齿轮减速箱（精选八篇）
齿轮减速箱 篇1
关键词：粗轧机减速箱,轮齿断裂,改进措施
1 粗轧机减速箱轮齿断裂损坏情况
小型机组始建于1997年, 轧制区18架轧机为我厂轧钢主体设备, 采用平—立交替的布置形式, 单线轧制时, 轧件五扭, 双分轧制时, 为使工艺布置合理, 第16架为平/立可换式。所有轧机均为无牌坊短应力线卡盘式轧机, 采用直流电机单独传动, 可实现单级、级联调速, 以满足连轧工艺的要求。粗轧机组由六架平—立布置的卡盘式轧机组成 (1#～6#机架) 。
粗轧机组1#轧机主要技术参数如下:电机功率P=350 k W, 转速n=0～800/1 200 r/min, 减速箱传动比i=89.523 809 52, 最大轧制力Fmax=366 T。
在近2年中, 粗轧机组1#轧机减速箱齿轮第二、三级轮齿点蚀、断裂事故发生频繁, 其中尤以减速箱二轴齿轮齿断裂事故最多最严重。
由于粗轧机组1#轧机减速箱的齿轮点蚀、断裂事故频繁发生, 已严重制约了小型机组的正常生产, 因此急需技术改进, 解决存在的问题。
2 粗轧机组1#轧机减速箱的齿轮断裂原因分析和计算
2.1 原因分析
1#轧机减速箱齿轮材料为20Cr2Ni4, 齿面硬度HRC57。齿轮为渗碳淬火磨齿工艺, 加工精度较高, 相当于国标6级精度。根据对现场齿轮断裂部位及损坏现象分析, 造成减速箱齿轮严重点蚀、断裂损坏的原因有:
(1) 现减速箱的运行负荷工况与前期设计负荷工况有所不同。小型机组是以年产35万t圆钢、螺纹钢等普通建材为要求进行设计的, 2007年后小型机组开始不断加大弹簧钢、齿轮钢、抽油杆钢等高附加值品种钢开发生产, 以及实现切分轧制提高产量, 从而增大了轧机减速箱的实际负载, 减速箱运行实际工况已与设计工况有较大区别;
(2) 减速箱齿轮点蚀、断裂损坏均发生在第二级传动齿轮上, 第二级齿轮模数相对较小, 其齿轮强度相对其他齿轮较低, 造成减速箱整体负载能力不均衡。
2.2 粗轧机减速箱传动形式及齿轮参数
粗轧机组1#轧机减速箱为四级圆柱斜齿轮减速传动, 传动形式如图1所示。
1#轧机减速箱齿轮主要参数如表1所示。
2.3 减速箱齿轮强度计算
齿轮强度计算依据《渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法》GB/T3480的标准, 该标准等同于ISO/DP6336国际齿轮强度计算标准。由于粗轧机减速箱在实际运行使用中可能存在异常的重载荷或有重复性的中等甚至严重的冲击载荷 (如:轧机卡、座钢故障, 低钢温轧制等) 。为此, 对粗轧机减速箱齿轮不仅要进行齿面疲劳强度校核 (SF) 与齿根弯曲疲劳强度 (SHst) 校核计算, 还需进行齿轮静强度 (SFst) 校核计算, 校核计算公式可以参考文献[1]。SHlim:接触强度最小安全系数, SFlim:弯曲强度最小安全系数。
SHmin、SFmin参考值如表2所示。
2.4 原减速箱强度校核计算结果
鉴于减速箱齿轮点蚀、断齿损坏均发生在第二级、三级齿轮副, 故本次齿轮强度校核计算主要是第一、二、三级齿轮。
原减速箱第一、二、三级齿轮强度校核计算结果如表3所示。
由计算结果看, 第二级小齿轮 (二轴齿) 的接触和弯曲强度以及大齿轮 (三轴齿轮) 的弯曲强度均不能满足目前使用工况, 与实际运行中频繁发生第二级齿轮点蚀、断齿等损坏现象相符合。
3 改进措施
针对上述分析和计算, 如要保证现有工况条件下的设备安全运行, 就必须对此减速箱齿轮参数重新进行合理设计搭配。考虑到现场设备基础、减速箱体结构等不能改变, 减速箱传动比误差变化要小于2.37%, 以及改造资金投入不宜过大等条件限制。再者以往减速箱齿轮断裂事故均发生在第二级齿轮上, 故此次技改主要是以解决减速箱第二级齿轮点蚀、断齿频繁问题为主。
沿袭DANIELI公司的设计理念, 针对实际使用情况。首先, 在保证箱体齿轮中心距不改变以及保证传动速比和原设计传动误差控制在2.37%范围之内的条件下, 适当增大相对薄弱的第二级齿轮模数, 并充分利用箱体内部结构空间, 增大第二级齿轮的齿宽。以提高第二级齿轮的承载能力。其次, 选用国内资深齿轮专业加工厂家, 采用深层渗碳、表面淬火磨齿工艺, 齿轮加工精度要求达到6级以上, 齿面进行喷丸强化处理。
1#轧机减速箱齿轮主要参数修改前后比较如表4所示。
修改后齿轮安全系数计算结果如表5所示。
4 结语
本次技改依据粗轧机减速箱齿轮强度的校核计算结果, 仅对减速箱第二级齿轮 (二轴齿、三轴齿轮) 参数进行了修改。从而达到了以尽量小的改动来均衡减速箱整体负载能力, 延长齿轮使用寿命的目的。整改措施实施后, 减速箱整体负载能力有所提高, 经过1年多的生产使用, 粗轧机减速箱设备运行良好, 齿轮点蚀、断裂损坏事故大幅下降, 减少了检修维护时间和运行成本, 同时也保证了正常的生产组织节奏, 取得了较好的经济效益。目前此技改措施已在同类型的其他轧机减速箱上推广运用。
