高速齿轮（精选6篇）
高速齿轮 篇1
0引言
齿轮一旦产生磨损、起麻点、剥落、渗碳层碎裂、疲劳损坏、撞击损坏、波纹、起棱和冷变形等破坏,就会增加机床运行中的噪声,影响冲压传动中的精度和稳定性[1],所以对齿轮的进一步优化和维护是生产高精度高速度压力机中不可缺少的一个环节,而大多数齿轮的损坏是由于齿轮载荷过大,或因不正确的换档或操纵离合器引起的撞击或震动,而如果齿轮内部有缺陷, 只有通过金相检查才能确定[2]。随着加工工艺和生产工艺的进步,越来越多的齿轮采用球铁铸造工艺完成, 然后再对齿轮进行热处理和淬火。本文在对400T压力机齿轮啮合强度理论计算和有限元分析的基础上, 验证小齿轮的材料能否用QT700-2代替40Cr。
1齿轮啮合强度理论计算
1.1齿轮材料属性
大齿轮的材 料为QT700-2,小齿轮为40Cr或QT700-2,齿轮材料参数见表1。
根据机械设计手册和齿轮加工工艺可查得,小齿轮材料40Cr,热处理硬度为260HB~300HB,齿面淬火硬度为50HRC~55HRC,接触疲劳强度极限σHlim= 1 180 N/mm2,弯曲疲劳 强度极限 σFlim=620 N/ mm2[3];大齿轮材 料QT700-2,正火处理 硬度为240 HB~270 HB,齿面淬火 处理硬度 为45 HRC~ 50HRC,正火之后接触疲劳极限为σHlim=758 MPa, 淬火之后接触疲劳极限为σHlim=1 371MPa(有相关实验证明可达1 426 MPa),弯曲疲劳 强度极限σFlim= 450N/mm2。
1.2理论计算
通过机械设计手册和相关软件的辅助,计算可得大、小齿轮的接触强度和弯曲强度,计算结果如图1和图2所示 。传递功率P=896kW,小齿轮转速为127 r/min[4]。齿轮啮合理论接触应力和弯曲应力见表2。
由表2可知,当齿轮的材料变化时,齿轮的接触应力会有少许变化,即齿轮材料越硬接触应力越大,而齿根的弯曲应力基本不变。当小齿轮材料为40Cr,大齿轮材料为QT700-2时,弯曲疲劳强度的安全系数小齿轮为1.76,大齿轮为2.04。表3为齿轮的最小安全系数。从表3可知,大、小齿轮安全系数均在高可靠度范围内,还有一定的优化空间。
如果将小齿轮的材料改为QT700-2,则其弯曲强度的安全系数为1.48,还在较高可靠度范围内,所以按理论计算可知,小齿轮的材料可以用球铁替换。
2齿轮啮合强度有限元分析
2.1建立三维模型
将大、小齿轮装配在一起,并对其进行有限元网格划分,如图3和图4所示,齿轮之间的接触参数采用逼近法进行仿真[5]。
因齿轮的强度问题主要集中在啮合处,本文为了提高计算效率,使计算结果更精确,特将啮合点处网格划分较精细,其他部位网格划分较粗。
首先根据实际工况对压力机大、小齿轮进行约束, 因小齿轮是主动轮,所以可将大齿轮与曲轴接触的内圆柱表面在圆周方向固定,并给小齿轮与传动轴接触的内圆柱表面添加一个只可以旋转,不可以平移的约束和一个扭转力[6]。
2.2有限元分析结果
分别赋予大、小齿轮的材料为QT700-2和40Cr, 计算可得小齿轮的最大等效应力为235.5 MPa,如图5所示。赋予大、小齿轮材料均为QT700-2,计算可得小齿轮的最大等效应力为228.1 MPa,如图6所示。 由图6可知,更换材料后,小齿轮上等效应力变化不大,从而也验证了理论计算结果[7]。
由图5和图6可知,有限元计算等效应力最大值主要分布在节线附近靠近齿根的部位,而此处也最容易发生点蚀等破坏形式;齿根弯曲应力最大值主要分布在啮合齿的受压面齿根的圆角处,此处在齿轮折断破坏中也是比较容易断裂的部位。
