大功率齿轮箱

2024-12-07

大功率齿轮箱（精选4篇）

大功率齿轮箱篇1

0 引言

润滑油在两个工作面之间形成润滑油膜, 在两个工作面受到载荷和相对运动的作用下, 油膜内部由于摩擦导致温度上升, 通过润滑系统将油膜产生的热量带走, 而该热量正是工作面之间的功率损失。在齿轮箱中, 产生热量的功率损失有:轮齿系统的功率损失Pg、轴承 (本文仅考虑滚动轴承) 功率损失Pb和密封件的功率损失。由于大功率齿轮箱一般采用机械密封, 密封件不产生摩擦热, 故本文不予考虑, 如果采用摩擦密封则应根据具体形式计算出相应的功率损失。根据润滑油的比热容、允许温升和压力可计算出各个润滑点的润滑油量和喷嘴直径, 进而可以确定齿轮箱总润滑油量及其他润滑参数。

1 轴承损失功率计算

轴承功率损失Pb包括两个分量[1], 即与负载无关的分量Pb0和与负载相关的分量Pb1。

对于υoiln<2 000 mm2/ (s·min) ,

对于υoiln≥2 000 mm2/ (s·min) ,

式中:υoil为工作温度下润滑油的运动黏度, mm2/s;n为轴承转速, r/min;f0为与轴承型式及润滑相关的系数;dm为轴承中径, mm;ω为轴承角速度, rad/s。

与负载相关的分量Pb1计算如下:

式中:f1为轴承系数;P1为等效轴承载荷;a、b为指数。

另外, 在承受轴向负载的滚子和滚针轴承的情况下, 还会产生一项附加损耗Pb2:

式中:f2为轴承系数;Fa为轴承承受的轴向力。

所以, 齿轮箱中轴承的损失的功率为:

m为轴承个数。单个轴承的损失功率为:

2 齿轮损失功率计算

齿轮损失功率可按照文献[1]中的方法进行计算, 但是比较繁琐, 这里介绍一种比较简单的齿轮损失功率计算方法:

式中:P为齿轮装置的额定功率, W;f为与两齿轮齿顶高有关的系数, 当ha≤mn, f=2.3;当ha= (1~1.8) mn, f=3.1;μz=1.25μ, μ为齿轮啮合接触摩擦系数, 由图1根据滚动速度之和v∑=2vsinαt′确定, v为齿轮圆周速度, m/s;“+”用于外啮合, “-”用于内啮合。

n为齿轮级数。

3 各润滑点润滑油量计算

我们认为各个轴承及齿轮损失的功率全部产生热量, 并且这部分热量完全通过各个润滑点的润滑油温度上升来吸收带走, 因此可以得到以下结论:

系统产生的热量PH等于润滑油吸收的热量Poil, 系统产生的热量就是式 (2) 和式 (3) 中计算的功率损失值, 润滑油吸收的热量计算如下式:Poil=ρQc△T/60。 (9)

式中:Poil为润滑油吸收的热功率, J/s;ρ为润滑油密度, 一般取0.86 kg/L;Q为润滑油的流量, L/min;c为润滑油的比热容, J/ (kg·℃) ;△T为润滑油的温升 (根据齿轮箱要求设定) 。

因此, 各润滑点的润滑油量计算如下式

t为润滑点数量。

4 各润滑点润滑参数计算

计算出每个润滑点的润滑油量后就可以根据润滑油的出口压力来确定各喷油点的喷嘴直径了, 小孔流量公式如下式:

式中:Cd为流量系数, 一般取0.6;A0为喷孔面积, mm2;△p为喷孔内外压力差, 一般取0.15~0.30 MPa。

润滑系统中还应计算润滑管路的通径, 润滑管路结构类似树状结构, 有主管路、次管路及各分支管路, 如图2所示, 根据下游流量总和由下式计算管路直径:

P2-1P2-2

式中:d为管路直径, mm;Q为该管路的流量, L/min;v为管路中润滑油的流速, 取1.3 m/s。

5 结论

对于大功率齿轮箱的强制喷油润滑, 本文详细计算了轴承、齿轮的功率损失, 并据此计算各个润滑点的喷嘴直径和管路直径, 为大功率齿轮箱润滑系统设计计算、元器件选型提供了一种快速可行的计算方法。采用此方法设计的润滑系统已成功用于多种规格的齿轮箱中, 实践证明, 本计算方法适用于大功率齿轮箱的强制润滑系统。

摘要：大功率齿轮箱一般采用强制喷油润滑系统, 具有润滑充分、精确控制等优点。但仅凭经验设计易出现润滑过量、润滑不足和润滑不均衡等问题。文中结合设计经验和实际, 提出一种系统计算大功率齿轮箱润滑系统的方法。

关键词：大功率齿轮箱,润滑系统,喷油润滑

参考文献

[1]BS ISO/TR 14179-2:2001 Gear Thermal capacity Part 2:Thermal Load carrying capacity[S].BSI, 2001.