参考文献
[1]GB/T3480—97渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法[S]
[2]李艳红.VH2-28减速器齿轮损坏及改进.重型机械, 2009 (4)
游梁式抽油机减速箱漏油问题探讨 篇2
摘要:游梁式抽油机是石油开采工程中应用最多、最重要的设备之一,减速箱是游梁式抽油机的重要设备,减速器长期在野外运转,油质变差、内部润滑油道堵塞等原因会造成润滑油的渗漏,文章通过对漏油部位和原因的分析,提出改进措施,以延长减速器的使用寿命。减速器漏油是一个普遍而又后果较严重的问题,因此,文章针对这个问题进行了探讨。
关键词:减速箱;漏油;原因分析;技术改进
齿轮减速器是把机械传动中的动力机与工作机联接起来,通过不同齿形和齿数的齿轮以不同级数传动,实现定传动比减速(或增速)的机械传动装置,减速时称减速器。目前油田抽油机普遍采用JLH、CJH、ZLH、JS等系列减速器,它是抽油机系统中最重要的设备之一。作用是将电动机的高速转动通过三轴两极减速变为输出轴的低速转动,从而带动整个抽油机系统运转。减速器采用油浴润滑,齿轮从油池浸油润滑,轴承靠飞溅润滑,其特点是承受载荷大,适应长期的野外运转,但由于各种原因影响,会造成各个部分发生漏油,这不仅影响了其本身的正常工作,也增加了日常的管理和维修工作量。
1、漏油的危害
机油是保证减速器正常运转不可缺少的,它对减速器齿轮起到清洗、润滑、降温、防腐等作用。漏油的主要危害有:
1.1、造成润滑油的浪费。
1.2、污染机体及周围环境。
1.3、漏油严重者,会因缺油而加速齿轮的粘合、剥离,会因减速箱内齿轮无法正常润滑而造成齿轮损坏,严重的甚至会造成机械事故。
2、造成漏油的原因
在封闭的减速机里,每一对齿轮相啮合发出热量,使减速箱内温度升高,油箱内压力增加。油便从密封不严处渗透出来。
2.1、减速器配件松动。加速器在组装时,合箱口、油封挡板螺栓紧固力矩达不够,螺栓松动造成漏油。
2.2、减速机结构设计不合理引起漏油,如设计的减速机没有通风罩,减速机无法实现均压,箱内压力升高造成漏油。
2.3、重使用,轻保养,未按要求及时添加或更换润滑油。多数减速器自运行以来,一直没有更换润滑油,造成油料乳化变质严重。
2.4、呼吸器堵,造成减速器内部压力升高造成漏油。
2.5、润滑油过多,润滑油飞溅严重造成漏油。
2.6、合箱口密封不严。
2.7、减速器回油槽堵。
2.8、油封失效或唇口磨损严重。
3、渗漏的部位
在调查中,随机选择76台在用游梁式抽油机进行研究,其中47台存在减速器漏油现象:其中中缝接合面漏油16台,轴承(包括输入轴、输出轴、中间轴)处渗漏20台,螺栓处漏油5台,放油孔、观察孔渗漏4台,其他部位漏油2台。
4、渗漏原因分析
4.1、中缝接合面渗漏的主要原因
4.1.1、由于螺栓紧固程度差或由于振动造成松动,使合箱口产生缝隙,使润滑油外溢。
4.1.2、由于润滑油长期使用得不到及时更换脏或含杂质较多,堵塞了合箱口的回油孔道,回油不畅,使润滑油外溢。
4.1.3、减速器组装时合箱口无垫片,未抹箱口密封胶。
4.2、轴承处渗漏的主要原因
4.2.1、由于润滑油脏或杂质多,堵塞了轴承处回油孔道,使回油不畅。
4.2.2、由于长时间运转,使油封老化,磨损严重,甚至实效。
4.2.3、轴下沉,由于轴承齿轮使油封的密封效果受到影响。
减速箱安装 篇3
台湾Power Tech减速箱是创意制作的主要部件(如图1所示),采用130电机作为动力。电压为3V时,电机转速可达18 000r/min。比赛通常使用3节5号电池(4.5V)作为电源,可以是5号干电池,也可以是5号充电电池。5号充电电池有3种类型:①1.2V的充电电池,主要有1.2V镍氢充电电池、1.2V镍镉可充电电池;②1.5V充电电池,主要有1.5V充电锂电池、1.6V镍锌充电电池、1.5V碱性可充电电池;③3.7V充电电池,主要有3.7V充电锂电池。竞赛规定,电池电压不能超过1.5V。所以,3.7V充电锂电池不能使用。台湾比赛规程中提到“使用3号电池”,就是大陆的5号电池。
减速箱有两个不同速度的输出端,采用六角轴输出(如图1所示)。上方是F轴,F轴转速比较快,通常用于机器人的竞速;右下方是S轴,S轴转速比较慢,通常用于机器人拔河。
二、减速箱的安装
1. 图2为减速箱全部零配件,传动配件有一个蜗杆和三个齿轮(如图3所示)。
①蜗杆,型号Φ6×10-2A (直径6mm,长度10mm,中心孔2mm紧配合);