通过上面的应力值可知,有限元计算的最大等效应力与理论计算齿根弯曲应力很接近,而与理论计算接触应力相差比较大,这是因为有限元计算取的是等效应力,更接近于齿轮的弯曲应力。但有限元分析的弯曲应力又稍微小于理论计算,这是因为理论计算选用参数比较保守,计算数值偏大,而有限元更逼近实际模型,计算比较准确。
3结语
本文对齿轮进行理论校核,判断小齿轮能否用材料QT700-2替换,节约生产成本,并用有限元方法进行验证,保证了计算的准确性。运用有限元方法,对齿轮啮合强度进行分析,其校核更准确更快速,拓宽了齿轮校核的新方法,并找出了有限元分析的优缺点;其中在有限元分析网格处理中,在整体网格划分的基础上对接触区域的网格进行更细致的划分处理,节约了计算时间,增加了计算结果的精度。
风电齿轮箱高速轴故障处理与分析 篇2
关键词：风电,齿轮箱,高速轴轴承
一、简介
德国Jahnel-Kestermann Getriebewerke GmbH (简称Jake) 是一家专业设计生产风电增速齿轮箱的公司, 早期伴随国内直接进口德国风电机组或引进德国风电机组设计技术的时候, 曾经有一批风电机组采用了Jake公司增速齿轮箱。
汕头风场采用的33台1.5MW双馈型变桨变频风力发电机组, 机组中使用的齿轮箱全部是德国Jake公司生产的PPSC1290型两级行星一级平行轴传动结构的齿轮箱, 虽然低速级和中间级采用了两级行星传递结构, 使用过程中表现得比较稳定, 但作为高速级的第三级平行轴传递结构因为转速较高, 相对扭矩也大, 长时间持续工作, 出现故障的情况比较多。
二、故障
某日, 汕头风场22#机组运行中发现齿轮箱高速轴后轴承温度偏高, 类似火车撞击铁轨的低沉异响。用听针对齿轮箱各级齿轮进行检查, 低速级齿轮和中速级齿轮运行的响声不是很大, 但高速轴一侧听到的异响声明显。初步判断齿轮箱高速轴轴承或者齿轮可能有损坏。随后检查齿轮箱润滑油位和润滑油油压, 都在正常范围。齿轮箱润滑油油温和旁边的其他齿轮箱润滑油油温相比偏高, 齿轮箱润滑油过滤器前后压差偏大。
用内窥镜检查, 发现高速轴前轴承滚子辊柱碎裂脱落。由此判断, 齿轮箱高速轴轴承温升异常和异响原因是高速轴轴承损坏。损坏的高速轴前轴承辊柱见图1。
更换高速轴前轴承, 型号由NKE NJ2324E.M换为SKF NJ2324ECMA, 测量轴承外圈跟齿轮箱配合处的间隙。考虑到轴承的破损可能导致有碎片掉入箱体, 于是将齿轮箱油放光, 用32插板以及65插板将第3个加热器拆开, 检查是否有轴承碎片, 以便清理。清理完齿轮箱底部的轴承碎片, 重新装上加热器。
拆下的高速轴后轴承是圆锥滚子轴承, 此轴承滚子的磨损点蚀失效, 导致滚子接触面金属粘连剥落, 进而导致辊柱破裂。轴承中靠近发电机侧的辊柱普遍产生表面金属粘连剥落, 而靠近齿侧的辊柱没有磨损, 只有被灼烧的痕迹 (图2) 。
由于Jake1.5MW风电增速齿轮箱采用2P+1H传动结构型式 (图3) , 高速轴后轴承是双向固定, 轴承外圈通过端盖预紧。这种固定方式特别容易受到装配精度的影响。间隙过大, 容易造成轴向窜动;间隙过小, 润滑不充分, 加剧摩擦生热, 表面软化, 过早出现异常剥落。
三、故障原因
机组在使用过程中, 由于发电机重量和工作过程中的动载荷, 导致机座后端有一定的下沉, 虽然齿轮箱输出轴和发电机输入轴之间采用了高弹性高适应对中能力的Centa弹性联轴器, 仅对后端发电机下沉后有一定的补偿调解作用, 但齿轮箱输出轴的高速轴前、后轴承所承受的载荷更加复杂, 出现故障的情况会比较多。更换轴承后, 重新对机组进行对中调整, 机组运转至今一切正常。
