片簧在单轨吊起吊梁棘轮减速机中的应用

赵姣红，王金良

（太原矿机电气股份有限公司，山西太原 030032）

0 引言

自2000 年以来，国内各煤业集团开始大规模引进使用单轨吊辅助运输系统，单轨吊辅助运输系统的运输设备主要为单轨起吊梁。国家煤炭工业局于2000 年发布MT/T 888—2000《单轨吊车起吊梁》标准并开始执行，对单轨起吊梁的液压葫芦（即减速机）提出了自锁性能要求：使用起吊梁将重物提升至某一高度，4 h 后自行滑落误差≤100 mm，首次将单轨起吊梁的自锁性能纳入标准文件。

1 现状分析

市场上现有的单轨吊车起吊梁自锁结构有两种，棘轮逆止和液压锁止。液压锁止的方式通过在液压马达上增加摩擦片结构，利用压力达到自锁，其缺点是马达体积大，需要压力才能锁止。棘轮逆止的方式是通过棘爪自重落入棘轮齿槽内（图1），两者配合实现反向锁止。正向起吊时，棘轮顺时针旋转，棘爪随之上下摆动；起吊停止时，重物反向带动棘轮逆时针转动，此时棘爪落入棘轮齿槽内，实现了自锁。

图1 棘轮逆止原理

2 存在的问题

针对单轨吊车起吊梁的自锁要求，生产厂家通过增加棘轮、棘爪结构来实现。在起吊重物较轻时没有问题，当重载起吊或坡道上起吊导致棘爪下落速度不足时，会造成棘轮旋转速度大于棘爪的下落速度，导致起吊梁小范围自落，存在重大安全隐患。

3 解决方案

针对现有棘轮逆止结构，只要给棘爪一个压力，保证其快速下落自锁，即可解决自落问题。鉴于减速机箱体空间狭小等原因，此处引入了片簧结构（图2）。通过在棘爪上端增加片簧，经过高度计算，保证片簧始终压紧棘爪，并产生一定的压力，使得棘爪可以快速逆止棘轮，经实验验证可以解决自锁问题。

图2 增加片簧原理

棘轮机构安装在减速机壳体内，可旋转；棘爪转轴装入减速机壳体内，棘爪套入棘爪转轴，可绕转轴转动；片簧安装在棘爪上端的端面上，通过螺钉固定。棘爪在完全与棘轮齿啮合的状态下，片簧对棘爪具有一定的预紧弹力，这保证了棘爪在随棘轮摆动的范围内始终有预紧弹力，可以实现棘爪快速动作，及时自锁。

4 片簧设计与验证

4.1 结构设计

由于减速机的结构特性，棘爪绕棘爪转轴在减速机壳体槽内转动，空间紧凑，棘爪上端箱体有一个平面可以安装。鉴于此，将片簧外形设计为T 形结构，通过螺钉固定再平面上，片簧为悬臂结构。由于棘爪外形为圆弧形，片簧截面也设计为圆弧形，保证贴合。高度尺寸设计为棘爪在完全与棘轮齿啮合的状态下，保证片簧对棘爪具有约15～20 N 的预紧弹力。为防止片簧与棘爪贴合面卡滞，将片簧接触处设计为圆弧结构，保证配合面光滑过渡。为防止应力集中导致的质量问题，将过渡部分设计为圆弧平滑过渡，减小应力集中（图3）。

图3 片簧设计

4.2 材料与热处理

（1）材料：片簧常用材料为铜合金和弹簧钢，铜合金的使用场合为接触器、仪表及自动装置等，弹簧钢的使用场合为机械设备。单轨吊车起吊梁减速机属于机械设备，因此选用弹簧钢。根据市场材料供应，选用弹簧钢板材65Mn。

（2）热处理：弹簧钢经淬火加中温回火热处理，具有较高的弹性强度、强度极限、疲劳性能，并具有一定的硬度与韧性，具备弹簧的特性。根据片簧的使用工况，将热处理设计为淬火加中温回火，热处理后硬度为40～50 HRC，并保证所需的弹力、变形量与疲劳强度。

（3）表面处理：单轨吊车起吊梁减速机的使用工况为煤矿井下，所处环境恶劣，阴暗潮湿、粉尘量大，片簧存在腐蚀生锈的可能，影响使用寿命。选用表面发黑处理，达到防锈的目的，延长使用寿命。