②双层齿轮,型号36-12-2B (②号双层齿轮的大齿轮36齿,小齿轮12齿,中心孔2mm松配合);
③双层齿轮,型号42-12-3A (③号双层齿轮的大齿轮42齿,小齿轮12齿,中心孔3mm六角孔紧配合);
④单层齿轮,型号41-3A (齿轮41齿,中心孔3mm六角孔紧配合)。
主要配件还有⑤Φ2×20mm短轴、⑥Φ3×50mm六角轴、⑦Φ3×90mm六角轴、⑧曲臂两个、⑨减速箱体两个、⑩电动机。
2. 齿轮的啮合与减速比,如下图:
图a是蜗杆①与齿轮②(涡轮与蜗杆)啮合,蜗杆旋转36圈,涡轮旋转1圈,转速比36:1。
图b是齿轮②与齿轮③(12齿对42齿)啮合,转速比42:12,即21:6。
图c是齿轮③与齿轮④(12齿对41齿)啮合,转速比41:12。
减速箱的减速比,等于所有从动轮的齿数的乘积比上所有主动轮的齿数的乘积。
从F孔输出时:Fi=n1/n2=z2/z1=36×42/12×1=126:1,即电动机转动126圈,F轴转动1圈。
3. 拔河比赛减速箱安装图解如下:
4. 竞速比赛减速箱安装,安装步骤1～4完全相同,以下步骤图解如下:
最后根据比赛情况,确定使用F级输出或S级输出。如果参加竞速则使用F级,末级齿轮可以不安装。如果参加拔河或拖重则使用S级,那么F级使用短轴,S级使用长轴。
完成减速箱安装之后,用手轻轻转动曲柄,进行减速箱检查(用这种方法检查时,减速箱上不能安装电动机)。若轻轻转动曲柄,减速箱中前级齿轮会高速旋转,说明减速箱安装正常;如果曲柄转动困难或者转动过程中齿轮出现卡齿现象,则减速箱安装存在问题,需要拆开检查,并且重新安装。
斯威顿减速箱改造设计 篇4
宝钢股份钢管分公司轧管分厂的斯威顿减速箱从德国OSFERMANN公司引进了2台, 于1998年进口过一台, 单台重量为8.6 t。其承担连轧后芯棒和荒管的横向移送, 承受较大负荷。特别是Φ189 mm孔型开发后, 芯棒质量由3 t增加到5 t, 设备处于超极限运行状态。
目前状况:发生过输入轴断裂 (疲劳) 、输入轴损坏严重, 下箱体开裂、地脚螺栓断 (裂) 、圆锥小齿轮和第二级圆柱大齿轮齿部出现齿面点蚀、磨损、尖角疲劳折断等现象。
1改造设计
1.1箱体结构的改造设计
斯威顿减速箱的箱体是有上中下三层箱体组成, 是一种很特殊的立式结构。为保持与原减速箱能互换的要求, 相关连接和安装尺寸要保持不变。考虑到原下箱体开裂及地脚螺栓断是由于其采用立式结构, 且输出大齿轮在上端, 造成头重脚轻, 倾翻力矩偏大造成的 (如图1所示) 。
在不改变安装尺寸的情况下, 减速箱箱体结构按有限元的分析情况进行以下改造方案:
(1) 箱体焊缝要求采用加大坡口熔透焊接, 在下箱体的内臂和外侧适当位置增加筋板, 使下箱体的承载倾翻力矩的能力加强。
(2) 增大下箱体的底板, 使之与安装面的接触面积加大, 使单位承载能力比以前减少, 以使箱体开裂情况大大降低。
1.2齿轮材料的确定
斯威顿减速箱由圆锥-圆柱三级齿轮减速箱组成, 采用直交轴输入输出形式, 进行国产化设计时, 减速箱高速级齿轮副仍选用弧齿锥齿轮, 低速级齿轮副采用斜齿圆柱齿轮。现场测绘中发现, 其圆锥小齿轮和第二级圆柱大齿轮齿部出现齿面点蚀、磨损、尖角疲劳折断等现象。为了提高齿轮的综合强度, 选用20CrNi2MoA作为齿轮材料。20CrNi2MoA是一种优质合金钢。经渗碳淬火后用其制造的齿轮齿面硬度高, 心部韧性好, 具有抗点蚀和耐磨损强的优点。齿轮表面经硬化后产生残余压应力, 可提高齿根强度。齿面切削性能较好, 热处理后经磨齿可提高齿轮精度。
1.3圆锥齿轮副的参数设计
对圆锥齿轮副及圆柱齿轮副的安装距进行了精确的测绘及校验, 通过实测齿顶圆直径、齿数和齿顶高, 计算出原圆锥齿轮副为克林贝格制弧齿锥齿轮, 考虑国内现有齿轮加工设备及刀具和加工工艺的成熟性, 减速箱高速级齿轮副采用格里森制等顶隙收缩齿弧齿锥齿轮。根据齿轮工作条件、使用寿命及材料的特性要求, 确定圆锥齿轮精度等级为5级 (GB 11365—1989) 。在提高齿轮强度, 保持齿轮及齿轮轴的配合尺寸、中心距和各级传动比变化不大 (±1%) 的前提下, 在保证安装不干涉、能够满足加工的条件下, 尽量加大螺伞齿轮的模数、齿数和齿面宽度, 以增大轮齿的接触和弯曲强度。
1.3.1 按齿面接触强度设计
已知传递功率为200 kW, 现初选小锥齿轮齿数为14, 大锥齿轮齿数为34, 齿形角α=20°, 齿顶高系数为0.85, 顶隙系数为0.188, 按下式计算分度圆直径[3]。
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式中 d为分度圆直径 (mm) ;K为载荷系数;T1为小轮扭矩 (N·m) ;ZE为弹性系数;ZH为节点区域系数;ΨR为齿宽系数;μ为齿数比;σH为接触疲劳许用应力 (MPa) ;KA为使用系数;KV为动载系数;KH为端面载荷分布系数;KHβ为齿向载荷分布系数;σHlim为试验齿轮的接触疲劳极限 (N/mm2) 。
