立磨机减速装置整体式建模设计方案.doc

立磨机减速装置整体式建模设计方案1 引言1.1 立磨减速机的研究现状和研究意义立磨减速机是立磨机的核心部位，立磨机的主要特点是：耗电量低、粉磨效率高、系统机构简单、入磨力度大、烘干能力强、产品细度便于调控、化学成分也容易控制，比且它的噪声低、漏风少、占地面积小、投资少。这就使立磨减速机越来越受到所有水泥行业的重视，国家上，已经有许多家公司相继推出各种型号的立磨机，在国内，大多数水泥厂也采用立式磨机。立磨减速机是驱动磨盘转动的驱动装置，位于立式磨机的下部。它是磨机传动的心脏部分，磨料的碾压就是依靠立磨减速机驱动的，实现连续的碾压过程，在碾压的过程中，磨辊上所施加的压力，也是通过减速机最后传到机座地基中去的。由于立磨的规格不同，其所需的转矩和轴向压力也不同。大型立磨减速机(4200kW及以上)，且日常达到5000吨的水泥生产线的关键设备，过去相当长的一段时间内需要进口，进口的主要公司有德国FLENDER，瑞士MAAG,丹麦SMITH、日本SEISA等等。2005年以来，我国有几家企业也对立磨减速机进行了研制和开发，如重庆齿轮有限责任公司、南京捷力齿轮箱技术有限公司以及南京高精传动设备制造集团有限公司。由此可见，不管是从用户效益、制造商效益及社会效益考虑，立磨减速机的研制都应该很有意义，尽早的开发和占领国内的大型立磨减速机的市场，对任何一个企业都有巨大的价值和意义。本文设计的是5.6m的立磨机的减速装置，其加载和自重构成的压力可达到650吨，考虑到工作时的动载荷，最大压力可达到1900吨。本文设计的5.6m的立磨机的减速机也应该算是立磨减速机中的大规格型号了。2 立磨减速机的总体设计思路和结构特点2.1 设计方案的总体结构特点 随着水泥工业设备大型化的提高，立磨机的规格也不断再增大，与之配套的立磨减速机的功率也随之加大，结构和性能也都有了更高的要求。根据减速机传动功率的大小，一般可以把立磨减速机分为四代：第一代是首级为锥齿轮，后面加上两级的圆柱齿轮副的立磨减速机；第二代是首级为锥齿轮，后面加上一级的行星齿轮的立磨减速机；第三代是指首级为锥齿轮，后面加一级圆柱齿轮副再加上一级行星齿轮副立磨减速机；第四代是非凡和弗兰德两公司合作开发的DMGV 减速机，此种传动方式的有点在于立磨减速机箱体不承担磨盘的压力。目前在我国大都采用第二、三代减速机，通过运用人字齿自动找中的特点，两对螺伞可以分担受力，这样就解决了大规格螺旋伞齿轮的难题，同时输入轴的两端采用内圈滑动的圆柱滚子轴承，这样就便于自动找中，比且所有的分流级齿轮都采用齿形、齿向修形，齿轮精度定为5 级，可满足传递3 500 5 400 kW等大功率的要求。本次设计的5.6m立磨减速机的传动特点：采用了锥齿轮+斜齿圆柱齿轮+行星齿轮三级传动，减速机与磨机融合为一体，其中输出法兰直接与磨盘相连，这样就可以更大的来传递扭矩，同时减速机也可以承受来自磨辊的压力。2.2 立磨减速机的工作原理图2-1 立磨减速机剖示图如图2-1所示，通过电机、联轴器和键联的结带动水平布置的螺旋锥齿轮轴转动，这样螺旋锥齿轮副就改变了传动的方向，被动锥齿轮安装在圆柱齿轮轴1上面。第二级减速装置是圆柱齿轮轴1与第二级大齿轮相互啮合，大齿轮通过键联结带从而动齿轮轴2运动。齿轮轴2通过双联齿套带动行星轮系的传动，行星传动类型为ZK-H，其中的太阳轮为两端有齿的齿轮轴，太阳轮的布置是浮动形式，这样可以使行星轮间载荷分配均匀。太阳轮与行星齿轮相互啮合，行星齿轮被安装在行星架上，其中行星齿轮啮合的内齿圈被固定在箱体上，这样，通过行星架转动，行星架通过圆柱销和螺栓就可以带动输出法兰作旋转运动，这样也就实现输出扭矩以及磨盘旋转运动。图2-2 三维装配图2.3 5.6m立磨主减速机技术参数序号 名称。 