高速齿轮 篇3
关键词：参数化实体模型,高速机车牵引齿轮,有限元分析,过盈配合联接
渐开线齿轮作为一种重要的机械零件, 广泛应用于机床、车辆、船舶及航空器等传动装置中;同时在机车车辆传动领域也有着重要地位, 作为整个传动装置的核心, 机车牵引齿轮是使机车通过牵引电机电枢轴传递动力而使车轮转动的重要部件, 为使高速铁路机车牵引齿轮满足越来越高的车辆运行时速要求, 尤其是随着我国铁路运行速度的不断提高和高速铁路的迅速发展, 要求牵引齿轮所传递的功率越来越大, 转速越来越高, 同时又要具有尽可能高的运行寿命和承载能力, 要满足以上要求就需对齿轮的各项强度指标进行准确的分析计算。
在运行过程中某型机车牵引齿轮在工作和装配过程中多次出现小齿轮轮齿和轮毂断裂失效现象, 初步分析原因可能因齿轮在装配过程中由于齿轮和电机轴采用过盈配合的联接形式, 在齿根部产生初始残余拉应力, 导致失效的产生, 为分析齿轮在整个装配和工作过程中的应力分布情况, 采用Pro/E软件建立齿轮的装配模型并在ANASYS有限元分析软件中对齿轮装配和承载过程中的应力分布情况进行计算。
1、牵引齿轮的参数化模型的建立
1.1 渐开线曲线和螺旋线的生成
对于机车牵引齿轮所采用的变位斜齿圆柱齿轮的基本参数包括:齿数Z、法面模数mn、法面齿顶高系数ha n*、法面顶隙系数cn*、法面压力角αn、分度圆螺旋角β、法面变位系数xn、齿宽b及齿顶高削弱高度Yt等几个基本参数, 本文中通过在Pro/Engineer软件系统中定义相应的交互式参数, 实现对应零件实体模型的参数化建模。
对于齿轮的渐开线螺旋曲面, 本文由齿轮的端面渐开线齿形曲线沿齿向螺旋线方向拉伸空间螺旋面的方式生成;首先以齿轮的法面基本参数为基础, 生成齿轮的端面渐开线齿廓曲线;在软件环境下应用渐开线曲线的极坐标参数方程建立参考曲线, 并在柱面坐标系统下绘制渐开线斜齿轮端面渐开线曲线。
对于具有变位要求的斜齿轮其在分度圆上的齿槽宽et和齿厚st变位后对应弧长会产生变化, 考虑变位系数xn对尺寸的影响, 变位后的齿槽宽
, 由齿槽宽et推得齿轮齿槽分度圆上两对应点间的圆心角为, 使用镜面复制命令以角作为齿槽两反向渐开线对称中心平面生成完整的渐开线齿槽齿廓形状。
根据软件系统的建模特点, 共生成了三条分度圆柱面上的螺旋线作为轨迹曲线, 其中一条作为主轨迹曲线, 另外两条作为辅助轨迹曲线, 它们的轨迹方程完全相同, 只是曲线的起始参照点选在不同的位置, 在柱面坐标系下由螺旋线的极坐标参数方程绘制出空间螺旋线。
1.2、斜齿圆柱齿轮实体模型的建立
通过模拟斜齿圆柱齿轮的加工过程, 建立其三维实体模型, 用由法面参数通过软件计算所得到的齿顶圆直径da和齿宽b等尺寸建立齿轮的轮胚模型, 然后以所建立的端面渐开线齿槽形状为基本截面, 生成的螺旋线作为轨迹曲线, 采用等截面扫描命令, 在所建立的轮胚模型上切制出斜齿圆柱齿轮的齿槽;然后采用圆周阵列命令, 以齿轮轮胚轴线为中心, 生成Z组渐开线齿槽, 最后建立起齿轮实体模型;同时为分析齿轮和电机轴在装配和承载过程中的应力分布情况, 依据厂家提供的电机轴的生产图纸部分的构造轴段模型, 所形成的装配结构如图1所示:
2、齿轮压装过程中的有限元分析
2.1 有限元模型的建立