根据齿轮材料、热处理和齿面硬度, 由齿轮材料极限图查得:ZNT为寿命系数;ZX为尺寸系数;ZL为润滑系数;ZR为粗糙度系数;ZV为速度系数;ZW为工作硬度系数及校正;SHlim为接触强度的最小安全系数。
经过计算及校正, 确定小锥齿轮及大锥齿轮的分度圆直径分别为268.437, 571.051 mm。
1.3.2 齿根抗弯强度安全系数
根据下列公式推导S[3]。
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式中 σF为齿根应力 (MPa) ;σF0为齿根应力基本值 (MPa) ; Fmt为名义切向力 (N) ;b为净齿宽;mn为法面模数;YFa为齿形系数;YSa为应力修正系数;Yε为重合度系数;YLs为载荷分配系数;Yk为锥齿轮系数;σFP为许用齿根应力 (MPa) ;σFlim为试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限 (N/mm2) 。根据齿轮材料、热处理和齿面硬度, 由弯曲疲劳极限图查得;YST为应力修正系数;YNT为寿命系数;YAT为齿根表面状况系数;YDT为敏感系数;YX为尺寸系数;SFlim为抗弯强度最小安全系数。
经过推导, 算出齿根SF=2.96。
1.3.3 确定弧齿锥齿轮主要参数
经过设计和校核:确定弧齿锥齿轮精度等级为5级, 净齿宽为96 mm, 齿速比为2.428 6, 大端端面模数为16.6 mm, 齿宽中点螺旋角为35°, 锥距为305.187 mm, 全齿高为31.341 mm。经验算轮齿的接触和弯曲疲劳强度比以前的加大了15%。参数见表1。
1.4圆柱齿轮的参数设计
齿轮的承载能力和加工精度的关系极大, 根据国内有关齿轮专家计算, 7～9级齿轮接触精度每提高一级, 齿轮承载能力可提高10%～15%左右。而采用渗碳磨齿的硬齿面齿轮, 承载能力可提高400%。故确定齿轮精度等级为5级。
1.4.1 确定圆柱齿轮参数
中心距分别为560和690 mm;齿数比为24.34;压力角为20°;齿顶高系数为1;顶隙系数为0.4。在满足齿面接触强度及弯曲强度的条件下, 确定齿轮设计参数见表2。
1.4.2 在图纸上对制造提出的要求
(1) 进行必要的齿廓和齿向修形
齿轮在啮合过程中由于受载使轮齿产生弯曲, 从而使齿与齿之间的节距发生改变。在齿高方向的弯曲程度越大, 则主动轮的节距减小越多, 而被动轮的节距增加越多, 这样就导致被动轮的齿顶碰撞主动轮的齿根, 产生了冲击。同时由于齿顶的滑动速度较高, 再加上齿的变形而产生超前啮合就很容易产生刮伤和胶合。对于重载齿轮, 特别是硬齿面重载齿轮, 由于其弹性变形很大, 跑合性能又极差, 为了减少由于轮齿受载变形所引起的啮入啮出冲击, 改善过程中齿面载荷分配特性, 减少振动和噪音以及减速低磨损和胶合概率, 就更有必要进行齿廓 (齿形) 修形。这是由于成对啮合齿轮, 因受载变形或调正不当, 容易在齿轮的两端产生应力集中而导致破坏, 预先磨去一定量能减少应力集中的冲击, 使载荷沿齿宽均匀分布, 以免偏载损伤。
(2) 提高齿面粗糙度
硬齿面粗糙度对齿面承载能力的影响很大。尤其是齿面光洁度低的重载齿轮副的胶合问题, 比断齿和点蚀更为突出, 因断齿和点蚀是与时间有关的典型疲劳破坏形式, 而胶合则不取决于时间, 在齿轮副运转的早期就可能产生。提高齿面光洁度后, 只需更小的油膜厚度就能保证啮合表面微凸体间金属不直接接触, 也就改变了轮齿的润滑状态, 可能使边界润滑的齿轮, 进入混合润滑, 混合润滑的齿轮进入弹性流体润滑, 这就降低了齿面产生胶合等损伤的概率。
1.5其他方面的改进设计
(1) 因输入轴出现断裂 (疲劳) 和损坏严重的情况, 故选用材料为20Cr2Ni4A, 采用热处理方式是高调质到HB360-400, 这样可以增加输入轴的韧性、强度和刚度。另外, 注意对过渡圆角的设计, 尽量减少应力集中点。
(2) 原强制润滑对输出轴轴承没有进行润滑, 导致此轴承使用寿命缩短。采用增加管路, 让润滑油直接喷向此轴承, 可有效保证此轴承的润滑。
2结束语
通过对进口斯威顿减速箱的测绘、设计, 完成了斯威顿减速箱的改造制造, 使用两年后没有出现异常情况, 运转平稳, 噪音小, 使用寿命等综合性能达到了国际先进水平, 完全可以与进口产品媲美。降低了进口成本, 保证了安全生产。
参考文献
[1]成大先.机械设计手册 (第四版, 第3卷) [M].北京:化学工业出版社, 2007.