5.6m立磨主减速机1 电机功率(KW) 43002 输入转速(rpm) 9903 输出转速(rpm) 22.044 减速机速比 44.9035 轴向载荷KN F=65606 最大轴向载荷KN Fmax=189007 油量(L) 40008 减速机转动惯量 77.2Kgm29 减速机重量(t) 105表 3.15.6m立磨主减速机齿轮传动参数表中心距(mm) 模数(mm) 齿数 齿宽(mm) 螺旋角 速比第一级 / 22(大端) 21/50 199 / 2.381第二级 940 18 22/80 330 10 3.6364第三级 576 12 37/59/155 250 / 5.18912.4 齿轮模数和齿数的选择原则减速机设计时，已知条件首先是传动的功率P或力矩T，其次是要求的传动速比u。由齿轮接触应力公式可知:由此分析可知，齿轮节圆直径d，和传动要求一定的情况下，小齿轮的齿数与齿轮的弯曲应力成正比，所以在低速重载传动中，由于其能力主要是由轮齿的弯曲强度所决定，故减少齿数，增大模数总体上对传动是有利的。对闭式结构的硬齿面(HB350)的齿轮传动来说，其承载能力主要取决于齿根弯曲强度。另一方面，齿面接触疲劳极限与弯曲疲劳极限的比值大约为2.5一3，所以要达到齿轮轮齿接触强度和弯曲强度的等强度条件，在实际的设计中也要求齿轮选用较大的模数和尽量减少齿数，以提高轮齿的弯曲强度。3 第一级传动部分的设计3.1 设计要求立磨减速机的高速级选用的是锥齿轮传动。锥齿轮副的齿形为螺旋齿，由于国内只能加工模数小于6，直径小于1000克林根贝尔格伞齿轮这样5.6m立磨减速机的锥齿轮就超出了该尺寸的限制，因此我们将齿形改成格里森制，但由于模数较大，磨齿不易实现，我们采取调质精加工后氮化处理的办法，这样齿轮的表面硬度得到了保证，但齿轮的硬化层不如渗碳淬火的齿轮深，装配的精度就不够高，所以齿轮材料选为为38CrMoAI。3.2 锥齿轮传动的分析及设计锥齿轮传动承载能力的设计，应综合考虑齿轮材料、热处理质量、齿轮精度、安装精度、弹性变形、载荷大小及其特征等因素的影响。第一级锥齿轮的设计，可根据计算数据、实验结果及实验经验，初步选择齿轮分度圆直径，再验算其承载能力。目前在经验数据方面有两种方法，分别为根据齿面接触强度和齿根弯曲强度来确定格林森制弧齿锥齿轮小轮分度圆直径的线图。在实际的设计中，可按以上两图选择各自的小轮分度圆直径，然后取其中的较大值。锥齿轮齿数的选择应考虑轮齿强度、寿命和平稳性。对于相同直径的齿轮:齿数少有利于增强轮齿的弯曲强度;齿数多有利于平稳性和接触强度。在初步确定第一级速比时，考虑到05.6m立磨主减速机总速比为44.9，其中本级锥齿轮传动主要起换向作用，应综合考虑设计与制造的相互影响。在实际的设计时选择了速比为2.38，采用格林森制弧齿，主要考虑到如果设计中锥齿轮传动速比选择过大，其结果势必造成模数变大和被动大锥齿轮直径较大，而较大模数的弧齿锥齿轮在国内加工是非常困难的，而后面的传动相对加工要容易实现，因此第一级锥齿轮采用较小速比2.38。强度计算中，其疲劳强度校核计算方法是以锥齿轮齿宽中点处当量圆柱齿轮为计算基础。3.2.1 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数。2）计算小齿轮传递的转矩。3）选取锥齿轮齿宽系数。4）查得材料的弹性影响系数。5) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6) 计算应力循环次数。7）取接触疲劳寿命系数 ，。8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S，得（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。2）计算圆周速度v。3) 计算齿宽b。4）计算载荷系数。根据，6级精度查得动载荷系数；锥齿轮，；查得使用系数；小轮和大轮的支承为一个两端支承一个悬臂，齿向载荷分布系数可按下式计算故载荷系数5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得6）计算模数。