[2]章宏甲, 黄谊.液压传动[M].北京:机械工业出版社, 1993:26-41.

[3]张展, 张弘松, 张晓维.行星差动传动装置[M].北京:机械工业出版社, 2007.

大功率齿轮箱篇2

1 液压式工程机械动力传递方式

动力分流型齿轮箱由于其结构非常紧凑, 通常用于工程机械、重型汽车等机械的行走驱动, 通常由液压马达提供动力。图1为液压式工程机械常见的动力传递方式。

2 动力分流型齿轮箱简介

2.1 动力分流形齿轮箱的参数与传动简图

本文以工程机械中常见的一种动力分流形齿轮箱为例, 计算其传动比, 为最终功率的分配提供计算的输入数据。其传动简图见图2。

由图2中可以看出, 动力由第一级太阳轮输入, 并有部分功率输出至第一级内齿轮, 剩余部分功率经第一级行星架传入第二级行星轮系, 分流部分功率输出至第二级内齿轮, 剩余部分功率经第二级行星架进入第三级行星轮系, 并输出至第三级内齿轮。3个内齿轮为一体固连, 共同驱动车轮。

表1为工程机械常见三级行星传动轮边减速器的详细参数。输入功率为131kW。

2.2 传动比计算

假设行星轮与内齿轮转动方向相同, 根据齿轮啮合处节圆线速度相等, 可列如下方程:

由于第三级行星架固定, 3个内齿轮为一体有如下等式成立:

解式 (1) ～ (6) 可得:

传动比i=ωs1/ωr3=-136.28 (负号代表输入与输出方向相反)

亦可根据式 (1) ～ (6) 得出各级传递的速比, 由于篇幅所限省略。

其中:ωc1-第一级行星架角速度;ωc2-第二级行星架角速度;ωc3-第三级行星架角速度;Rsn-第n级太阳轮节圆半径;Rpn-第n级行星轮节圆半径;Rr n-第n级内齿轮节圆半径。

3 分流功率分析

已知太阳轮输入的功率为p输入=131kW, 输入速度ns1=3000r/min, 根据以上速比计算的结果, 所以有:

由于第一级行星架的输出功率与第二级太阳轮的输入功率相等, 可得:

第一级行星架的功率

第二级太阳轮传递扭矩

由于第二级行星架的输出功率与第三级太阳轮的输入功率相等, 可得:

第二级行星架的功率

第三级太阳轮传递扭矩

上述式中, Ftn-第n级行星轮系各行星轮啮合的切向载荷之和, N;nSn-第n级行星轮系太阳轮的转速, r/min;nCn-第n级行星轮系行星架的转速, r/min。

因此, 由于动力分流, 此三级行星传动的功率分别为:

第三级行星轮系传递功率:pC2=101.9kW

第二级行星轮系传递功率:pC1=124.6kW

第一级行星轮系传递功率:p输入=131kW

由以上分析可知, 第一级行星轮系的齿轮的模数虽较第二级、第三级行星轮系小, 但其传递的扭矩远小于第二级、第三级行星轮系, 因此是安全的。各级轮系的功率和扭矩经计算均已得出, 为进一步分析齿轮强度及轴承的寿命, 提供了输入条件。

以上计算未考虑传动中的摩擦功率损失。

4 结语

动力分流型齿轮箱的齿轮强度校核一直是一个比较棘手的问题, 尤其是各级行星传动的功率究竟如何分配更是计算齿轮强度的前提, 笔者通过相关书籍及自己的总结, 得出了以上功率分配的结果。下一步按GB/T3480 (或ISO6336) 、ISO281标准, 可计算齿轮的强度和轴承的寿命。

经以上分析的齿轮箱已应用于实践, 装备于12m摊铺机中, 并正常运行3年多, 充分证明本计算的正确。

摘要：通过对动力分流型行星齿轮箱 (轮边减速器) 中的功率分配情况进行了计算, 为进一步分析此类齿轮箱的承载能力提供了计算的依据。并以工程机械三级行星传动动力分流型齿轮箱为例, 根据其速比、扭矩的分配, 计算其各级的传递的功率。

关键词：齿轮箱,功率,动力分流

参考文献

[1]黄锡恺, 郑文纬.机械原理 (第六版) 》[M].北京:高等教育出版社, 1993.