[2]齿轮手册编委会.齿轮手册[M].第2版, 北京:机械工业出版社, 2008.
减速箱轴承室磨损修复方法 篇5
用卤钨灯烘烤被修复的轴承室, 使其表面的齿轮油全部析出, 保证金属修补剂与轴承室金属体充分融合。用工业乙醇 (酒精) 清洗轴承室磨损面。手持砂轮机打磨磨损处的边棱, 即磨出倒角, 以便修补剂与轴承室过渡结合。在磨损面上钻数个排列不规则的盲孔, 孔径8mm, 深度为3~5mm (图1) , 目的是防止轴承转动过程中, 修补剂受振动而脱落。
用清洗剂清洗轴承室, 确保无铁屑和杂物。在磨损面上用镍铁焊条打焊点, 焊点不要过大、过高, 高度以高出轴承室内表面1mm为宜。注意, 轴承室开口处的焊点A、B平行对称分布, 其余焊点的分布呈交叉状, 这样, 可以增加轴承外圈的稳定性。如图2所示。
打磨焊点并找平, 力求与轴承室面保持平整。注意, 在打磨过程中, 焊点要略低于轴承室内表面0.1mm, 焊点一旦高于轴承室内表面, 将影响减速箱上下盖的充分接触, 造成减速箱漏油和轴承跳动等一系列问题。
将高聚陶瓷金属修补剂和固结剂充分搅拌, 均匀涂抹在磨损面上, 修补剂高度略高于轴承室内表面。在轴承外圈上喷上脱模剂, 利用轴承外圈作模具, 均匀地压在磨损面上并用手锤敲击, 力度要适中, 使其与焊点充分接触, 并用卤钨灯烘烤修复处, 烘烤时间约0.5h, 目的是使修补剂迅速凝固。修复剂完全凝固后, 用砂纸精细打磨修复面, 使修复剂与轴承室内表面相平, 保证轴承与轴承室的配合公差。
减速箱用电机轴断裂分析 篇6
某石油机械减速机在安装试运行三天发现电机输出轴端断裂。断裂面位于轴头 (阳锥) 与一级齿轮轴轴套过盈连接台阶下退刀槽处 (见图1) , 过盈量约0.184% (0.196/106) , 断面直径d=φ105.3mm, 过盈处采用热装装配方式, 试验运行了约5.2×106次。但是在查看设计图纸时发现现场该轴的末端并未按照图纸要求 (图2) 装配圆柱滚子轴承NU2218, 故怀疑去掉这个轴承可能是断裂发生的主要原因, 因而对现场所使用的结构及图纸要求的结构两种情况的应力水平进行了断裂原因分析。
2 应力计算及分析
齿轮参数:Z=15, Mn=8, β=13°, α=20°, 计算直径d1=φ123.156mm, 输入功率W=450k W, 转速n=1200r/min。
2.1 对现场工况使用的一级主动轴结构进行应力计算
轴向力:Fr2=Ft×tanβ=13426N
断面上应力:来自T, Ft, Fr及自重作用。
剪应力:
弯曲应力:
轴系部分按照图纸取重量约60kg, g=10N/kg, 则断裂面准105.3处轴向拉伸应力为
, 可见轴向应力相比较而言是很小的, 可以不计。
将以上计算应力予以叠加计算 (不取减, 只考虑最大状况)
2.2 对图纸要求加轴承进行应力计算
将图2所示结构可以看成一个超静定状态, 分成两个静定受力如图3、4, 再加以分析。
由式 (1) 可知:P点处受力后的挠度为
三角函数关系可得P点处
可以得到此时D点处的总位移为
由式 (2) 可知:只受力FD时D点处的挠度为
该点变形量V总=V=V′可以得到
FD=-0.6825P (负号代表FD方向与P方向相反) 由此可以得到:
当P=Ft=58154N时, D点处的切向力FDt=39690N
当P=Fr1=21723N时, D点处的径向力FDr=14826N
计算此时设计图纸所示结构断裂面d=105.3处d的弯曲应力:
叠加计算可得 (不取减, 只考虑最大状况) :
另外, 还应该将装配应力考虑进去, 由图纸要求可知允许安装不对中度0.05mm, 可以按照简单超静定的方法估算装配应力:
弹性模量E=200GPa, 惯性矩I= (π×d4) /64=6032025.4mm4
考虑轴运行时为动应力, 可以简单按2倍计入为1.364×2=2.728MPa, 再累加到σj1上去, 得到新的σj2=31.42+2.728=34.148MPa
2.3 对上述两种状态下的应力进行比较
按照手册推荐估算42Cr Mo调质状态下疲劳极限均值
现场使用状态断轴时的疲劳安全系数
注:许用安全系数[S]按照手册选取至少取1.3-1.5。
结论:此时安全系数明显不足, 断裂是必然结果。
而按照图纸设计机构时的疲劳安全系数
结论:此时安全系数远远大于许用安全系数[S], 完全没有问题。
3 结论及改进措施
