（机械工程专业论文）2800热粗轧机主传动系统改造方案研究.pdf

重庆大学硕士学位论文 中文摘要 摘要 2 8 0 0 粗轧机是我国上个世纪自行设计、制造的轧制设备，是某厂的大型关键 设备。近年来随着轧制负荷增大，主传动系统在轧制过程中存在轧制力矩不足， 电机电流过大，制约了生产的正常进行。针对上述原因拟对2 8 0 0 粗轧机主传动系 统扩容改造，并将目前的直流电机变交流电机，在轧制速度保持不变的前提下， 增大轧制力矩以满足生产的需求。因而开展2 8 0 0 熟粗轧机主传动系统改造方案研 究，确定电机扩容改造的最大功率，同时找出主传动系统的薄弱环节，并提出相 应的改造措施，具有重要的理论意义和工程实用价值。 本文针对2 8 0 0 粗轧机主传动系统扩容改造，采用经典材料力学理论和有限元 法等分析手段，对主传动系统中齿轮座( 包括人字齿齿轮、轴、轴承、箱体地脚 螺栓等) 、联接轴、传动轴、扁头和叉头等关键零部件强度进行了分析计算，得出 了将目前2 8 0 0 热粗轧机主传动系统主电机功率从6 4 0 0k w ( 直流电机) 提高到7 0 0 0 k w ( 交流电机，交交变频) ，并通过减少人字齿轮上、中、下轴瓦的厚度来提高人 字齿轮的中心距，将目前人字齿轮的齿数从2 2 增加到2 5 ，齿轮精度从目前的8 级 提高到7 级精度，对齿轮齿高和齿向进行修形：适当增加连接轴左叉头( 工作辊 侧) 几何尺寸以提高强度，适应主传动系统电机功率提高对其强度的要求等结论。 关键宇：轧机主传动系统电机改造强度分析有限元 重庆大学硕士学位论文英文摘要 a b s t r a c t r o u g hm i l l2 8 0 0i st h ek e ye q u i p m e n to fs q u e e z i n ga n de x t e n d i n gi na l u m i n u m p r o c e s s i n gp l a n t ，w h i c hw a sd e s i g n e da n dm a c h i n e di n d e p e n d e n t l yb yo u rc o u n t r yi n t h el a s tc e n t u r y b e c a u s eo ft h el i m i t e dd e s i g nc a p a c i t ya n dn o wg r o w i n ga n n u a l p r o d u c t i o n , t h em a i nt r a n s m i s s i o ni sb e c o m i n gv u l n e r a b l ew i mt h ei n c r e a s i n gl o a d s w h i c hl e a d st of r e q u e n tf a i l u r ei nt h es y s t c r n b yn o w ，t h em a i nt r a n s m i s s i o ns y s t e mh a s t h es y m p t o m so fd e f i c i e n tr o l l t o r q u ea n do v e r l o a dc u r r e n t , a n dc o n s e q u e n t l y p r o d u c t i o ni sc o m p r o m i s e d f o ri m p r o v i n gt h er o l lc a p a c i t ya n de n h a n c i n gc o m p e t i t i v e a b i l i t y , t h em a i nt r a n s m i s s i o ns y s t e mn e e d st ob ei m p r o v e da c c o r d i n gt ot h ec u r r e n t s i t u a t i o n c o n c r e t ea n dc o m p r e h e n s i v em e t h o di sd e v e l o p e dt oa n a l y z et h eb e a r i n g c a p a c i t yo f w e a kl i n k sw h i c hi sc a u s e db ye x p a n s i o no f p o w e ri nt h em a i nt r a n s m i s s i o n s y s t e m m o r e o v e r , t h em e t h o dw i l lp r o v i d er e f e r e n c et os t u d i e so nc h a r a c t e r i s t i c so f t r a n s m i s s i o ns y s t e mi nl i k er