3.2.2 按齿根弯曲强度计算 （1）确各定公式内的各计算值1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，齿轮的弯曲疲劳强度极限；2) 取弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S，由次得4）计算载荷系数K。5）查取齿形系数。由公式，可得，由锥齿轮当量齿数的计算公式可得：小齿轮当量齿数，大齿轮当量齿数。由以上数据可查得齿形系数，。6）查取应力校正系数。查得应力校正系数，。7）计算大、小齿轮的并加以比较。 取数值大的。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为标准值，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。大齿轮齿数 分度圆直径，。 这样设计出来的直齿圆锥齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，也避免了浪费。3.3 结构设计及锥齿轮三维建模图锥齿轮作为通用零件采用了参数化建模设计3.3.1 小锥齿轮轴建模图（1） 轮齿的参数化建模图通过草绘锥齿轮轮齿两个界面，利用混合扫描工具形成一个轮齿。图3-1扫描混合形成的第一组轮齿（2）阵列轮齿形成小锥齿轮如下图所示图3-2阵列后形成的小锥齿轮3.3.2 大锥齿轮建模由于采用参数化建模，故只需把齿轮参数更改为大锥齿轮参数即可模数齿数压力角齿顶系数齿间系数啮合轮齿数变位系数齿宽小齿轮22212010.25500.3212199大齿轮22502010.25210.3212199大锥齿轮的建模图如下图所示图3-3锥齿轮三维效果图第一级锥齿轮传动的强度计算如下立磨减速机锥齿轮强度计算基本数据功率（kw）P=4300.00 工况系数 KA=l.25小轮转速(rpm) N1=990.000001 压力角(deg.) AN=20.00大轮转速(rpm) N2=415.80000 齿顶高系数 Han=0.85 顶隙系数cn=0.188 几何尺寸齿轮形式:弧齿锥齿轮 传动形式:减速器小轮 大轮 大端模数（mm）M=22.000齿数 21 50. 净齿宽(mm)B=199.0变位系数（mm） 0.3212 0.3212 螺旋角(deg.) =0切向变位系数（mm） 0.040 0.040 大端分度圆直径（mm） 462.000 1100.0001 精度等级IQ=6中点分度圆直径（mm） 384.941 916.526 线速度(m/s)Vt=19.952端面，齿线重合度Eab 1.28 2.42 总重合度 Er=2.74材料及热处理参数小轮 大轮材料等级 2 2热处理方式 气体氮化 气体氮化硬度 58.00 58.00接触应力极限值 1200.00 1200.00弯曲应力极限值 310.00 310.00 *应力分析计算*扭矩 (N.m) 小轮T1=41475.451 切向力(N ) Ft= 215490.10临界转速比 N=0.35 单齿刚度 Cp=4.0000啮合刚度 CG=20.0000*接触应力*节点处接触区系数 ZH=2.131弹性系数 ZE=189.812接触比系数 Zep=0.972螺旋角系数 ZB=0.905动载系数 KV=1.059齿向载荷分布系数 Khb=1.875端面载荷分布系数 Kha=1.000计算接触应力(Mpa) SHC=949.71小轮 大轮寿命系数 ZN= 1.0000 1.0000润滑系数 ZL= 1.0572 1.0572速度系数 ZV= 1.0203 1.0203尺寸系数 ZX= 1.0000 1.0000粗糙度系数 ZR= 1.1281 1.1281许用接触应力值 (Mpa) 1460.23 1460.23接触应力安全系数 1.5376 1.5376许用最小接触安全系数 1.30 1.30*弯曲应力*动载系数 Kv= 1.059齿向载荷分布系数 Kfb=1.875端面载荷分布系数 Kfa=1.000螺旋角系数 