从现场断裂轴来看, 断面呈贝壳状花纹, 属于典型疲劳断裂, 有三个独立疲劳区, 自表面向中心发展。最终断面很小, 约φ30mm, 占断面10%。多源显示起始应力高或高应力集中特征, 属低周疲劳特征。终断区断面小表明相对扭矩并不大。而这跟我们的计算结果是符合的, 断裂是由现场去掉设计图纸中的末端轴承时工作中的高弯曲应力造成, 断裂面位于过盈配合外的退刀槽底部, 这里拥有复杂的三维应力状态及高的应力集中系数, 这种情况下轴会产生较大的径向位移, 从而造成齿轮的啮合精度下降, 而现场齿面接触也证明了这一点, 偏向电机一侧, 进而又会产生新的附加应力, 共同作用下导致断裂, 总体情况可以断定, 现场使用去掉图纸设计中轴的末端轴承导致结构方式不合理是断裂发生的主要原因。
改进措施: (1) 按照图纸要求对电机齿轮轴末端加上所要求的轴承。 (2) 如果想采取现场所使用的悬臂结构, 则需要对电机齿轮轴重新设计。
摘要：运用应力计算及强度理论对减速机主动轴断轴原因进行分析, 并提出了相应地改进措施。
关键词：减速机,断轴,应力,分析
参考文献
[1]苏翼林.材料力学[M].天津:天津大学出版社, 2001.
[2]成大先.机械设计手册 (第一卷) .北京:化学工业出版社, 1997.
关于减速箱机械封闭试验系统的探讨 篇7
关键词：减速箱,电封闭试验系统,机械封闭试验系统,功率流
0引言
近年来, 随着煤矿采掘设备的发展, 煤机产品也朝着体积小型化、产品国际化和功率扩大化的方向发展, 作为采掘产品主要配套元部件的减速箱, 其质量的好坏直接影响着井下综采设备的性能。如今国内越来越多的减速箱生产企业也逐渐开始重视其产品的性能试验, 所以采用一种经济可行且稳定性高的试验系统是许多企业所期望的。
目前我国的减速箱试验系统通常采用电封闭式加载 (电能回馈) 方式, 此系统能极大地节约电能。由于我国的交流电机的发展已接近国外水平, 变频电机的逐渐普及使得减速箱在试验过程中能匀速启动, 减少了由于减速箱齿面间的瞬间啮合而造成的齿面冲击, 且试验系统容易搭建, 灵活多变, 加载性能稳定, 便于维护。
1电封闭试验系统的结构及工作原理
电封闭试验系统结构如图1所示。它主要由电动机、转矩转速传感器、试验减速箱、陪试减速箱及发电机组成。试验时电动机带动减速箱运行, 而加载机发出的电能又回馈到电网, 从而为电动机提供电能。
此系统亦称为电反馈试验系统, 能有效节约电能约60%。但此系统对电机功率有严格要求, 即拖动电机的功率必须大于试验减速箱的功率, 而发电机的功率也必须能达到减速箱超载功率的要求, 这就使得大型减速箱试验系统由于电动机与发电机的价格而成本骤增, 同时不可避免地使企业的变压器容量扩容, 而其利用率又低, 无形中为减速箱试验系统的搭建背上了包袱, 这也是我国的减速箱试验系统无法大面积普及的重要原因。如2 000 kW的传动箱试验系统的总报价约为1 000万, 这样的投入让许多中小型的减速箱生产企业望而兴叹。
2机械封闭试验系统的结构及工作原理
机械封闭试验系统在我国的汽车行业应用比较广泛, 主要用于汽车驱动桥总成的疲劳寿命试验。机械封闭和电封闭试验系统的主要区别在于电封闭试验系统中由加载机反馈的是电能, 但机械封闭系统中由加载机传递回输入端的是力矩。在机械封闭系统中, 加载器是最关键的部件, 因为系统中封闭回路的负荷全部依靠它产生, 另外其性能还直接影响试验系统的主要技术经济指标。加载器的结构型式多种多样, 但按动力学原理可分为3大类:简式加载器、支反力式加载器、力矩式加载器。目前液力加载器和电控式加载器也有了很大的发展, 在我国煤机行业减速箱试验系统中也崭露头角。在此介绍一种机械封闭试验系统, 系统结构如图2所示。
此系统由一台拖动电机、两台转矩转速传感器、两台减速箱和一台加载器组成。试验齿轮箱采用背靠背型式串联于试验台的封闭传动系统中, 电动机运转驱动整个系统。加载时, 通过电气控制使加载器内部的一齿轮转动一定角度, 产生一定扭矩, 这就使与其啮合的从动轮必须克服此扭矩继续旋转, 此扭矩逐级传递至输入电机端, 又成为试验减速箱的驱动力矩, 这就在整个系统中形成“封闭功率”, 借此实现对被试齿轮箱的加载。