o u g hm i l l st h e o r e t i c a l l ya n dp r a c t i c a l l y i nt h i sp a p e r , k e yp a r t s ( h e r r i n g b o n eg e a r ，s h a f t ，b e a r i n g , a t t a c h m e n tb o l t s ，c o u p l i n g s h a l ln o t c h , p a l me n d ) o ft h em a i nt r a n s m i s s i o ns y s t e ma r ea n a l y z e db yc l a s s i c m e c h a n i c sa n dc o m p u t e rs i m u l a t i o nt e c h n o l o g yi nl i n ew i t hd e s i g nt h e o r y b a s e do n t h e s ea n a l y s e s ，r e a s o n a b l ei m p r o v e m e n t sa r ep r o p o s e d p o w e ro fm o t o rw i l l b e e x p a n d e df r o m6 4 0 0 k ww i t hd i r e c tc u r r e n tt o7 0 0 0t o8 0 0 0 k ww i ma l t e r n a t i n g c u r r e n ts ot h a tr o l lt o r q u ew i l lb es t r e n g t h e n e dt om e e tt h en e e do f p r o d u c t i o nu n d e rt h e s a m er o l l i n gv e l o c i t y b yd e c r e a s eo ft h i c ko ft o p 、m i d d l e 、d o w nb u s h , t h ec e n t e r d i s t a n c eo f h e r r i n g b o n eg e a ri sc u td o w n ，n u m b e ro f g e a ri sf r o m2 2t o2 5 ，t h ea c c u r a c y m a n u f a c t u r eo fg e a ri sf r o ml e v e l8t ol e v e l7 ，m o d i f i e do fs h a p eo fg e a r ；p r o p e r l y i n c r e a s eo fg e o m e t r yd i m e n s i o no fl e f ln o t c hi sf o re n h a n c eo fs t r e n g t h ，w h i c hi sa d a p t t ot h ei n c r e a s eo f p o w e rm o t o r k e y w o r d s ：m a i nt r a n s m i s s i o ni nr o u g hm i l l ，m o d i f i c a t i o no fe l e c t r i cm o t o r , s t r e n g t h a n a l y s i s ，f i n i t ee l e m e n t 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取 得的研究成果。据我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文 中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得重废友堂 或其他教育机构的学位或证书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本 研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示谢意。 学位论文作者签名：签字日期：年月 日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解 重废太堂有关保留、使用学位论文的 规定，有权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘，允许 论文被查阅和借阅。本人授权重废太堂可以将学位论文的全部或部 分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段 保存、汇编学位论文。 保密() ，在年解密后适用本授权书。 本学位论文属于 不保密( ) 。 ( 请只在上述一个括号内打。