YB=0.750接触比系数 Yep=0.753小轮 大轮齿形系数 YFa= 1.9645 2.0113应力集中系数 YSa= 1.9860 1.9429尺寸系数 YX= 0.8998 0.8998寿命系数 YN= 1.0686 1.0776敏感系数 YDT= 1.0231 1.0145表面状况系数 YRT= 1.0165 1.0165计算弯曲应力 (Mpa) 370.94 372.54许用弯曲应力值(MPa) 620.00 620.00弯曲应力安全系数 1.67 1.61许用最小弯曲安全系数 1.603.4 输入轴的强度及刚度计算3.4.1输入轴的设计计算将输入轴受力简化后，如图3-4所示:图3-4 输入轴受力简图截面1、7为受外力面，截面3、5为支点。则输入轴强度刚度计算如下:截面总数=7功率(Kw)=4300.00转速(rpm)=990.000弹性模量(Mpa)=206000.00抗扭模量(Mpa)=79400.000支承间距 (mm)=654.00弯曲疲劳极限(MPa)=600.00扭转疲劳极限(Mpa)=300.00拉伸强度极限 (MPa)=1000.00允许最大挠度 (mm)=0.13000允许最大偏转角(rad)=0 .00100允许最小疲劳强度安全系数=1.80000截面号 键槽宽度 键槽深度1 0 0 2 0 0 3 0 0 4 0 0 5 0 0 6 0 0 7 0 0 截面号 截面直径 距离 圆角半径 1 190 -366 2 2 211 -101 3 3 220 0 0 4 220 374 3 5 300 654 0 6 300 734 3 7 423 864 0 FH MH FV MV 1 0 0 0 0 2 0 0 0 0 3 0 0 0 0 4 0 0 0 0 5 0 0 0 06 0 0 0 0 7 29180.00 0 215490.00 0输出数据RHA= 9369.72 RHB=38549.73RVA=69194.04 RVB=284684.00I 轴惯性矩 极惯性 矩抗弯模量 抗扭模量1 63971170.000 127942300.000 673380.800 1346762.0002 97297060.000 194594100.000 673380.800 1346762.0003 114990200.000 229980300.000 922247.100 1844494.0004 114990200.000 229980300.000 1045365.000 2090730.0005 397607800.000 795215600.000 1045365.000 2090730.0006 397607800.000 795215600.000 2650719.000 5301438.0007 * * 2650719.000 5301438.000轴疲劳强度与刚度计算结果:截面号 挠度偏 转角(rad) 1 0.076908 0.000210 2 0.021223 0.000210 3 0.000000 0.000210 4 0.052888 0.000004 5 0.000000 0.000420 6 0.035179 0.000456 7 0.096451 0.000479总扭转变形(扭转角)=0.170543度截面号 SC ST S 1 10000.00000 6.30491 6.30491 2 10000.00000 5.43791 5.43790 3 10000.00000 7.35051 7.35051 4 19.00248 21.91273 14.35626 5 2.80305 8.33178 2.65673 6 17.69179 29.49626 15.17194 7 10000.00000 29.49626 29.49613轴最大挠度计算结果:最大挠度 : 0.096451rnrn 位于截面7DEF=0.1300mm 通过最大转角 : 0.000479rad 位于截面7SAF=1.8000 通过3.4.2 小锥齿轮轴的建模设计草绘图如下图所示图3-5 小锥齿轮轴草绘图小锥齿轮轴旋转拉伸后建模图图3-6小锥齿轮轴建模图3.5 第二轴的强度及刚度计算3.5.1 第二轴的设计计算将第二轴受力简化后，如图3-7所示:图3-7 第二轴受力简截面5、8为受外力面，截面2、10为支点。