立磨机减速装置整体式建模设计方案

1 立磨机减速装置整体式建模设计方案 1 引言 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 (4200，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 士 麦 本 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 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 2 立磨减速机的总体设计思路和结构特 点 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 2 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 大功率的要求。 本次设计的 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。 磨减速机的工作原理 图 2磨减速机剖示图 如图 2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 3 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 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维装配图 序号 名称。 1 电机功率 ( 4300 2 输入转速 ( 990 3 输出转速 ( 减速机速比 轴向载荷 F=6560 6 最大轴向载荷 8900 7 油量 (L) 4000 8 减速机转动惯量 减速机重量 (t) 105 表 磨主减速机齿轮传动参数表 中心距 ( 模数 ( 齿数 齿宽 ( 螺旋角 速比 4 第一级 / 22(大端 ) 21/50 199 / 二级 940 18 22/80 330 10 三级 576 12 37/59/155 250 / 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 (50)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 ，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 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 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 5 够高，所以齿轮材料选为为 38 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 磨主减速机总速比为 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 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 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。 齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 2H 9 21 0 . 5td u （ 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。 113）选取锥齿轮齿宽系数R。 4）查得材料的弹性影响系数 6 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。 1 1 0 n 2N 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 H N 1 H 1 K S 2 li m 22 S （ 2）计算 1）试算小齿轮分度圆 直径1入 H中较小的值。 2H 9 21 0 . 5td u 2）计算圆周速度 v。 1160 1000 3) 计算齿宽 b。 2112R t d 4）计算载荷系数。 根据 v ， 6 级精度查得动载荷系数 1； 锥齿轮， 1； 查得使用系数 1； 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 1 . 5H F H b K 故载荷系数A v H K K K 7 5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 311）计算模数。 11dm z 齿根 弯曲强度计算 13 2 22141 0 . 5 1F a S （ 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1齿轮的弯曲疲劳强度极限1 2) 取弯曲疲劳寿命系数1 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S，由次得 111 F N F S 222 F N F S 4）计算载荷系数 K。 A v F K K K5）查取齿形系数。 由公式22 1211c o t t a ，可得 1 ， 2 由锥齿轮当量齿数的计算公式可得： 小齿轮当量齿数1齿轮当量齿数2 由以上数据可查得齿形系数1 8 6）查取应力校正系数。 查得应力校正系数1 7）计算大、小齿轮的 加以比较。 111 222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1d，算出小齿轮齿数。 11 dz m 大齿轮齿数 21z i z分度圆直径11d 22d 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。 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 锥齿轮轴建模图 （ 1） 轮齿的参数化建模图 9 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（ 2）阵列轮齿形成小锥齿轮如下图所示 10 图 3列后形成的小锥齿轮 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 22 21 20 1 0 99 大齿轮 22 50 20 1 1 99 大锥齿轮的建模图如下图所示 11 图 3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（ P= 工况系数 KA=轮转速 ( 压力角 ( 轮转速 ( 齿顶高系数 隙系数 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（ M=数 21 50. 