4 ”) 学位论文作者签名：导师签名： 签字日期：年月日签字日期：年月 日 重庆大学硕士学位论文1 绪论 1 绪论 1 1 课题的提出及意义 某厂2 8 0 0 粗轧机是我国上个世纪自行设计、制造的轧制设备，是该厂的大型 关键设备。由于这套轧机受当时设计能力的限制，加之近年来产量的增加，使轧 制负荷增大，轧机主传动系统显得薄弱，系统发生故障的频率很高。 目前2 8 0 0 粗轧机主传动系统在轧制过程中存在轧制力矩不足，电机电流过大， 制约了生产的正常进行。为了提高2 8 0 0 热粗轧机的轧制能力，增强产品的市场竞 争力，拟将其主传动系统进行改造，将目前2 8 0 0 粗轧机主传动系统电机功率由目 前的6 4 0 0 k w ( 直流电机) 提高到7 0 0 0 - 8 0 0 0 k w ( 交流电机) ，在轧制速度保持不 变的前提下，增大轧制力矩以满足生产的需求。主电机的扩容改造，轧制力和轧 制力矩将进一步增大，而轧机组主传动系统受到轧机牌坊和轧机工作辊的尺寸的 限制，其人字齿轮箱、上下接轴等机械部分不会有太大的改变，主传动系统的机 械部分将成为整个轧制线上最薄弱的环节，需要对主传动系统的关键零部件强度 是否能满足? 薄弱环节出现在哪些部位? 需要采取怎样的相应措施改进结构或几 何尺寸以加强其零部件强度等问题，减少故障发生的频率，降低成本，具有重要 的工程实际意义和巨大的经济效益。 国内外轧机主传动系统在生产过程中曾多次发生一些传动零件的破坏。近几 年来，国内大型轧机出现过十几起严重事故，损失巨大。除少数事故是因为设备 缺陷和失效造成的外，主要是因为轧机产生各种振动而引起的，在轧机系统中， 常发生的振动有：主传动系统的扭转振动，轧件、轧辊和机架的铅垂方向及轴向 振动等。其中，扭振的危害主要有以下四种：( 1 ) 使传动系统的零部件产生疲劳失效， 严重时发生突然断裂；( 2 ) 与机架辊系系统的铅垂方向振动耦合，使产品厚度出现 波动从而影响产品质量；( 3 ) 与驱动电机的电气系统振荡相耦合，产生机电共振； ( 4 ) 扭振会引起系统工作不稳定，还会产生很大噪音，污染环境。 社会对轧制品数量的需求越来越大，对质量的要求越来越高；同时，随着工 业技术的进步，轧制设备向大型化、高速化、自动化、高精度方向发展。在建造 现代化轧机的同时也对老式轧机进行以强化和高效为目的的技术改造。这样一来， 轧制过程中的巨大动载及其动态效应也就更加日益突出，主传动系统零部件断裂 事故时有发生。在高生产率的现代化轧钢生产线上，每次事故的发生都会造成巨 大的经济损失。美国某钢铁公司钢铁厂的一台初轧机，在1 9 7 2 年一年内，断了5 根 万向接轴，每断一根轴至少要停产1 6 d 时。1 9 8 9 年1 0 月，武汉某钢铁公司热轧厂 在大修期间，发现r 2 ，r 4 粗轧机万向接轴接头上有明显的疲劳裂纹。1 9 9 8 年1 2 月， 重庆大学硕士学位论文 1 绪论 济南某钢铁集团总公司3 2 0 0 m m 粗轧机的万向接轴扁头发生突然断裂，造成停产1 6 小时。1 9 9 9 年3 月，武汉某钢铁股份有限公司轧板厂2 8 0 0 四辊轧机下辊万向接轴靠 轧辊一侧的十字轴式万向联轴器的十字轴发生断裂。在2 0 0 0 年1 2 月，该中板厂2 8 0 0 四辊轧机主传动系统上、下辊万向接轴靠轧辊一侧的十字轴式万向联轴器的辊端 接头瞬时相继发生断裂。2 0 0 5 年1 月，武汉某钢铁公司热轧厂轧机主传动轴发生断 裂。 众所周知，直流调速系统控制稳定，精度高，动态响应快；但直流调速也存在 致命的弱点，整流子需要换向。过高的d v d t 限制了换向速度，直流电机的电压不 可能高。所以直流电机的体积比较大；需要定期保养与维护，不能工作在潮湿与腐 蚀及高粉尘的环境。交流电机可以工作在任何场所，维护量小，体积小。随着矢 量控制理论及自适应控制理论的提出与完善，以及功率器件、集成芯片的快速发 展，如m o s f e t 、g t r 、i g b t 、g t o 、i e g t 、i g c t 的功率器件的出现，容量大、 开关频率高，交流调速得到飞跃的发展。无论从控制精度，系统的动态响应等， 交流调速都可以达到甚至超过直流调速。 交流电动机比直流电动机结构简单，维护方便，成本低。但由于交流变频调 速装置昂贵及调速性能差，长期以来，在轧机主传动领域一直是直流传动占统治 地位。随着电力电子技术的发展，这种状况发生了根本的变化。与直流调速相比， 交流调速用变频装置增加的成本已被采用的交流电动机而节约的成本所补偿。采 用矢量控制新技术后，交流调速的性能也能做到与直流一样甚至更好。因此，在 我国的初轧机，热连轧粗轧机等可逆轧机中已逐步采用该技术取代传统的大功率 直流调速装置。 因此，在对2 8 0 0 热粗轧机电动机进行扩容改造的同时，对轧机主传动系统的 承载能力进行分析，找出主传动系统的薄弱环节，并提出具体改造措施，以适应 电机扩容改造的需求，具有重要的理论意义和工程实用价值。 1 2 轧机主传动装置简介 1 2 1 轧机主传动装置组成 2 8 0 0 热粗轧机的主传动装置的作用是将电动机的运动和力矩传递给轧辊。