高速列车检修用起重机

高明利 任海涛 郑 沛 陈海峰 丰树礼

河南省矿山起重机有限公司 新乡 45340063

0 引言

近几年高速列车在中国迅速发展，无论是数量还是质量均处于世界首位，高速列车的迅猛发展给出行带来了很大方便，同时也带动了中国以及“一带一路”沿线国家经济的迅速发展。随着高速列车数量的增多，与之配套的维护修理服务问题越加凸显；高速列车的维护修理通常是在轨道线上进行，而列车周边存在各种障碍物，使其检修空间非常狭窄，无论无轨还是有轨的起重机设备均很难靠近检修。另外，列车上方均有供电线路，如用普通桥式起重机在其供电线路正上方作业，列车供电线路形成的磁场会影响起重机的电气控制系统，容易发生起重机与供电线路短接的事故，存在一定安全隐患。

经现场考察，并与有关用户多方交流论证，本文研究设计出一种悬挂式可伸缩起重机。该起重机安装在列车的侧上方，起升机构的钢丝绳绕过移动伸缩悬臂小车端部的滑轮组连接吊钩，通过伸缩臂将吊钩伸到列车需要吊装的部位进行吊取工件。该起重机设计方案既可避开列车周边障碍物，将吊钩伸到吊装部位；又使起重机主要控制电气元件远离了列车的供电线路，避免了相互干扰。

1 设备总体结构概述

该起重机额定起重量1 500 kg，工作级别M3，起升高度5.5 m，起升速度1.6/16 m/min，悬臂梁伸缩速度10/20 m/min，起重机运行速度20 m/min，总功率9.5 kW，电源采用三项、50 Hz、380 V。

该起重机总体结构为悬挂式，如图1所示，其总体结构主要包括主梁、端梁总成、伸缩梁主动小车、伸缩梁三角从动小车、伸缩梁、起升机构、电气控制系统等。端梁总成包含有2套主动运行机构和2套从动运行结构，主动运行机构和从动运行机构分别设置在端梁的两端，并且悬挂在运行轨道下方；端梁总成通过平衡吊板销轴与主梁连接，主梁为箱形结构不带悬臂，伸缩梁主动小车和伸缩梁从动小车悬挂在主梁下盖板上，并沿着主梁方向移动；伸缩梁与伸缩梁主动小车和伸缩梁从动小车固定连接，且随小车移动而伸缩；起升机构固定在伸缩梁下端，包括钢丝绳、吊钩、卷筒、电机等，钢丝绳缠绕在卷筒上，并绕过伸缩梁端部的定滑轮组与吊钩连接。工作时，端梁总成带动整个起重机沿着轨道运行，伸缩梁主动小车和伸缩梁从动小车带动伸缩臂沿着主梁方向运动，该运行方式可避开列车周边障碍物将吊钩延伸到吊装部位。

图1 起重机结构图

2 主要机构概述及特点分析

2.1 悬臂小车设计

悬臂小车是该设备关键机构，包括：伸缩梁主动小车和伸缩梁三角从动小车。伸缩梁主/从动小车带动伸缩臂沿着主梁移动，从而避开障碍物来吊取列车需检修部位。

如图1所示，伸缩梁主动小车靠近悬臂端轮压较大，故设计成4轮结构，并安装驱动电机，作为悬臂小车驱动单元。伸缩梁三角从动小车远离悬臂端，其轮压较小，故计成2轮结构，作为悬臂小车从动单元。

悬臂小车在起吊重物时，将会以伸缩梁主动小车的车轮为支点产生转动力矩，使伸缩梁三角从动小车车轮脱离轨道，极易造成运行走斜、啃轨以及车轮错轨等故障，如果没有防护措施将影响小车正常运行，故必须采取防走斜机构才能保证小车正常运行。该机构安装在伸缩梁架上，伸缩梁主动小车和伸缩梁三角从动小车之间设计水平导向轮，导向轮卡在主梁下翼沿两侧，预防运行车轮走斜。

2.2 起升机构

起升机构安装固定在小车尾部，包括卷筒、钢丝绳、导向轮组、导向承载轮组、吊钩组。如图2所示，起升钢丝绳绕过导向轮组和导向承载轮组后与吊钩连接。导向轮组固定在悬臂梁前下方。承载滑轮组固定在悬臂梁前端，目的是为了实现在短悬臂长度下，能将吊钩伸到较远的位置，且尽可能提高起升高度。

图2 起升机构

起升机构采用葫芦的改型结构，固定在小车尾部，卷筒垂直于悬臂梁布置，钢丝绳与水平面成11°夹角向下前方出绳。通过导向轮再向斜上方绕过承载滑轮后垂直向下出绳与吊钩连接，该绕绳方式可防止空载时钢丝绳松动发生跳槽、乱绳。

因悬臂梁长度受限，从卷筒到导向轮的距离较短，钢丝绳与卷筒绳槽有一定夹角，如果采用普通葫芦导绳器，钢丝绳与导绳器之间摩擦比较严重，影响钢丝绳和导绳器的使用寿命。因此，设计中改用压辊式导绳器，压辊内安装有轴承可灵活转动，钢丝绳与压辊之间成滚动摩擦，既能防止钢丝绳跳槽又能避免钢丝绳与压辊过度摩擦损坏。

2.3 伸缩梁设计

伸缩梁是小车承载的关键结构，将运行机构、起升机构连接在一起。伸缩梁设计为箱形结构，前部设计有滑轮座用于安装导向承载轮组；上部设计有运行机构连接孔，用于与运行机构连接；后部设计有起升机构安装座、电控箱安装座；驱动轮和从动轮之间设计有运行导向轮安装座，用于导向轮安装。其结构如图3所示。