4.3 片簧的尺寸与参数设计

悬臂片簧的设计需要确定以下参数：悬臂长度L、厚度h、宽度b、弹力P 与额定变形量F（图4）。根据片簧安装位置与空间，可以先确定一些参数，再根据片簧标准进行对应计算，最终确定各参数。

图4 悬臂片簧设计

（1）宽度b：由于减速机壳体上的棘爪槽宽为16 mm，根据经验并保证一定的间隙，将片簧宽度b 设计为10 mm。

（2）厚度h：根据机械结构使用所需预紧力及热处理经验，将片簧厚度h 设计为1 mm。

（3）悬臂长度L：根据棘爪槽长度及安装空间尺寸，将悬臂长度L 设计为41 mm，外形为圆弧结构。

（4）弹力P：片簧材料为65Mn，弹性模量E=196 500 MPa，许用应力［σ］=570 MPa。根据片簧标准计算公式：

可知，弹力P 比设计要求的15～20 N 略大。

（5）额定变形量F：根据片簧标准计算公式：

片簧随棘爪摆动的实际变形量为5 mm，设计后额定变形量不足。

通过以上分析计算，片簧各参数已确定，待使用验证。

（6）实验验证：按上述参数生产制作片簧，安装在减速机进行疲劳寿命计算，持续试验3 件样品，平均9 h 片簧根部断裂。经转速、棘轮齿数等参数计算循环次数n 为81 万次。实际煤矿井下使用需达到200 万次，因此需改进。且弹力P 略大，片簧与棘爪磨损较严重，弹力需设计在12～15 N 较符合实际情况。经分析，片簧实际变形量超过额定变形量后，寿命会严重下降，因此片簧尺寸需重新设计保证使用的寿命，上述实验验证了这一点。

4.4 片簧的优化设计

（1）悬臂长度L：为保证片簧的使用寿命循环次数，将额定变形量F 设计为片簧使用中的实际变形量，厚度h 保持不变，可得F=5 mm。由公式F=2L2［σ］/（3Eh），可得5=2×L2×570/（3×196 500×1），则L=51 mm。

（2）宽度b：弹力P 设计为12～15 N，取13 N 进行设计。由公式P=bh2［σ］/（6L），可得13=b×1×570/（6×51），则b=7 mm。

经过优化设计后，悬臂长度L=51 mm、厚度h=1 mm、宽度b=7 mm、弹力P=13 N、额定变形量F=5 mm（图5）。优化后的弹力P 适中，在满足使用要求的前提下大幅降低磨损；额定变形量F 满足了实际变形量，大大提高了使用寿命。

图5 改进后的片簧设计

（3）实验验证：按改进后的参数生产制作新片簧，安装在减速机进行疲劳寿命计算，持续试验3 件样品，平均80 h 片簧根部断裂。经转速、棘轮齿数等参数计算循环次数n 为720 万次，循环寿命大大提升，满足了实际需求。且弹力P 适中，片簧与棘爪磨损不明显。

（4）结果分析：实验验证了优化方向是正确的，在厚度不变的情况下，悬臂长度越长额定变形量越大，宽度越窄弹力越小。优化设计通过调整宽度保证了弹力适中，通过改变结构加大悬臂长度保证了变形量，提升了使用寿命。

5 结论

通过以上对片簧的设计、优化与验证，结合实际工况，可得出片簧的设计应用的理论及经验：片簧的关键参数包括悬臂长度、厚度、宽度、弹力与额定变形量。其中，弹力可根据工况要求按经验暂定一个值；厚度根据弹力需求与加工工艺确定，一般按经验给出；额定变形量直接影响片簧的使用寿命，因此额定变形量设计时应不小于实际工作变形量，以提高使用寿命；由额定变形量可推算出悬臂长度；再由悬臂长度与弹力可推算出宽度。

设计片簧时，应尽可能加大悬臂长度，同时需要考虑安装空间是否足够，空间小的可通过更改机械结构加大悬臂长度，以保证足够的使用寿命，满足工作时间的需求。弹力可通过更改调整宽度，保证弹力的设计要求，宽度约小弹力越小；弹力设计应适中，以保证片簧的磨损性能与一定的使用寿命。片簧材料应选用屈服强度高的弹簧钢，经淬火热处理和表面防腐处理，保证使用的弹力与寿命。