齿轮和电机轴采用过盈配合联接进行动力和运动的传递, 电机轴和齿轮轮毂分别加工成具有一定锥度的锥形轴段和轴孔, 然后采用液压压装方式将齿轮沿电机轴轴向压入一定深度形成过盈配合联接, 本文中模拟此压装过程在软件系统中进行两零件的接触问题非线性有限元求解, 并结合牵引齿轮传动过程中具体的受载情况进行加载前后的有限元对比分析。
首先将生成的Pro/E装配关系模型导入ANASYS软件系统中, 并设置相应的材料特性参数;选择八节点六面体单元类型作为模型实体单元, 对电机轴和小齿轮进行网格划分, 对电机轴共生成1737个节点、8234个单元, 对于主动小齿轮共生成49273个节点、220286个单元, 形成的齿轮和电机轴在压装前后的有限元模型如图2所示
2.2 边界条件和加载过程
齿轮在压装过程中, 模拟小齿轮沿轴向移动到达压装位置, 产生一定的过盈量, 具体边界条件为:选择上图电机轴的右端面进行全自由度约束, 并选择小齿轮左端面内的所以节点控制其在齿轮有限元分析计算过程中经10步逐渐沿轴向压入;选择电机轴颈外表面和齿轮轮毂轴孔内表面为配对表面, 采用表面对表面接触形式定义接触单元关系, 并对两表面进行接触单元的网格划分, 以定义两零件在过盈接触过程中的边界条件。
为对比齿轮在压装过程中和压装到位后的应力分布变化情况, 本文还进行了齿轮只产生相应过盈量而不进行压装操作情况下的应力分布的计算分析, 即在模型的装配过程中直接确定齿轮和电机轴的相对位置, 使之产生一定的过盈量后直接导入ANSYS软件中进行求解计算, 两次分析计算后的应力分布云图的对比情况如图3所示:
分析以上两次应力计算云图, 在压装过程中 (a) 和压装后 (b) 齿轮齿根部均有应力集中发生, 两次计算的第一主应力的最大值, 同时在齿轮轮毂孔内侧靠近锥孔大端面附近出现应力集中点, 并且应力分布情况, 相对于轴线两侧成镜像布置, 分析原因:从节点变形情况看, 轴孔变形后呈椭圆形, 椭圆形的短轴主要受拉伸, 应变较大, 长轴变形量较小, 所以对于短轴所在位置拉应力有最大值为, 并呈对称分布。
3、齿轮承载过程中的应力计算
为计算主动牵引齿轮在受载时的具体应力分布情况, 对齿轮压装到位后并受工作载荷的工作状态进行分析计算, 并在可行范围内改变齿轮的设计参数, 并进行对比分析。
3.1 载荷情况
将产生过盈配合的齿轮及电机轴模型加载入ANSYS系统中, 并进行参数设置、网格划分及边界和接触条件的设置。
经理论计算此对牵引齿轮在传动过程中的总重合度, 分析在齿轮受载过程中同时有两对以上的齿同时参与啮合, 并且齿轮在节点附近受载时受力轮齿齿对数较少, 理论上齿根应力较大, 所以模型中轮齿受的载荷施加在齿轮节圆附近的有限元模型节点上, 并控制在 (Z为齿轮齿数) 的圆心角范围内, 以此来考虑在齿轮节圆附近啮合时实际的受力齿对数对齿根弯曲应力的影响, 通过对轮齿节点施加载荷后, 对齿轮在接触过盈配合和载荷的共同作用下的应力分布情况进行计算, 通过计算得到的齿轮受载后的应力分布云图如图4所示:
齿轮轮齿进行加载计算后的应力分布情况:齿轮的最大应力出现在齿轮主要受力齿的齿根圆角处拉应力的最大值:
应力幅, 对于齿轮轮毂轴孔内侧应力分布:
拉应力最大值, 同样呈现由大端向小段逐渐减小的趋势, 并且在轴线两侧对称分布, 此分布规律与压装过程中应力相同, 只是应力值略有增加。
3.2 方案对比分析
