此可以计算啮合频率为2.47 Hz，齿轮啮合频率与低阶固有频率有较大差距，可以避免产生共振。

本设计方案已成功应用在安徽唐兴机械设备有限公司生产的YSPD-1350B岩石顶管机中，经过多项顶管施工检验，设计效果良好。

3 结束语

本文针对岩石顶管机的传动系统的结构进行设计，根据岩石顶管工况刀盘及动力参数计算整个传动部分的传动比，根据传动机构的传动比确定并选用电机、减速机等作为传动机构动力输入，传动机构的各部件的结构和参数，并采用进行建模。齿轮箱作为传动机构的主要部件，在本文中使用ANSYS软件对所设计的齿轮箱其进行了静力分析和模态分析，得出设计的齿轮箱应力分布和数值小于材料屈服强度的结论和齿轮箱计算频率远小于模态分析中的低阶固有频率的数值的结论，确保齿轮箱在工作过程中的可靠性。