则第二轴强度刚度计算如下:截面总数=10功率(Kw)=4300.00转速(rpm)=415.000弹性模量(Mpa)=206000.00抗扭模量(MPa)=79400.000支承间距 (mm)=935.50弯曲疲劳极限(Mpa)=700.00扭转疲劳极限(MPa)=350.00拉伸强度极限 (MPa)=1000.00允许最大挠度(mm)=0.08000允许最大偏转角(rad)=0.00100允许最小疲劳强度安全系数=1.80000截面号 键槽宽度 键槽深度 1 0 0 2 0 0 3 0 0 4 0 0 5 0 0 6 0 0 7 80 25 8 80 25 9 80 25 10 0 0截面号 截面直径 距离 圆角半径 1 320 -92 2 2 346 0 0 3 346 88 2 4 360 198 5 5 402 373 0 6 390 548 5 7 360 598 2 8 360 698 0 9 340 801 3 10 360 935 0其他计算同输入轴。轴最大挠度计算结果:最大挠度: 0.056498rnrn 位于截面 5DEF=0.1200mm 通过最大转角:0 .000212rad 位于截面 10SAF=1.8000 通过3.5.2 第二轴的建模设计绘制第二轴的草绘图如下3-8 第二轴草绘图通过旋转拉伸后的建模图如下3-9拉伸后第二轴建模图通过绘制渐开线，镜像与阵列操作产生第二轴上的轮齿，其建模图如下3-10 第二轴完整建模图3.6键的强度计算输入轴键的强度校核:键材料为42CrMo，=850Mpa。安全系数取n=2.5，则许用挤压应力许用剪切应力键挤压应力应满足键剪切应力应满足按两倍过载计算剪切应力式中:最大工作力矩 T=41475103Nmm轴径d=190mm键与毅接触高度k=10mm键宽度 b=45mm键工长度l=285mm代入公式后 键强度安全。3.7滚动轴承寿命计算3.7.1 输入轴已知小锥齿轮受轴向力 Fa=177KN，径向力F=147KN，从结构上看，输入轴作为输入轴，分别设计了一个调心滚子轴承(小锥齿轮端)和一个圆柱滚子轴承(电机端)，在其之间设计两个推力调心滚子轴承。轴向力主要由两个推力调心滚子轴承承担，而径向力主要由调心滚子轴承和圆柱滚子轴承承担，从而简化计算如下:推力调心滚子轴承寿命推力调心滚子轴承承担全部轴向力 Fa=177KN(不承担径向力)，则其当量动负荷 P=177KN，按其寿命计算公式计算Lh=54062h，满足设计使用要求。调心滚子轴承寿命按轴的支反力计算，调心滚子轴承承担径向力Fr= 161KN(不承担轴向力)，则其当量动负荷 P=161KN，按其寿命计算公式计算Lh=76660h，满足设计使用要求。圆柱滚子轴承寿命按轴的支反力计算，调心滚子轴承承担径向力Fr=108KN(不承担轴向力)，则其当量动负荷 P=108KN，按其寿命计算公式计算Lh=67000h，满足设计使用要求。3.7.2 二轴已知锥齿轮受轴向力 Fa=102KN，径向力Fr=147KN，圆柱齿轮受轴向力Fa=87KN，径向力Fr=182KN。从结构上看，二轴分别设计了一个双列圆锥滚子轴承(圆柱齿轮端)和一个圆柱滚子轴承(锥齿轮端)。轴向力主要由双列圆锥滚子轴承承担，而径向力主要由双列圆锥滚子轴承和圆柱滚子轴承共同承担，从而简化计算如下:双列圆锥滚子轴承寿命按轴的支反力计算，双列圆锥滚子轴承承担轴向力Fa=15KN,径向力Fr= 291KN，则其当动负荷P=321KN，按其寿命计算公式计算Lh=40084h，满足设计使用要求。圆柱滚子轴承寿命按轴的支反力计算，圆柱滚子轴承承担径向力Fr=256KN(不承担轴向力)，则其当量动负荷 P=256KN，按其寿命计算公式计算Lh=95662h，满足设计使用要求。