主 传动装置由齿轮座、连接轴和联轴节等部件组成。轧机轧制装置由上下轧辊、上 下支撑辊、轴承、座轴承、压下螺丝、压下螺母等组成，通过驱动压下螺丝，完 成压下动作。轧机主传动装置的作用是将电机的运动和动力传递给轧辊。电机的 运动和动力通过主联轴节、齿轮座和连接轴传递给工作轧辊如图1 1 所示。 2 重庆大学硕士学位论文 1 绪论 万翔接轴 轧件 图l 1 轧机主传动装置简图 f i g 1 i s l r u c t u r eo f t h em a i nt r a n s m i s s i o ni nr o u g hm i l l 齿轮座当工作机座的轧辊由一个电动机带动时，一般采用齿轮座将电动或 减速机传来的运动和力矩分配给两个或三个轧辊。对于两棍或四辊轧机，齿轮的 布置形式是下齿轮为主动；在型钢轧机中则采用中间齿轮为主动的形式。 在电动机功率较大的初轧机、板坯轧机、钢板轧机上，往往不采用齿轮座， 而用单独的电机分别驱动每个轧辊。 连接轴轧钢机齿轮座、电动机的运动和力矩，都是通过连接轴传递给轧辊 的。轧钢机通常用的连接轴有万向接轴、梅花接轴、联合接轴和齿轮接轴等。 连接轴的类型主要根据轧辊调整量和连接轴允许倾角等因素来确定。对于轧 辊调整量较大的初轧机、厚板轧机等，连接轴倾角达到8 1 0 0 ，一般采用万向接轴； 型钢轧机般采用梅花接轴或联合接轴；速度较高的小型轧机和线材轧机，由于 要求能在高速度下平稳可靠地运转，一般采用齿式接轴或弧面齿型接轴；如果要 求的倾角或传递的扭矩较大时，则采用万向连接轴。 为了不使连接轴重量全部作用在轧辊和齿轮座轴( 或电动机轴) 上，以及为 了减轻连接轴铰链部分的磨损，在轧辊直径大于4 5 0 - - 5 0 0 毫米的轧钢机主传动系 统中，一般还装有连接轴平衡装置。 联轴节( 器) 联轴节是用来连接电动机与齿轮座，目前，应用最为广泛的 联轴节是齿式联轴节。 在轧钢机运转时，齿轮联轴节往往要承受较大的轴向负荷，有时会挤坏外齿 套密封盖的连接螺钉，并导致密封圈损坏而漏油，齿面磨损也较严重。因此，在 设计重型齿轮联轴节时，应尽可能加大密封盖连接螺钉的直径。此外，在某些带 有飞轮的轧钢机主传动装置中，还装有安全齿式联轴节。近年来，在有的轧钢机 主传动装置中，已开始采用棒销联轴节。 1 2 2 轧钢机主传动装置类型 单机座轧钢机主传动装置类型 重庆大学硕士学位论文1 绪论 单机座轧钢机主传动装置主要有以下几种：一台电机驱动轧辊的轧钢机；由 两台电动机单独驱动两个轧辊的轧钢机；由一台电动机通过齿轮机座驱动轧辊的 轧钢机；由两台电动机和一台减速机驱动两个轧辊的轧钢机；单辊驱动的二辊轧 钢机。 多机座( 或多列式) 轧钢机主传动装置类型 多机座( 或多列式) 轧钢机一般是不可逆式轧机，往往采用集体驱动，由一 台电动机减速机和齿轮座传动若干架工作机座的轧辊。多机座( 多列式) 轧钢机 主传动装置类型有以下几种：在轨梁、型钢和线材轧机以及二辊薄板轧机中采用 多机座横列式集体驱动的轧钢机；在线材轧机的中轧盒精轧机列中采用双列多机 座集体驱动的轧钢机；在钢坯、型钢和线材等连续式轧机中采用单机座多列式集 体驱动的连续轧钢机。 1 3 轧机主传动系统的研究方法及其应用 1 3 1 传统的分析方法 对于机械设备重要零、部件的断裂事故分析，传统的方法主要有以下几种：1 ) 用材料力学的方法对破坏零件进行强度校核，分析其强度性能是否满足设计要求； 2 ) 检查设备是否过载。对轧钢机主传动万向联轴器而言，即是检查其工作时传递 的扭矩是否超过原设计许用最大扭矩。具体方法主要有两种：( 1 ) 检查轧机工作 时各种监测记录数据( 若轧机装备有设备监测系统) ；( 2 ) 在与万向联轴器十字轴 断裂时相同的工况下进行扭矩实测。( 3 ) 分析断裂零件的材料性能，包括断裂零 件断口宏观观测分析、零件材料成分分析、材料机械性能分析及金相组织分析， 可检查零件的制造质量是否达到设计要求。 1 3 2 传统分析方法的局限性 以上三种传统的分析方法均存在一定的局限性。1 ) 仅从某一个侧面对事故进 行了分析。三种传统的分析方法只是分别对设备寿命周期中的“设计”、“制造”、“运 转”中的某一环节进行了事故原因的查找。事实上，对某一具体的零、部件而言， 很可能不止一个环节上存在隐患。如果单纯采用某一种方法进行零、部件断裂事 故分析，很难准确地判断事故发生的主要原因，或者极易漏掉其它隐患的消除。2 ) 上述方法本身亦有其局限性。例如，用材料力学方法对机械零件进行强度校核， 是在对该零件结构、载荷分布等因素进行了某种简化的基础上进行的。轧机万向 联轴器十字轴结构、载荷状况均较复杂，过多的简化可能导致计算误差极大甚至 错误的结果。3 ) 以校核零件强度是否满足设计要求在分析事故深层次原因上亦受 到局限。例如，设计单位的“设计要求”是否达到了用户对设备性能的要求，作为该 零件设计依据的各项参数选取是否合理等，理应列为设备事故分析的重要内容之 4 重庆大学硕士学位论文1 绪论 一。