李 軍， 高立程

（太原重工股份有限公司技術(shù)中心起重所， 山西 太原 030024）

滑輪組廣泛應(yīng)用于起重機(jī)的起升機(jī)構(gòu)上滑輪裝置和吊具中，是起重機(jī)中關(guān)乎安全的重要零部件?；喤c滑輪軸之間一般采用間隙很小的配合，對于300 t大噸位起重機(jī)，滑輪組的倍率常選8左右，那么滑輪軸上需要安裝8個(gè)滑輪，隨著噸位的增加，倍率可能需要更大，滑輪軸上的滑輪數(shù)量會(huì)更多，在車間安裝時(shí)需要對滑輪依次穿軸，實(shí)際操作困難，裝配工人經(jīng)常會(huì)采用野蠻操作，用大錘敲打滑輪軸將滑輪裝上。根據(jù)GB/T 3811—2008《起重機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范》，上滑輪裝置中必須設(shè)置超載限制器，一般將滑輪軸本身作為傳感器或在滑輪軸下方的一端安裝軸壓式傳感器。野蠻操作的安裝方式會(huì)對傳感器造成破壞，使傳感器靈敏度降低，影響測量精度。本文針對大噸位起重機(jī)滑輪組存在的安裝問題，提出改進(jìn)建議，并對滑輪軸進(jìn)行受力分析。

1 滑輪組的改進(jìn)

常規(guī)滑輪組主要由滑輪、滑輪軸、隔環(huán)、支撐座和擋板等組成，滑輪一般直接套裝在滑輪軸上。為了解決某大噸位起重機(jī)滑輪組的安裝問題，將該起重機(jī)滑輪組的滑輪軸設(shè)計(jì)為軸套和芯軸結(jié)構(gòu)形式，如圖1所示。在裝配時(shí)，將滑輪逐一與軸套裝配好，再將裝配好的滑輪和軸套放入支撐座內(nèi)，然后將滑輪軸通過支撐座的側(cè)板穿過軸套。由于芯軸與軸套之間只有兩端有緊配合，其余大部分有間隙，沒有接觸，所以在實(shí)際穿軸過程容易了許多。

另一方面由于軸套的存在，滑輪受力傳遞到滑輪軸時(shí)受力位置發(fā)生了變化，更靠近側(cè)板，改變了滑輪軸的受力狀況。該滑輪組有四個(gè)支撐點(diǎn)，是超靜定結(jié)構(gòu)，因此，本文采用有限元法計(jì)算滑輪軸的受力情況。

圖1 滑輪組改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)

2 滑輪軸的受力分析

2.1 模型簡化

在額定載荷工況下對滑輪軸進(jìn)行靜力分析，故只考慮起吊重物靜止于空中或勻速運(yùn)動(dòng)時(shí)的工況，不考慮起升動(dòng)載系數(shù)。吊具滿載時(shí)單根鋼絲繩的受力Smax=94kN，故每個(gè)滑輪的受力為F=2Smax=188kN，再將滑輪對軸套的合力平均到軸套兩端，得到改進(jìn)后的滑輪軸的受力簡圖如下頁圖2所示。由于軸套、側(cè)板與滑輪軸的接觸長度都很短，因此這里軸套和側(cè)板對滑輪軸的作用力均采用集中力考慮。

2.2 有限元模型的建立

滑輪軸的結(jié)構(gòu)非常簡單，橫截面為圓形截面。在建立三維模型時(shí)，首先創(chuàng)建軸套、側(cè)板在滑輪軸上的關(guān)鍵點(diǎn)，再連接為線。采用beam188梁單元，對線進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格大小為5 mm。對滑輪軸兩端關(guān)鍵點(diǎn) 1、10 施 加 UX、UY、UZ 自由 度位 移 約 束 和ROTX，ROTY，ROTZ自由度旋轉(zhuǎn)約束；對滑輪軸中間側(cè)板關(guān)鍵點(diǎn)施加UY、UZ自由度位移約束和ROTY，ROTZ自由度旋轉(zhuǎn)約束。對滑輪軸關(guān)鍵點(diǎn)2、3、8、9施加Y方向載荷1.5 F，對關(guān)鍵點(diǎn)5、6施加Y方向載荷3F，并施加負(fù)Y方向的重力場，如圖3所示，分析滑輪軸的位移與應(yīng)力分布情況。