大功率齿轮箱篇3

目前, 国际市场上大功率平面激光切割机的X、Y、U轴主流驱动方式为精密齿轮齿条驱动。在设计激光切割机的过程中, 不同设备的性能需求是不一样的, 即使在同一台设备上, 不同的驱动轴也可能有不同的性能要求。针对不同的性能需求合理地设计和选择相应的齿轮齿条驱动系统, 对于激光切割机可靠性及设备成本控制有很大帮助。

1 各种齿轮齿条驱动系统设计和选择对比分析

1.1 键槽输出

图1所示为键槽输出型齿轮齿条驱动系统, 伺服电机经行星减速机减速后, 减速机的输出轴 (带平键A12×8×50) 驱动齿轮与齿条 (未示出) 啮合实现直线运动。采用该设计的激光切割机的轴运行精度 (定位精度) 在±0.20 mm内, 同时轴的加速性能一般, 约为0.4g (最高定位速度60 m/min) , 适用于低端需求。

1.2 胀紧套 (或锁紧盘) 输出及其演化

目前, 激光切割机的发展趋势是高速度、高精度及高动态特性, 键槽输出的设计已经远远达不到相应的需求。图2所示为胀紧套输出型齿轮齿条驱动系统, 伺服电机经行星减速机减速后, 减速机的输出轴 (光轴) 通过胀紧套驱动齿轮与齿条 (未示出) 啮合实现直线运动。采用该设计的激光切割机单轴最大定位速度达到72 m/min, 加速度达到 (0.8~1) g, 轴运行精度达到±0.10 mm, 适用于中端需求。对于此工况, 键槽输出不仅精度达不到要求, 其能传递的扭矩也已经不够。A12×8×50的平键能传递的转矩为308 Nm, 而需要的加速转矩达到428 Nm (见后续计算) , 采用Z2型胀紧套可传递转矩1000 Nm, 满足需求。该设计还有一种原理类似的锁紧盘方式, 可提供转矩1 420 Nm, 与胀紧套的区别是锁紧盘在齿轮外将齿轮锁紧在减速机的输出光轴上。在如今的设计中, 将上述设计方案进行再优化提升衍生出省去胀紧套的方案, 即采用热装或激光焊接的方法将齿轮与轴合为一体, 可将轴运行精度提高到±0.05 mm。

1.3 法兰输出

在采用胀紧套输出 (或一体输出) 齿轮齿条驱动激光切割机的试制过程中我们发现, 若想再提高机床的速度或动态性能已经不行了, 所产生的现象是轴的抖动, 切割产生波纹。目前鉴于检测的可操作性, 激光切割机的定位精度往往是在低速状态采用块规选择多点进行检测, 反映不了实际运行精度, 而实际高速频繁加减速切割时其定位精度会恶化。齿轮齿条传动在高速机械往复运动中做到精确定位的关键在于尽量减小由于运动产生的角偏差, 其定位精度取决于两个值:一个是与加载有关的偏转角, 它涉及到扭转刚度和回程间隙;另一个是与运动有关的同步偏差 (指在减速机输出轴转一圈时所测得的输入转速与输出转速两值的偏差。这种偏差是由齿轮加工容差引起的, 从而导致极微小的角差以及速比差) 问题。在齿轮齿条传动系统中的减速机选型环节, 我们注重的是减速机 (以德国Alpha减速机技术参数为例) 本身的回程间隙jt (减速机输出轴与输入端的最大偏差角, 通常选择jt<3arcmin) , 而往往会忽略其扭转刚度对精度的影响 (比回程间隙影响还要大许多) , 下面以X轴为例说明:

1) 按回程间隙 (由制造精度和特定齿轮组合方式决定的齿轮齿之间的啮合面间隙) 计算减速机转一圈的偏差b=2πr·α/360=2π×48×3÷60÷360=0.042 mm。

式中:b为偏差;r为齿轮半径;α为减速机回程间隙 (角度偏差) 由弧分换算为度的数值。

2) 当在减速机上加载力矩时, 减速机的扭转角又会产生变化, 此时计算偏差所要参考的技术参数是减速机的扭转刚度 (由加载力矩和所产生的扭转角之间的比率, 它说明需要用多大的力矩才能把输出轴转动1′) 以及减速机本身所承载的最大加速扭矩。