净齿宽 (=位系数（ 螺旋角 ( =0 切向变位系数（ 大端 分度圆直径（ 精度等级 中点分度圆直径（ 线速度 (m/s)面，齿线重合度 总重合度 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 触应力极限值 曲应力极限值 12 *应力分析计算 * 扭矩 ( 小轮 切向力 (N ) 界转速比 N= 单齿刚度 合刚度 *接触应力 * 节点处接触区系数 性系数 触比系数 旋角系数 载系数 向载荷分布系数 面载荷分布系数 算接触应力 ( 轮 大轮 寿命系数 滑系数 度系数 寸系数 糙度系数 用接触应力值 ( 触应力安全系数 用最小接触安全系数 *弯曲应力 * 动载系数 向载荷分布系数 面载荷分布系数 旋角系数 触比系数 轮 大轮 齿形系数 力集中系数 寸系数 命系数 感系数 面状况系数 算弯曲应力 ( 用弯曲应力值 ( 曲应力安全系数 用最小弯曲安全系数 13 入轴的强度及刚度计算 入轴的设计计算 将输入轴受力简化后，如图 3示 : 图 3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 (速 (性模量 (扭模量 (承间距 (曲疲劳极限 (转疲劳极限 (伸强度极限 (许最大挠度 (许最大偏转角 (0 许最小疲劳强度安全系数 =14 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 2 2 211 3 3 220 0 0 4 220 374 3 5 300 654 0 6 300 734 3 7 423 864 0 0 0 0 0 2 0 0 0 0 3 0 0 0 0 4 0 0 0 0 5 0 0 0 0 6 0 0 0 0 7 0 0 输出数据 轴惯性矩 极惯性 矩抗弯模量 抗扭模量 1 15 5 * * 疲劳强度与刚度计算结果 : 截面号 挠度偏 转角 (1 扭转变形 (扭转角 )= 截面号 S 1 最大挠度计算结果 : 最大挠度 : 位于截面 7 通过 锥齿轮轴的建模设计 草绘图如下图所示 16 图 3锥齿轮轴草绘图 小锥齿轮轴旋转拉伸后建模图 图 3二轴的强度及刚度计算 二轴的设计计算 将第二轴受力简化后，如图 3示 : 17 图 3二轴受力简 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 (速 (性模量 (扭模量 (承间距 (曲疲劳极限 (转疲劳极限 (伸强度极限 (许最大挠度 (许最大偏转角 (许最小疲劳强度安全系数 =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 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。 18 轴最大挠度计算结果 : 最大挠度 : 位于截面 5 通过 二轴的建模设计 绘制第二轴的草绘图如下 3二轴草绘图 通过旋转拉伸后的建模图如下 19 3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 3二轴完整建模图 的强度计算 输入轴键的强度校核 : 键材料为 42b=850全系数取 n=许用挤压应力 850 3 4 02 . 5b M P 许用剪切应力 0 . 5 1 7 0 M P a 键挤压应力应满足 2 键剪切应力应满 足 2 按两倍过载计算剪切应力 20 式中 :最大工作力矩 T=41475 103径 d=190与毅接触高度 k=10宽度 b=45工长度 l=285入公式后 2 4 1 4 7 5 1 0 0 0 1 5 3 . 2 1 9 0 1 0 2 8 5 M P a 2 8 2 9 5 0 1 0 0 0 6 8 1 9 0 4 5 2 8 5 M P a 键强度安全。 动轴承寿命计算 入轴 已知小锥齿轮受轴向力 77向力 F=147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 77承担径向力 )，则其当量动负荷 P=177其寿命计算公式计算 4062h，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 161承 21 担轴向力 )，则其当量动负荷 P=161其寿命计算公式计算6660h，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 08承担轴向力 )，则其当量动负荷 P=108其寿命计算公式计算7000h，满足设计使用要求。 轴 已知锥齿轮受轴向力 02向力 47柱齿轮受轴向力 7向力 82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 5向力 291其当动负荷 P=321其寿命计算公式计算 0084h，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 56承担轴向力 )，则其当量动负荷 P=256其寿命计算公式计算 5662h，满足设计使用要求。 4第二级传动部分的设计 计总体要求 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 比且精度越高， 22 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 17行渗碳淬火处理，齿轮精度设定为 6 级 以上。 间级斜齿圆柱齿轮传动分析及设计 开线斜齿圆柱齿轮传动 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 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 17碳淬火，齿轮精度 6 级以 上。 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 23 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。 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 ( p=4300 使用系数 轮转速 ( 压力角 ( ) 轮转速 ( 齿顶高系数 顶隙系数 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 ( 数 22 80 净齿宽 ( B=向变位系数 螺旋角 ( ) =度圆直径 ( 齿顶圆直径 ( 中 心 距 ( A=根圆直径 ( 实 际 齿 数 比 u