此系统中加载器采用了类似于汽车引擎功率的设计原理, 即P=T·ω, (其中, T为扭矩, ω为角速度) 。电机只为试验系统提供转速, 加载力矩完全由加载器提供, 齿轮所受的负载大小仅与加载结构的扭矩有关, 而与系统外的电动机无关, 因此试验系统中拖动电机的功率并不受试验件的制约, 这就使此系统可以实现以较小功率的电机驱动大功率齿轮箱的试验。由于电动机的作用就是克服整个运转系统中产生的各种摩擦阻力、补充摩擦形成的功率损耗以维持系统处于正常的工作状态, 因此电动机输出的功率仅为系统传动功率的20%左右。此试验台加载在静态、动态下均可进行, 且可随时加载、卸载, 且性能稳定。如700 kW减速箱试验系统中的拖动电机可以为250 kW, 甚至更小, 因此这种系统在重型及超重型的减速箱试验系统中可以大大节约成本。此系统的缺点是加载器的结构和两轴间距限制了两台减速箱的布置型式和低速轴的连接台架结构, 这会使试验台后期的投入增加, 这也成为机械封闭系统普及的一个制约因素。
3机械封闭式试验系统中功率流方向的确定
在机械封闭系统内, 如何确定试验减速箱和陪试减速箱取决于功率流的方向, 而功率流的方向取决于由外加力矩决定的齿面作用力的方向和由电动机转向决定的齿轮的转向。当一个齿轮所受到的齿面作用力与其转向相反时, 该齿轮为主动齿轮, 而当齿轮所受到的齿面作用力与其转向相同时, 则该齿轮为从动齿轮;功率流的方向从主动齿轮流向从动齿轮, 并封闭成环, 从而形成所谓的“封闭功率”。功率流也是驱动整个系统继续运转的主要动力, 但加载器的设计中极容易由于设计结构不合理和运动参数选择不当, 而引起封闭功率流, 这也是加载器设计中的一个难题。功率流方向的确定如图3所示。
4结束语
电封闭试验系统与机械封闭试验系统相比, 各有利弊, 但它们是保证减速器质量的必要的试验装置。可以肯定的是封闭试验系统会被越来越多地采用, 从而推动各行业试验系统朝着更节能、更合理、更环保的方向发展。
参考文献
[1]杨义勇.机械系统动力学[M].北京:清华大学出版社, 2009.
[2]李智刚, 程旭彦.机械封闭系统的研究[J].哈尔滨轴承, 2007 (4) :57-58.
挤压机主减速箱轴承故障分析及对策 篇8
挤压机是聚丙烯产品后处理单元中最重要的设备, 其能否正常、平稳的工作关系到整个装置的正常生产情况, 因此, 保证挤压机安全、稳定、长周期的运行是十分必要的, 不仅要靠装置技术人员精心操作和维护, 还需要状态监测人员对其进行精确的日常振动监测。挤压机主要技术参数如表1 所示。
挤压机机组结构图如图1 所示。
一、监测与诊断
1. 设备状态监测情况
2014 年12 月, 聚烯烃一联合车间聚丙烯装置操作人员发现该挤压机主减速箱振动状态异常。2014 年12月至2015 年3 月, 对该机组进行振动状态监测, 监测人员使用SKFAX便携式数采仪对挤压机主减速箱进行现场振动数据采集。主减速箱监测1#轴测点分布图如图2 所示。监测数据如表2 所示 (备注:H—水平、V—垂直、A—轴向) 。监测依据标准:SHS01003-2004《石油化工旋转机械振动标准》和SKF冲击标准。
2. 设备磨损监测情况
同时, 对该挤压机主减速箱进行了磨损与润滑监测与诊断。通过红外光谱、元素光谱和铁谱分析, 具体监测结果如下。
(1) 润滑油红外光谱监测分析
润滑油红外光谱监测数据如图3 所示。
监测结果表明, 挤压机主减速箱润滑油油品品质未见劣化趋势。
(2) 润滑油磨损元素监测分析
润滑油元素光谱监测数据如图4 所示。
监测结果表明, 在本次监测周期内, 挤压机主减速箱润滑油液中, 铬元素和硅元素增大, 后逐渐降低。
(3) 润滑油中磨粒监测分析
如图5、6, 监测结果表明, 在本次监测周期内, 该机组主减速器润滑油中以正常磨粒为主, 存在个别大粒径疲劳磨粒, 少量严重滑动磨粒、切削磨粒及氧化物。
3. 设备故障的诊断
(1) 振动监测诊断分析
由于1#、2#测点处均有轴承, 两处轴承的相关信息如表3 所示。
对挤压机主减速箱1 轴进行振动频谱分析, 2015年1 月15 日, 齿轮箱1 轴1#、2#测点水平方向冲击频谱图如图7、8 所示, 齿轮箱1 轴1#、2#测点水平方向冲击频谱如图9、10 所示。由图7 分析可知, 1#测点主振频为轴承外圈故障频率及其2、5、6、9 倍频;由图8 分析可知, 2#测点主振频为轴承外圈故障频率及其2、5、7 倍频;由图9 分析可知, 1#测点主振频为轴承外圈故障频率及其2、5、6、9 倍频;由图10 分析可知, 2#测点主振频为轴承外圈故障频率及其2、5、7 倍频。
通过对挤压机主减速箱振动频谱分析, 齿轮箱1 轴1#、2#测点的冲击较大, 主冲击频率为轴承外圈故障频率及其倍频, 引起冲击的主要原因为轴承外圈故障。
(2) 磨损及润滑监测诊断分析
润滑油红外光谱监测分析结果表明, 挤压机主减速箱润滑油油品品质未见劣化趋势。润滑油品质非造成机组运行异常的原因。