图3 伸缩梁

2.4 小车防倾翻装置设计

由于小车起升吊钩超出小车轮支撑点以外，对于小车支撑点产生了倾翻力矩，故应设计防倾翻装置。如图4所示，起升额定载荷为Gn＝1 500 kg，伸缩梁自重Gz1＝197.7 kg，起升机构自重Gz2＝437 kg，电控箱自重Gz3＝30 kg，运行导向轮重Gz4＝5.6 kg，防倾翻轮自重Gz5＝ 10 kg，L1＝1 128 mm，L2＝854 mm，L3＝275 mm，L4＝547 mm，L5＝897 mm，L6＝102 mm。以靠近前端运行机构为支点，悬臂小车力平衡为

图4 伸缩梁受力分析

反倾翻力F2可由式（1）和式（2）求出，根据F2可设计防倾翻装置。防倾翻装置如图5所示，主要由防倾翻轮、轮轴、轴承、支架等组成。防倾翻轮装置安装在悬臂小车尾部，工作时沿主梁下盖板滚动，当吊钩吊取工件产生倾翻力矩时，主梁底面对防倾翻轮产生力矩，与其他反向力矩之和平衡吊钩工件力矩防止悬臂小车翘起，保证小车平稳起吊。

图5 防倾翻装置

2.5 伸缩梁的有限元分析

2.5.1 伸缩梁模型简化

根据前述伸缩臂的受力分析，对伸缩梁整体结构进行简化，简化后的模型如图6所示。因承载轮组主要受力来自吊重，通过传导将力作用在承载轴上，故将承载轮组简化成受1个轴向力的轴。伸缩梁主/从动小车是通过4个连接轴与伸缩梁连接，当对伸缩臂做静力学分析时，只需使小车不沿主梁移动。因此，可将伸缩梁主/从动小车舍去，将其简化成4个连接轴，然后分析时只对4个连接轴沿着伸缩臂方向进行约束。

图6 约束与受力

2.5.2 添加约束和受力

如图6所示，根据对伸缩梁的力学分析，对4个连接轴沿着伸缩臂方向进行约束；随防倾翻装置中的防倾翻轮上下方向的移动进行约束；在卷筒组连接处添加起升机构所受重力，在伸缩臂端部的受力轴上沿轴向方向添加起升重力，最后对整个伸缩臂添加引力。

2.5.3 网格划分

如图7所示，先对模型整体进行划分，然后对局部进行细化。

图7 网格划分

2.5.4 结果分析

如图8～图10所示，分别对伸缩梁的应力、最大位移量、局部构件进行分析。由图8可知，伸缩梁的最大应力为102.5 MPa，位于伸缩梁主动小车前端连接轴处，和受力分析吻合；承载滑轮组也是受力比较大的区域；伸缩梁所用材料主要为Q235，102.5 MPa＜235 MPa，故伸缩梁满足使用要求。由于所受应力远小于屈服应力，故伸缩梁有优化空间。由图9可知，最大位移量为0.5 mm，按照常规设计应满足1/1 000以内的变形量，而所用伸缩梁总长为1 678 mm，故伸缩梁的刚度满足要求。由图10可知，防倾翻轮最大受力为8 MPa左右，与受力分析结果相似，符合设计要求。

图8 伸缩梁应力分析云图

图9 位移云图

图10 防倾翻轮应力云图

2.6 大车防倾翻措施

由于高速列车周边空间限制，使得悬挂起重机跨度较小，整体自重较轻，悬臂伸出轨道以外起吊时，将以大车悬挂车轮为支点产生力矩，在该情况下起重机自重产生的反向力矩不能平衡起吊工件产生的力矩，需在大车上设计安装防倾翻装置予以平衡。悬臂伸到轨道外工作状如图11所示。

图11 大车受力分析

悬臂小车自重Gx＝675 kg、起重机（不包括小车自重）自重Gd＝1 486 kg、载荷Gn＝1 500 kg，距同侧大车轨道中心S1＝1 678 mm、小车重心距轨道中心S2＝654 mm、大车跨度S＝2 500 mm、大车防倾翻力为R，力矩平衡条件为

防倾翻力应满足

根据R值设计大车防倾翻装置如图12所示。大车防倾翻装置主要由托辊、托辊轴、支架和轴承等组成，大车防倾翻装置安装在远离悬臂起吊点的大车端梁上，以其所在轨道下底面为作用力点。当吊钩在轨道外起吊工件时，工件重力产生倾翻力矩，轨道底面给托轮施加反作用力，反作用力对悬臂侧车轮支撑点产生反向力矩，平衡系统力矩防止起重机上翘倾翻。运行时托轮沿大车运行轨道地面滚动反向力矩始终存在。

图12 大车防倾翻装置

3 结论

起重机设计了悬臂小车，利用伸缩臂的推进和回退，将起吊吊钩伸到不同的位置，以满足高速列车检修维护更换零部件工作需要；利用力和力矩平衡原理，设计防倾翻装置预防伸缩臂起吊时起重机倾翻；设计防走斜机构防止起重机偏载走斜；设计轧辊式导绳器防止钢丝绳跳槽乱绳。经多台产品长期实际使用验证，本设计安全、灵活，伸缩臂能伸到指定吊装工位工作，各项指标符合设计指标，达到起重机相关标准，解决了高速列车维护检修过程存在的吊装困难。通过有限元分析结果可知，该起重机伸缩臂仍有一定的优化空间，为提高材料利用率和降低成本，可减小板厚或减小伸缩臂的截面尺寸。