由于激光切割机的工况属于周期工作制, 所以校核减速机的最大加速力矩尤为重要。首先计算电机最大加速转矩:

式中:Ta为电机最大加速转矩;Vm为电机最快转速 (以达到设计最大速度为限, 不以电机理论最大速度计算) ;ta为加速时间 (菱形加减速20 ms+100 ms) ;JM为电机惯量;JL为负载惯量 (经计算得出) ;η为机械效率 (一般计算中未考虑, 是一个重要参数) ;ks为位置环增益 (激光切割机系统参数设定值, 一般不考虑) 。

式中:i为减速机减速比;T2b为减速机输出的最大可用加速力矩;T2b=428 Nm

由于轴输出减速机SP140的扭转刚度值为53 Nm/ (′) , 故由最大加速力矩导致的减速机输出轴的角度偏差为:428/53≈8′, 按前述计算方法得出减速机转一圈而由此产生的轴位移偏差达到了0.154 mm。实际应用中, 这个数值会偏小, 因为在加速过程中, 最大加速力矩是个瞬间值, 如图3所示。

通过上述计算可知, 采用轴输出减速机在高加减速机械往复运动时的定位精度会产生较大波动, 所以, 一种新的齿轮齿条传动方案应运而生:法兰输出, 如图4所示。

该传动方式采用法兰齿轮与法兰输出减速机直接用螺钉连接, 两者之间有精确定位。由于齿轮变小 (直径为60 mm) , 减速比相应减小 (i=7) , 负载惯量与上述基本相当, 而与光轴输出减速机SP140同等规格的法兰输出减速机TP050的扭转刚度为159 Nm/ (′) , 整整大出3倍。所以同样的加速转矩在法兰减速机输出轴上产生的的角度偏差为:42.8×7/159≈1.9′, 相应轴位移最大偏差为:

完全能满足激光切割机的需要 (齿轮直径变小也是一大因素) 。采用该设计的激光切割机轴运行精度可达±0.025 mm, 轴加速度可达1.2g (轴最大定位速度为100 m/min) 甚至更高。与前述类似, 将法兰齿轮与法兰输出减速机采用激光焊接合为一体后, 其轴运行精度甚至可提高到±0.01 mm, 可满足高端应用。

2.4 直接输出

惯性匹配法是长期以来被认为最好的齿轮传动比选择工具。事实上, 由于高质量减速机的成本是电机的2倍, 小型号电机并不适用于低成本应用场合。更进一步说, 质量和性能主要是由于齿轮的间隙和轴的弹性变形量来决定, 而不是电机本身。下面是一些更好地规则:1) 任何高于惯性比的传动比都是错误的。2) 最好的传动比总是低于或等于惯性比, 并且要考虑电机和减速机的成本。3) 与小的传输比相比, 大的传输比会使控制带宽变窄、精度下降、能耗加大。

上述因素充分说明, 由直接驱动代替齿轮减速是当前高性能激光切割机的发展趋势。前述3种齿轮齿条传动系统中均含有减速机这个中间环节, 所以减速机的性能无论多好总是有回程间隙 (约为1′) 存在, 对于需要更高速度、更高精度以及更高动态特性的激光切割机来说, 取消这个中间环节则变得相当重要。在这种需求下, 我们选择了力矩电机直接驱动齿轮技术 (如图5所示) 。直驱力矩电机的重复误差小于1″, 因此, 直驱力矩电机的位置保持能力比传统电机加减速机好60倍。机械传动部件限制了激光切割机的轴启动和停止速度, 并限制了所需的加减速时间, 直接驱动技术消除了这些限制因素, 可以实现更快地启动和停止操作, 并显著缩短加减速时间。采用该设计的激光切割机轴加速度可达 (1.5~2) g (轴最大定位速度为120 m/min) 。

表1为总结出的已知激光切割机轴定位精度后相应的齿轮齿条传动系统的一般选择方案。

3 结语

在我们设计激光切割机过程中, 由于设备的档次不同, 其精度及性能需求是不一样的, 即使在同一台设备上, 不同的轴也有不同的要求 (如U轴定位精度要求相对较低) 。在设计初期必须先确定设备各轴实际工作状态的定位精度, 然后根据应用工况 (如周期工作制、加减速时间等) 经正确计算 (重点为最大加速力矩的核算) 后选择相应种类的减速机以及相应精度的齿轮和齿条。

参考文献

[1]成大先.机械设计手册[M].北京:化学工业出版社, 2011.

[2]GE FANUC Automation Computer Numerical Control Products, AC Servo Motorαis Series Descriptions[M].FANUC, 2003.