4 ) 找出设备事故原因的目的在于采取某种( 些) 改进措施，由于传统分析方 法的上述局限性，很可能导致所采取措施的片面性，其结果可能使该设备性能在 某一方面得到了改善，但设备其它方面的隐患甚至造成设备破坏的主要原因并未 从根本上消除。 1 3 3 本课题采用的研究方法 在结构的强度分析方面，这些年来出现了许多新理论、新技术、新方法，其 中，有限单元法以其独特的优越性得到了日益广泛的应用随着计算机技术的发展 及各种相关程序的开发、拓展，应用范围日趋广泛尤其在强度分析方面，克服了 经典材料力学方法在工程应用上的种种局限。国内不少单位用有限元法对轧机主 传动系统强度进行过分析与研究，取得了令人满意的结果。 本课题采用现代综合分析技术，即同时采用经典材料力学理论、计算机仿真 分析技术、设计理论分析技术等现代分析手段，对轧机主传动系统的各个关键零 部件进行深入全面的分析研究，提出合理的改进方案，以期从根本上全面消除事 故隐患。 1 ) 采用现代设计理论分析方法，对事故“源头”a p s l 机改造设计环节进行分析研 究，重点分析改造设计各种参数的选取是否合理。 2 1 采用现代结构计算机仿真分析技术与传统材料力学计算相结合，用三维有限 单元分析方法，对轧机主传动系统的各个关键零部件的结构、载荷等方面全面仿 真模拟分析，掌握其应力、应变、变形等参量的大小及分布规律。 3 ) 采用现代虚拟零件设计分析技术，在以上分析结果的基础上判明事故原因 并提出改进设计方案。对拟改进的各种方案用三维有限元法进行虚拟分析。优选 最佳改进设计方案。 1 4 本文开展的主要工作 国内为对轧机主传动系统研究做了大量的工作，但由于轧机系统的复杂性以 及轧机工作条件的多变性。迄今为止，在建立能确切模拟轧机系统模型方面还有 大量问题有待于解决，并且轧钢机类型繁多，其建模和计算工作量是十分繁重的。 由于2 8 0 0 车l 机在的重要性及主传动系统在电机改造后可能会成为整个轧机系统的 薄弱环节，基于以上原因，本文开展以下工作： ( 1 ) 对齿轮座( 包括人字齿齿轮、轴、轴承、箱体地脚螺栓等) 强度利用常 规的材料力学计算方法进行了理论计算，以校核其强度在各种载荷工况下是否能 满足改造要求； ( 2 ) 应用c a t i a 软件对扁头、叉头和接轴体进行三维实体建模； ( 3 ) 应用a b a q u s 有限元分析软件对扁头、叉头和接轴体进行了有限元分 5 重庆大学硕士学位论文 1 绪论 析，得出在各种载荷工况其强度是否满足改造要求； ( 4 ) 对上述分析计算结果进行综合分析，提出改造是否可行的结论，并针对 改造过程中主传动系统存在的问题及系统薄弱环节，提出改造的意义及建议，为 改造的实施提供一些依据。 6 重庆大学硕士学位论文2 人字齿轮座强度分析计算 2 人字齿轮座强度分析计算 2 1 齿轮座的特点和型式 齿轮座是用来将电动机或主减速机的扭矩传递分配给轧辊。齿轮座传递的扭矩 较大，但其中心距a 却受到轧机轧辊中心距的限制，因此，齿轮座的齿轮一般具有 较少的齿数z 、较大的模数所。和齿宽b 。齿数z 为2 0 - - 4 0 ，模数m 。为8 - 4 5 ，齿宽 系数b a 为1 6 ( 窄型) 、2 0 ( 中型) 和2 4 ( 宽型) 。考虑到齿宽太大会引起传动条 件的恶化，齿宽系数都不会大于2 4 。实践表明，大型齿轮座的破坏主要是由早期点 蚀、齿面剥落或塑性变形等因素引起的，很少是弯曲折断。所以，在保证弯曲强度 的条件下，齿的模数不宜选得过大，过大的模数不利于提高齿的接触强度。 齿轮轴由齿轮轴、轴承、轴承座和箱体组成。由于齿轮座传动比为1 ，齿轮节 圆直径d 。等于齿轮座中心距a 。由于齿轮座的齿轮直径小、齿宽大，往往与轴做 成整体，成为齿轮轴。齿轮的圆周速度为5 2 0 m s ，有的甚至更高，一般都采用人 字齿轮，齿的螺旋角为2 8 3 5 。齿轮轴常用的材料为4 5 、4 0 c r 、3 2 c r 2 m n m o 、 3 5 s i m n 2 m o v 、4 0 c r m n 2 m o v 等。除少数负荷较轻的齿轮座采用软齿面的齿轮轴 外，大多数齿轮轴因齿面接触应力很高，应选用硬齿面的齿轮轴，齿面淬火硬度 为h b 4 8 0 5 7 0 。 齿轮座箱体分为高立柱式、矮立柱式、水平剖分式和垂直剖分式四种如图2 1 所示。高力柱式拆分方便，矮立柱式的高度比第一种型式要小，但如采用滚动轴 承时，箱盖容易磨损。这两种型式的主要优点是箱体刚性和密封性好，不易漏油， 工作稳定可靠。但是其重要和外形尺寸较大，对某些中小厂在制造上有一定困难。 对于后两种型式，都采用剖分式箱体，每个分箱体重量小，容易加工。但是，由 于其分箱面和联结螺栓多，往往容易漏油。 图2 1 齿轮箱体型式 f i g 2 1t y p e so f g e a r b o xh o u s i n g a 一高柱式；蝴立柱式：谳平剖分式；正垂直剖分式 h i g hc o l u m n b d o wc o l u m no - - - h o r i z o n t a l - s p l i t d - - - v e r t i a l - s p l i t 7 重庆大学硕士学位论文2 人字齿轮座强度分析计算 2 2 人宇齿轮座强度分析计算 按照改造的要求结合人字齿轮的具体实际，拟对人字齿轮座的齿轮、轴、轴 承及箱体地脚螺栓等零件强度进行计算。