圖2 滑輪軸受力簡圖（mm）

圖3 滑輪軸的約束與加載

2.3 計(jì)算結(jié)果

滑輪軸與側(cè)板接觸處關(guān)鍵點(diǎn)1、4、7、10的支反力分別為 276.7 kN、851.3 kN、851.3 kN、276.7 kN，可以看出中間側(cè)板的支反力較大，邊緣側(cè)板的支反力較小?；嗇S的位移云圖見圖4，此時(shí)最大位移發(fā)生在軸的中心處，最大位移值為0.026 mm?；嗇S的應(yīng)力云圖見圖5，VON MISES等效應(yīng)力最大值發(fā)生在節(jié)點(diǎn)4和7處，即中間側(cè)板與軸的連接處，最大等效應(yīng)力為37.06 MPa[1]。

圖4 滑輪軸的位移（mm）云圖

2.4 對比分析

同理，按照以上方法利用ANSYS的參數(shù)化建模功能快速地分析太原重工股份有限公司多臺大噸位起重機(jī)滑輪組中滑輪軸的受力狀況，其中各滑輪組的支撐座結(jié)構(gòu)形式相同，只是側(cè)板間的滑輪個(gè)數(shù)不同，得到最大位移和最大等效應(yīng)力結(jié)果見表1。

計(jì)算結(jié)果表明，滑輪軸的最大位移均發(fā)生在軸中心處，最大應(yīng)力均發(fā)生在中間側(cè)板與滑輪軸作用處，說明軸套并不改變滑輪軸的整體受力形式。由表1可以看出，滑輪組增加軸套后，雖然滑輪軸徑減小，但是最大位移和最大等效應(yīng)力也相應(yīng)減小，表明增加軸套能夠很好地改善滑輪軸的受力狀況，因此設(shè)計(jì)時(shí)可以在滿足安全系數(shù)的條件下采用強(qiáng)度更低的材料，降低滑輪軸的材料成本；或者進(jìn)一步減小滑輪軸的軸徑，在一定程度上還能夠降低滑輪軸的檢驗(yàn)成本。

圖5 滑輪軸的等效應(yīng)力（MPa）云圖

表1 滑輪軸計(jì)算對比結(jié)果

軸套除了方便安裝滑輪，另一個(gè)作用是將滑輪對滑輪軸的作用力轉(zhuǎn)移到軸套兩端與滑輪軸接觸處，更靠近支撐座的側(cè)板，軸套對滑輪軸作用力的力臂更短，因此產(chǎn)生的彎矩更小。從表1中也可以看出，滑輪支撐座各側(cè)板間的滑輪個(gè)數(shù)越多，軸套減小滑輪軸應(yīng)力的作用就越明顯[2]。

3 結(jié)語

針對大噸位起重機(jī)滑輪組裝配困難的問題，提出將滑輪組的滑輪軸設(shè)計(jì)為軸套和芯軸結(jié)構(gòu)形式，有效地解決了滑輪的安裝問題。通過ANSYS對多臺產(chǎn)品滑輪組中滑輪軸的受力狀況進(jìn)行有限元分析，結(jié)果揭示出增加軸套后，一方面能夠減小滑輪軸的軸徑，另一方面也能夠降低滑輪軸的最大位移和最大等效應(yīng)力，很好地改善滑輪軸的受力狀況，降低滑輪組的成本。本文為大噸位起重機(jī)滑輪組的設(shè)計(jì)改進(jìn)提供了良好的理論依據(jù)，有一定的借鑒意義。