大扭矩低速减速器设计.pdf

大扭矩低速减速器设计 蒋春祥 国家电力公司杭州机械设计研究所 浙江 杭州 310012 摘 要 简述升船机用大扭矩低速减速器的设计原则和采用的关键技术 关键词 减速器 齿轮 联轴器 设计 岩滩水电站 中图分类号 TH132 46 文献标识码 B 文章编号 1001 408X 1999 04 0024 02 1 设计要求 岩滩升船机是部分平衡垂直升船机 其特点就 在于主提升机的提升功率大 在提升总重约 1 430 t 的承船厢时的额定载荷为 4 401 kN 尖峰载荷为 7 708 kN 升船机总体设计要求主提升机传动系统 中电机最大转速为 750 r min 相应卷筒最大转速为 1 13 r min 即要求有总传动比为 661 388 2 的 减速器 同时要求分为高 低两种减速器以便在两减 速器之间设 置同步轴 且同步轴 转速应控制 在 70 r min 80 r min 之间 升船机总体设计要求低 速减速器的最大输出扭矩为 1 792 kN m 以满足主 机在 7 708 kN 的尖峰载荷时船厢入水所需的扭矩 升船机总体设计要求低速减速器的最大宽度尺寸为 2 000 mm 总中心距为 3 600 mm 2 选定设计方案 作为主机最关键部件和输出扭矩与减速比都很 大的低速减速器 在设计中我们参考国外类似产品 图样并和国内的齿轮专业厂家及专家进行交流 对 低速减速器的结构形式 齿轮强度 轮轴强度 刚度 及低速减速器与卷筒的联接方式 齿轮加工工艺 整 机装配工艺等等方面进行分析研究 选定的设计主 要参数见表 1 表 1 主要技术参数表 序 号项 目单 位 轴 轴 轴 轴 第 级第 级第 级 小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮 1中心距mm8501 2001 550 2总中心距mm3 600 3模 数mm101425 4齿 数个26142341333094 5齿数比5 461 53 911 83 133 3 6总速比66 229 2 7有效齿宽mm360240 2480 8螺旋角 2 工艺原则 考虑国内对高精度硬齿面齿轮 加工能力的限制 控制最大齿轮外径小于或等于 2 500 mm 设计为 2 390 mm 考虑齿轮轮毂和 轴的联接性能及轴的强度刚度要求而控制最小齿轮 外径大于或等于 200 mm 设计为 248 mm 3 装配原则 在满足箱内零部件布置要求下 使减速器有最小的外形尺寸和重量且满足主机总体 布置对减速器总中心距要求 设计的减速器最大宽 度为 2 000 mm 卷筒轴处 总中心距 3 600 mm 总 重量 52 t 4 设计中采用的关键技术 4 1 载荷分流的均载技术 由于第一级采用直齿 第二级采用斜齿作载荷 分流 为保证各对齿轮副受载均匀而须采用均载技 术 第一级的大齿轮轴的轴承采用双排单列调心轴 承解除齿轮与轴之间的轴向附加约束 达到人字齿 轮副的均载 4 2 高承载能力 高精度齿轮的设计与工艺 在上述设计原则下 采用成熟设计技术和先进 工艺措施 对轮齿齿形设计均用国内齿轮制造行业 的直齿和斜齿圆柱齿轮承载能力的专用计算程序进 行计算校核 小齿轮采用正变位以力求大小齿轮等 强度 轮齿表面双向修缘以确保轮齿接触精度 加 大齿根圆角以减小齿根局部应力集中 高速级采用 斜齿以增加重合度 提高运行平稳性 采用 20 CrMnMo 高强度材质并保证齿面硬度为 HRC58 62 同时控制末级大小齿轮有一定的硬度差以减少 低速重载的末级大齿轮的磨损 减速器采用强制润 滑并合理布置喷油嘴位置以保证啮合区的有效润 滑 轮齿皆进行胶合承载能力计算 实际的胶合承 载能力安全系数 SB 2 0 4 3 箱体设计 长 高 宽为 5 500 mm 2 700 mm 2 000 mm 的箱体 须保证有足够的刚性又要便于制造与 安装 设计中充分考虑各种因素和反复计算 确定 将箱体分为三部分 下箱体为主承力部件 