各工况条件下计算轧制扭矩为： 1 ) 按照目前电机的功率2 3 2 0 0 = 6 4 0 0 k w 和额定转速5 0 r p m ，主传动系统传递 的最大扭矩为6 1 1 4 7 1 0 6 n - 小册： 2 ) 按照目前电机的功率2 3 2 0 0 = 6 4 0 0 k w 和额定转速5 0 r p m ，考虑主电机1 5 秒的过载，过载系数2 5 时，主传动系统传递的最大扭矩为1 5 2 8 6 8 1 0 6 n t n m ； 3 ) 考虑电机的功率取7 0 0 0 1 c w 和额定转速5 0 r p m 时，主传动系统传递的最大 扭矩为6 6 8 8 1 0 6 n m m ； 4 ) 考虑电机的功率7 0 0 0 k w 和额定转速5 0 r p m ，考虑主电机1 5 秒的过载，过 载系数2 5 时，主传动系统传递的最大扭矩为1 6 7 2 0 x 1 0 6 n t i m ； 按照上述各工况下所传递的最大扭矩，分别对人字齿轮座的齿轮、轴、轴承、 及箱体连接螺栓等零件强度进行计算。 2 2 1 人字齿轮强度计算 1 已知条件 人字齿的齿数z 。= z ：= 2 2 ，模数m 。= 3 9 ，螺旋角= 3 0 。5 4 2 6 。，压力角为 = 2 0 。，齿顶高系数h ：= 1 ，径向间隙系数c ：= 0 2 5 ；齿宽b = 8 0 0 m m ；齿轮的 精度等级8 级。齿轮轴材料：3 2 c r 2 m n m o ，机械性能：o b 芝8 0 k g f n u n 2 ， o s 5 5 k g f m m 2 ，h b = 2 2 9 2 8 5 ，表面淬火h r e 4 8 5 5 ；计算轧制扭矩 t n = 1 5 6 x 9 8 x 1 0 3 = 1 5 2 8 8 1 0 3 n m ；f t = 2 0 0 0 t n d = 3 0 5 7 6 x 1 0 3 n 。单个齿所受 的力为f t ，= f t 2 = 1 5 2 8 8 x 1 0 3 n ，材料的热处理工艺是调质并经表面淬火，其接 触疲劳极限，材料的热处理工艺是调质并经表面淬火，其接触疲劳极限取为： 盯i = 1 2 0 0 n m m 2 ；弯曲疲劳极限取为：a f l h = 3 4 0 n m m 2 。现对第一种工况 进行计算。 2 齿形基本参数计算 端面模数m tm 。= m c o 妒= 3 9 c o s 3 0 9 0 7 2 3 = 4 5 4 5 4 5 4 端面压力角a t 口t = a r c t g ( t g a 。e o s p ) = a r e t g ( t 9 2 0 。e o s 3 0 9 0 7 2 3 ) = 2 2 9 8 7 。 分度圆直径d d = m z = 4 5 4 5 4 5 4 2 2 = 1 0 0 0 基圆直径d bd b = d c o s a t = 1 0 0 0 x c o s 2 2 9 8 7 = 9 2 0 5 9 3 5 周节pp 。= 莉。= 1 2 2 5 2 2 ，p t = 御t = 1 4 2 7 9 9 6 8 重庆大学硕士学位论文 2 人字齿轮座强度分析计算 基圆周节p 。 齿顶高h 。 齿根高h ， 齿项圆直径d 。 齿根圆直径d ， 齿数比 齿顶压力角口。 端面重合度占。 pb t = p t c o s 口t = 1 3 1 4 6 0 4 h a m 。= 3 9 h f = ( h ：n + c ：) m 。= 4 8 7 5 d 。= d + 2 h 。= 1 0 7 8 d f = d 一2 h f = 9 0 2 5 = z 2 z l = 1 口m = a r c c o s ( d 6 d 。) = 3 1 3 5 2 5 气= 一 z l ( t a n a “一t a l l m ) + z 2 ( t a n a a a t a n a t ) 】= 1 2 9 5 9 3 _ 厶石 轴向重合度和和= b s i n f l 。_ 3 3 5 3 8 4 总重合度占，占，2 气+ 勺= 4 6 4 9 7 7 当量齿数z 。z ，= z c o s 3 = 3 4 8 3 0 6 3 齿轮接触强度校核 1 ) 使用场合系数k 使用场合系数k 。是考虑啮合外部因素引起的动力过载影响系数。对于轧机， 考虑到其原动机是均匀平稳冲击，工作机工作特性是较为严重冲击，一般取 k a = 1 7 5 。 2 ) 动载系数疋 动载系数k ，是考虑大小齿轮啮合振动产生的内部附加动载荷影响的系数。 a ) 因为齿轮的制造精度为8 级，单齿刚度c 7 及轮齿啮合刚度c ， c = 二= = i ；= = _ 一= 1 6 9 2 1 n r a m , a n。q o 0 4 7 2 3 + 竺：! 