4第二级传动部分的设计4.1 设计总体要求5.6m立磨减速机的第二级级传动是采用渐开线斜齿圆柱齿轮的传动。之所以选用渐开线圆柱齿轮传动，因为它具有的主要特点有:传动功率和范围都很大大;传动效率高，单对齿轮可达到98%一99.5%，比且精度越高，其效率就越高;对中心距敏感性较小，装配和维修相对简单。能够容易的进行变位切削其他修缘和修形，这样就适应了高传动质量的要求;易于进行精加工。这里选得齿轮副为斜齿圆柱齿轮，齿轮材料为17CrZNiZMo，进行渗碳淬火处理，齿轮精度设定为6级以上。4.2 中间级斜齿圆柱齿轮传动分析及设计4.2.1 渐开线斜齿圆柱齿轮传动5.6m立磨主减速机的中间级传动采用了渐开线斜齿圆柱齿轮传动。渐开线圆柱齿轮传动具有的主要特点有:传动的功率和范围很大;传动效率很高，单对齿轮可达98%一99.5%，精度越高，其效率越高;对中心距敏感性小，装配和维修相对简便;能够进行变位切削和各种修缘、修形，以适应提高传动质量的要求;易于进行精确加工。齿轮副为斜齿圆柱齿轮，齿轮材料为17CrZNiZMo，渗碳淬火，齿轮精度6级以上。5.6m立磨主减速机第一、三级考虑因素较多，因此在设计时应确定第一、三级要求后再确定第二级参数，因要求结构紧凑，该级采用硬齿面斜齿圆柱齿轮传动。它具有传动平稳，噪声小，适用于大多数机械传动，重合度大，承载能力高等优点。4.3斜齿圆柱齿轮传动分析及设计第二级圆柱齿轮传动强度计算如下:渐开线圆柱齿轮疲劳强度计算*基本输入参数*传递功率(kw) p=4300 使用系数 KA=1.25小轮转速(rpm) N1=415.00000 压力角() AN=20.00大轮转速(rpm) N2=114.12500 齿顶高系数 Han=1.00顶隙系数Cn=.25*齿轮几何参数*轮齿类型: 单斜齿轮 传动类型:减速小齿轮 大齿轮 法向模数(mm) Mn=18.00齿数 22 80 净齿宽 (mm) B=lx330.0法向变位系数 0.3778 0.0707 螺旋角() =10.0分度圆直径 (mm) 402.1089 1462.2140 齿顶圆直径 (mm) 451.2401 1500.2910 中心距(nnn A=940.0000齿根圆直径 (mm) 370.7094 1419.7600 实际齿数比 u=3.6364基圆直径 (mm) 377.1735 1371.5400 齿轮精度等级 IQ=6全齿高 (mm) 40.2653 40.2653 节圆线速度(m/s) Vt=8.811节圆直径(mm) 405.4902 1474.5100 宽径比 B/D1=0.821齿顶厚 (mm) 10.7527 14.7161 端面重合度 epa=1.537最大滑差率 1.0356 1.0355 轴向重合度 epb=1.013*材料及热处理等参数*小齿轮 大齿轮热处理质量等级 2 2热处理方式 渗碳淬火 渗碳淬火齿面硬度 58.00 58.00试验齿轮的接触疲劳极限应力 1450.00 1450.00试验齿轮的弯曲疲劳极限应力 410.00 410.00啮合型式: 外啮合温度40度润滑油粘度 320.000允许少量点蚀修型方式:不修形*应力分析*扭矩(Nm) 小齿轮T1=98941.45 切向力(N) Ft=492112.60大齿轮T2=359787.10 径向力(N) Fr=181877.50接触载荷系数 (Mpa) K=4.7251 轴向力(N) Fx=86772.74临界转速比 N=0.16 单对齿刚度 CP=14.4385啮合刚度 CG=20.2527*接触应力*节点区域系数 ZH=2.384弹性系数 ZE=189.812接触强度重合度系数 Z=0.807接触强度螺旋角系数 Z=0.992动载系数 Kv=1.050齿向载荷分布系数 KH=1.302齿间载荷分配系数 KH=1.000 小齿轮 大齿轮计算接触应力(Mpa) = 1029.44 1029.44接触强度寿命系数 ZNT= 1.