采用铸 焊结合的双辐板结构使箱体有较大的整体刚性 并 对各轴支承处的刚性作重点加强 尤其是输出轴处 的箱体还需支承 2 个卷筒轴而每一卷筒轴上最大的 载荷达 1 000 kN 所以在这些部位都采用加强构件 的箱形结构 力求在运行中的箱体不因变形而影响 齿轮啮合精度 中箱体为辅助承力部件 铸焊结构 加局部箱形以增加箱体整体刚度 上箱体为非承力 部件 设有观察孔 对箱体进行整体的有限元分析 计算 实测的运行中变形量完全符合设计要求 4 4 鼓形滚子联轴器设计 要将减速器宽度尺寸控制在 2 m 之内 其中设 置齿宽 480 mm 的末级齿轮及齿轮轴支承并需要 2 个输出扭矩达 900 kN m 的联轴器来联接卷筒轴 这样的设计要求本身就是一个工程技术难题 对轴 的联接方式 各种联轴器的承载能力 外形尺寸 加 工工艺性能及对轴间的误差补偿能力进行大量的分 析对比 计算校核后确定在低速减速器输出轴与卷 筒的联接上采用鼓形滚子联轴器并将其置于减速器 箱体内 鼓形滚子联轴器由内套 外套 鼓形滚子 端盖及挡圈等组成 内套和外套上开有均布的半圆 槽并相对形成槽孔来装鼓形滚子 鼓形滚子的鼓形 表面与槽孔表面接触所形成共轭曲面 可实现扭矩 和径向力的传递和因鼓形曲面而实现轴向 角向的 补偿 在升船机减速器上使用的鼓形滚子联轴器可 承受 15 000 kN 的径向载荷 允许角位移 1 绳起始出绳与计算处的夹角 所以 比压为 l 2Sl Al D t 3 2 4 卷筒壳体的压力分布 按上所述的计算方法 对卷筒表面的比压进行 计算如下 1 内侧绳自由段处 P内 2S内 A1 D t 2 339 103 0 867 3 148 55 3 4 MPa 2 内侧绳 3 圈安全圈的平均比压分别为 1 内 e 2 33 MPa 2 内 e 1 10 MPa 3 3 内 e 0 52 MPa 5 3 外侧绳自由段处 外 2S外 Al D t 2 267 103 0 867 3 148 55 2 67 MPa 4 内侧绳 3 圈安全圈的平均比压分别为 4 外 e 1 834 MPa 5 外 e 0 863 MPa 3 6 外 e 0 41 MPa 5 根据上述提升 内侧 绳 平衡 外侧 绳及其钢 丝绳固定安全圈处作用于卷筒壳体上的比压计算结 果 作出卷筒壳体的轴向比压分布图 见图 4 按比 压分布图所示给卷筒计算结构模型中卷筒壳体进行 图 4 卷筒表面的比压分布图 加载 同时在钢丝绳出绳的相应单元还应加上钢丝 绳的拉力载荷 至此建立了卷筒有限元计算的载荷 模型 4 程序计算及计算结果 按上述的计算模型及负载的加载方式 采用 Algor 有限元计算程序在微机上进行计算 可得到卷 筒装置的计算结果 卷筒壳体的最大应力为113 874 MPa 制动盘在制动器位置处工作时的最大轴向位 移为 max 0 24 mm 最小轴向位移 min 0 08 mm 所以 差 max min 0 16 mm 同时我们 还分别对卷筒壁厚为60 mm 64 mm 时 进行了分析 计算 考察制动盘的轴向位移情况 从计算结果得 知 卷筒壁厚改变时 制动盘的轴向变形位移有所改 善 但改善效果不明显 故卷筒壁厚采用 56 mm 是 可取的 在保证强度与刚度的条件下 并保证了良好 的制造工艺性 5 结论 通过计算分析可知卷筒的强度应力 113 8 MPa 160 0 MPa 满足强度设计要求 最大 与最小位移差 差 0 16 mm 0 2 mm 满 足刚度设计要求 在升船机的试运行中 该卷筒运行 情况良好 可见本卷筒的结构设计是合理的 上接第 25 页 器利用冷却水进行换热冷却 可以保 证供油温度比回油温度降低 5 以上 润滑站内设 有高低压报警 滤油器压差报警 回油超温报警 油 箱液位报警等检测功能 低速减速器所有的轴承为滚动轴承 各轴上的 轴型号见表 2 低速减速器内的所有轴承都采用喷油方式进行 润滑 低速减速器输入轴尺寸 180 m6 长 260 mm 表 2 滚动