堕! + 0 2 5 7 9 1 z v lz 记 c r = d o 7 5 4 + o 2 5 ) = 2 0 6 7 7 n m m 。i n n b ) 诱导质量研“ = 詈鲁尸! 主= 詈穗尸竿= 1 7 3 7 k g m m ( 1 - q ：) at 、) p 2 p c ) 临界转速n 日 9 重壅盔堂堡主兰垡丝塞 ! 兰堕丝壅塑壅坌堑盐簦 3 d j 0 3 2 百 = 1 4 9 7 5 9r p m d ) 临界转速比n n ：三l ：5 0 1 4 9 7 5 9 ：o 0 3 3 n e i e ) 其他系数 c v 1 = 0 3 2 = 器- o 1 3 1 驴而0 0 9 6 钏2 2 一= 监f t k 4 b = 案茅一o ， 驴急- o 州s ，风= ， f ) 系数e 的计算 因为n 1 ，所以k 印= l + 。5 百f * c r = 1 4 5 2 3 4 ) 齿间载荷分配系数k h 。 旷2 ，k h 。一o 川4 乎堂f t k a k 盟v k h p b 乩m 6 5 ) 节点区域系数z 。 耻露= 盔屯z 6 ) 弹性系数z e z e = 1 8 9 8 7 ) 重合度系数z 。 z 。= 仁一o s 蚪 8 ) 螺旋角系数：z f = c o s 卢= 0 9 2 6 3 9 ) 寿命系数：z n = 1 l o ) 润滑剂系数z l v s o = 3 0 , c 。= ! 尘互专苎翌。8 + 。8 3 = 。9 1 z 。- c l + 函4 ( 1 - 再c l ) - o 州 o 2 + i ) 2 考虑到该齿轮作采用了极压润滑油，并且齿轮的表面进行了淬火，将计算系 数乘以1 1 ，即 z l = o 9 3 4 x 1 12 1 0 3 1 1 ) 速度系数z 。 v = ( 5 0 x 2 石6 0 ) o 5 = 2 1 m s ，c v = o 8 5 + 譬o 0 8 = o 9 3 重庆大学硕士学位论文 2 人字齿轮座强度分析计算 1 2 ) 粗糙度系数z 。 r z l = r a = s s ，r 。= 学 = 3 9 4 5 因为- 1 2 0 0 n 触2 ，取c a - 0 1 2 + 訾钮0 8 z 。= 亡，一o - ，s 1 3 ) 硬化系数z 。= 1 1 4 ) 尺寸系数z ；= 1 1 5 ) 计算接触应力 仃h 。z h z e z f z 4 = 2 2 1 x 1 8 9 8 xo 8 7 8 4 x q6 1 1 4 7 x 1 0 3 2 l 7 5 l 0 1 2 l 4 5 2 3 l 1 9 2 6 ：7 39 0 4 3 n n l 【1 1 2 1 0 0 0 x 8 0 0 1 6 ) 许用接触应力 = 纽等笋丝= 盟些鼍竽业型= 1 1 6 8 8 8 5 n r a m 2 因为仃。 盯。，故接触强度能够满足强度要求 计算安全系数为 s h = ! 坚堑兰! 兰兰! 兰! 兰! 圣5 ：! ! ! ! ：! ! ! 盯h 7 3 9 0 4 3 = 1 5 8 2 n ：舆。哪；k r p = ( k 邶) n = 1 3 9 4 7 杏划8 9 1 5 ； 2 ) 齿间载荷分配系数 k f 。= k h 。5 1 1 9 2 6 3 ) 齿形系数 h k20 1 2 重庆大学硕士学位论文 2 人字齿轮座强度分析计算 e = 4 n 4n - h m 锄即( 1 咖兰5 3 9 4 r r - 1 2 5 x3 9 x 锄o o - m s t 删芝墨孑吒s - g ：盟坠；o 8 7 m n m n 风= f l j c , 0 0 s i l - ( s i n f l c o s a ) 2 = 2 8 8 6 h = 丢呼一卿7h 2 瓦( - 。i ) 了一o 9 6 0 7 0 = ( 2 g z 。) t a n 0 一h 舭去钮9 1 5 1 。云 0 3 = 0 8 9 8 3 0 4 = 0 8 9 8 0 0 5 = 0 8 9 8 0 = 5 1 4 5 1 6 0 ，即得0 = 5 1 4 5 1 6 o 鼍_ z v 咖c 和+ 打岛- 冬屯埘 i p f = i p , o + 磊面2 g 2 mc o s o zc o s 翮0 2 g = o 5 3 9 l m 。， 2 j = a s e ，铆朋s s ，。：导要+ 加1 ，口，矗l v a 。：3 1 7 5 3 ，d = i i + 2 甩v 口f 7 l v a 甜= j 17 ，j 口f n = 口d 心2 2 4 5 1 3 5 m h i 。