润滑油磨损元素监测分析结果表明, 在本次监测周期内, 挤压机主减速箱润滑油液中污染元素铬元素和磨损硅元素含量在2014 年11 月前增加趋势明显, 在11 月达到最大值, 后逐渐降低。润滑油中金属元素含量降低的原因是由于减速箱带有过滤系统, 位于润滑油液取样口下游位置, 作用是对润滑油进行过滤, 保证润滑质量。所以在产生磨损初期, 磨损元素含量增大, 随着润滑油经过过滤系统重新注入机组, 在后续取得的样品中的磨损元素会有一定的下降。而磨损元素中, 硅元素含量增加现象表明, 机组主减速箱油品可能曾受到外界杂质污染, 极有可能造成机组轴承和齿轮部件产生三体摩擦磨损损伤。而铬含量增大, 分析认为是由于轴承滚子磨损引起铬元素含量增大, 造成机组轴承和齿轮部件产生二体摩擦磨损损伤。
润滑油中磨粒监测分析结果表明, 在本次监测周期内, 该机组主减速箱磨损严重程度在2014 年11 月前增加趋势明显, 在11 月达到最大值, 后逐渐降低。降低的原因与元素光谱分析情况基本一致。异常磨粒以大粒径切削磨粒为主, 尤以2015 年3 月磨损监测情况最为严重, 磨粒形貌如图5、图6 所示。此现象表明, 该机组主减速器部分摩擦副可能发生较为严重的滑动、切削磨损损伤。
二、故障验证与讨论
1. 故障的验证
为了验证前期监测与诊断分析的准确性, 在2015年4 月35 线挤压机停工检修期间, 详细调查了机组的检修全过程。在检修过程中过程中发现, 在主减速箱1轴的某个轴承外圈内侧发现一道明显划痕, 现场验证的故障情况基本符合前期状态监测的诊断意见。
2. 故障原因分析与讨论
通过采集振动数据进行分析, 发现减速箱1 轴的1#和2#测点在g E冲击值方面有明显的增大趋势, 其中1#测点g E冲击值由3.1 增大到5.3, 而2#测点g E冲击值由4.8 增大到6.3。而振动烈度并无明显变化。磨损监测情况基本与此一致。
由频谱数据监测结果来看, 2014 年12 月28 日至2015 年3 月3 日期间, 齿轮箱1 轴1#、2#测点水平方向冲击频率为其轴承外圈故障频率及其倍频, 导致该频率出现的原因可能是轴承外圈故障。引起该轴承外圈故障的原因可能是多种多样的, 需要对其进行进一步分析才能了解故障原因。磨损元素光谱及磨粒定性铁谱分析结果也验证和确定上述缺陷的客观存在。
根据现场调研和查阅资料可初步确定, 该轴承主要失效形式为卡伤或滚道压痕。该轴承上划痕可能与过大载荷、润滑不良、异物进入、轴承内外圈倾斜、轴上产生挠度、运输过程中受到冲击导致精度不良等几个因素有关。
过大载荷和润滑不良会引起轴承面积较大且无规律的磨损, 但现场调研并未发现此现象;轴承内外圈倾斜和轴上产生挠度虽然会导致卡伤, 但同时由于受力不均, 会磨损轴承内最脆弱的保持架, 但从现场调研结果来看, 该轴承保持架并未出现相应磨损;而在加工和运输过程中, 由于轴承必须平放, 会导致轴承外圈内侧产生一道轴向划痕, 在现场调研时未发现有轴向划痕, 遂排除该可能。由于该划痕的位置特殊, 恰好接触了轴承的滚子和外圈内侧, 所以分析认为导致划痕产生的主要原因是坚硬异物的进入, 使异物与滚子一起在轴承外圈内侧做圆周运动, 将其划伤导致轴承损坏、振动和冲击值的增大。磨损监测元素光谱分析污染元素硅、磨损元素铬元素含量的异常变化, 表明造成轴承异常磨损的来源及程度。
三、故障处理及对策
本次机组检修, 根据设备故障检查及评估, 对该挤压机主减速箱轴承故障, 采取更换损坏的23060CC/C3W33 轴承的措施。
对后续挤压机的日常操作与维护, 首先要对挤压机主减速箱1 轴进行彻底清理, 查找并整改其余可能导致振动、冲击增大的因素, 例如磨损、腐蚀、载荷过大等。其次, 进一步加强挤压机组振动与磨损的状态监测, 实现机组状态维护与状态维修, 确保机组安稳长周期运行。
四、结语
滚动轴承作为石化设备关键部件, 也是其重要故障源之一。本文通过对CMP308 型挤压机机组振动、磨损联合监测与诊断分析, 及早发现了机组运行的异常现象, 并在接下来的时间里对该机组进行持续的跟踪监测与诊断, 确认了机组的故障类型与程度, 为机组检修前的安全运行提供了及时准确的技术支持。
通过本案例可以看出, 振动、磨损与润滑状态监测诊断技术在准确了解轴承的性能状态变化和及时发现潜在故障等方面起着非常重要的作用, 可有效提高机械设备的运行管理水平及维修效能, 从而显著提高经济效益。
参考文献
[1]杨国安.滚动轴承故障诊断实用技术[M].北京:中国石化出版社, 2012.
[2]李祉川、程以德等.化工厂机械手册[M].北京:化工工业出版社, 1989.