e = i 1 耐z 瓦c o s t a t 妒z v 【1 一( 弘】品+ 等) 彻3 风= 蜘( 去娜同2 0 4 1 口f “= a r c t a n ( t a n a v h c o s p f o ) 52 1 3 0 7 7 1 3 重庆大学硕士学位论文 2 人字齿轮座强度分析计算 b = 嚣h i e 乩6 s 2 4 ) 应力修正系数 y i 邓2 + 叫3 司s f a 舞) 丽i ) 1 4 2 1 5 2 1 9 4 8 6 2 去_ 1 8 4 5 5 ) 螺旋角系数 y p2 0 7 5 6 ) 相对齿根圆角敏感系数 因为1 5 芸4 ，所以k r r = 1 6 7 4 - 0 5 2 9 ( r z + 1 ) “= 1 o l 7 ) 尺寸系数 y x = o 7 5 8 ) 应力修正系数 y s t22 0 9 ) 计算齿根弯曲应力 d - ，= 。f - - 生。- t 。k a k v 足邛置。y ，珏：i ：器t 7 s o 2 - s ，4 ，2 a x t 6 6 2 1 8 4 5 6 0 7 5 = 1 3 2 7 7 1 n m 1 0 ) 许用齿根弯曲应力 口。；! 墅显k 兰业：坚兰旦：塑：! ：旦三! 兰! 兰丝型卫：3 2 9 n i ，m m ： 。印 s 陆 1 2 5 因为c r f ，故弯曲强度能够满足要求。 其安全系数为： 刁专o s f - 生坚学以蛳 同理，其它各种载荷工况下齿轮的接触强度和弯曲强度计算结果见表2 1 所 1 4 重庆大学硕士学位论文2 人字齿轮座强度分析计算 表2 1 各种工况下齿轮的接触强度和弯曲强度 t a b l e2 1c o n t a c ts t r e n g t ha n df l e e t u r a ls t r e n g t hi nd i f f e r e n tw o r k i n gc o n d i t i o n s 工况条件工况一工况二工况三工况四 许用接触应力盯脚( m p a ) 1 1 6 8 8 8 5 1 1 6 8 8 8 5 1 1 6 8 8 8 51 1 6 8 8 8 5 齿轮接触 c r h ( m p a ) 7 3 9 0 41 0 8 8 9 67 6 5 0 41 1 2 8 5 5 应力 安全系数s 。 1 5 8 21 0 7 31 5 2 8i 0 3 5 许用弯曲应力仃印( m p a ) 3 2 9 73 2 9 73 2 9 73 2 9 7 齿轮弯曲 盯f ( m p a ) 1 3 2 7 72 8 7 3 81 4 2 2 43 0 8 9 8 应力 安全系数s 。 3 1 0 71 4 3 4 2 8 9 71 3 3 4 从上面的结果来看在四种工况下人字齿的接触强度和弯曲强度基本上能够满 足要求，但在第二和第四种工况下接触强度的富裕量很小，特别当主传动系统出 现偏载及扭振时齿轮很有可能发生点蚀或者胶合而产生剥落的现象，因此需要注 意齿面的润滑状况，以防止齿面点蚀的发生，以提高其接触强度。 2 2 2 齿轮轴强度计算 对齿轮箱输入轴进行受力分析，如图2 2 所示。 图2 2 人字齿轮输入轴受力图 f i g 2 2f o r c e sa p p l i e dt 0i n p u ta x l ew i t hh e r r i n g b o n eg e a r a ) 齿轮上的作用力 只= 6 1 1 4 7 0 n e=等=业黧掣=2594115cosc o s 3 0 9 0 7 。 口 o一 只= e t a n p = 2 5 9 4 1 1 5 t a n 3 0 9 0 7 。= 1 5 5 2 9 7 6 n 可巷李 重庆大学硕士学位论文 2 人字齿轮座强度分析计算 b ) 力矩计算 输入轴水平方向受力示意图如图2 3 所示 图2 3 输入轴水平方向受力示意图 f i g 2 3f o r c e sh o r i z o n m h ya p p l i e dt oi n p u ta x l e f t i l l + k ( l i + l 2 ) = f m l 3 ，其中，l l = 7 9 0 m m ，l 2 = 1 1 9 0 m m ，l 3 = 2 7 7 0 m m f m = f t t l 1 + f a 了( l 一1 + l 2 ) = 6 1 1 4 7 0 n ；f h l - = 6 1 1 4 7 0 n 左端所受的最大弯矩为： m h = f m ( l 3 一l 1 一l 2 ) = 6 1 1 4 7 0 7 9 0 = 4 8 3 0 6 1 3 1 0 8 n 衄 如图2 4 所示其弯矩图： 图2 4 输入轴水平方向弯矩图 f i g 2 4 h o r i z o n t a lb e n d i n go f i n p u ta x l e 输入轴垂直方向的受力示意图如图2 5 所示 1 6 重庆大学硕士学位论文 2 人字齿轮座强度分析计算 图2 5 输入轴垂直方向受力示意图 f i g 2 5f i g 2 3f 0 嘴v e r t i c a l l ya p p l i e dt oi n p u ta x l e 同上面的计算可得：f v l = k = f r i = k 一2 5 9 4 1 1 5 所受的最大弯矩为：m v = f v l x l l = 2 5 9 4 1 1 5 x 7 9 0 = 2 0 4 9 3 5 0 8