经计算齿轮在此载荷条件下的应力值已接近材料在静强度下的屈服极限应力, 可能在冲击载荷的作用下产生塑性变形甚至弯曲断裂失效, 为提高齿轮的装配强度和工作可靠性, 采取两种方式降低其计算应力, 其分别是在保证齿轮装配中顶隙量不变的情况下适当减小小齿轮顶隙系数c*或增大小齿轮的变位系数xn 1, 使两种条件下的齿轮齿根圆直径分别增加4mm左右, 并形成与上文相同的配合过盈量和载荷条件, 带入模型进行有限元分析计算, 获得的应力对比分析情况见图5、6。
图5中 (a) 图是采用减小顶隙系数c*获得的应力云图, (b) 图为采用增大变位系数xn 1计算所得的应力情况, 从图中情况分析 (a) 图的计算应力的最大值为, (b) 图的应力最大值为, 两者都使齿根部的应力值减小, 但通过增大变位系数的方式应力的改善更为明显, 应力值约降低10%左右。
受载后的应力计算情况见图6所示。
加载后采用增大变位系数方式的 (b) 图的应力明显增加, 接近原分析计算结果, 应力的最大值达到662.5MPa, 应力幅;而采用降低齿轮顶隙系数C*方式的 (a) 图的计算结果, 应力最大值为581MPa。
应力幅, 对应于原计算结果此改进方案对应的最大应力和应力幅均显著降低, 对于机车牵引齿轮这种以弯曲疲劳破坏为主要失效形式的齿轮, 降低齿根受载过程中的应力幅对齿轮弯曲疲劳强度的提高具有更积极的意义, 因此考虑具体应力情况, 采用改变齿轮的顶隙系数的方法是提高齿轮弯曲承载能力和工作可靠性的最佳选择。
4、结论
本文通过分析斜齿圆柱齿轮和机车牵引齿轮的齿形特点和建模方法, 成功建立了可应用于变位斜齿圆柱齿轮的参数化模型和牵引齿轮的实体模型, 并应用有限元分析软件ANSYS对齿轮在压装和加载过程中的应力进行了分析计算, 根据计算结果分析, 得到了以下结论:
1) 、齿轮在进行压装装配过程中, 即出现应力过大及可能接近齿轮材料的屈服极限应力而产生塑性变形的危险, 同时在现场的安装装配过程也印证了上述计算结果, 因此有必要对齿轮的具体参数进行适当调整和对压装过程进行严格的装配控制, 以避免零件非正常失效的发生;
2) 、对进行参数修改后重新生成的齿轮模型进行了相应的压装和加载分析计算, 应力最大值由664.57MPa降低到581MPa, 应力幅值由56.3MPa降低到29.5MPa, 得到了较好的改进效果;
3) 、同时所生成的参数化模型为齿轮系统的参数优化和进一步对系统进行动力学分析计算提供了实用的模型和工作基础。
参考文献
[1]张训福, 黄康, 陈奇.渐开线齿轮齿根过渡曲线方程的建立及三维精确建模.组合机床与自动化加工技术, 2008, (02) .
[2]施高萍, 项春, 王莺.圆柱齿轮参数化建模及ANSYS的模型转换分析.煤矿机械, 2007, (03) .
高速齿轮 篇4
1 齿轮箱润滑油的应用特点
目前,高速列车齿轮箱箱体结构有整体式和剖分式,箱体材料为铸铝合金,除CRH5型动车外,其他传动型式均是一级圆柱斜齿轮传动,实质上是传动比在2 ~ 4之间的减速器。
齿轮箱的润滑主要是对齿轮和轴承的润滑,其应用特点有:1传递功率大,持续功率一般在300k W以上;2转速高,牵引齿轮圆周速度可达30 ~ 70m / s甚至更高,工作油温可达100℃以上;3列车运行地域广,环境温度变化范围大,具有良好的耐高温特性及低温启动性能,尤其对于高寒列车,要求能在- 40℃环境下正常运行;4抗风沙、耐负压能力强,密封性能好。
1. 1 齿轮的润滑
齿轮的润滑主要靠在齿面上形成的吸附膜和反应膜,吸附膜可以降低摩擦因数和摩擦力,反应膜可以防止胶合。吸附膜和反应膜的获得主要依靠合成基础油(PAO)和具有适量极压、抗磨性能好的优质添加剂。
润滑状态可分为3种:边界润滑、混合润滑及弹性流体动力润滑,它们取决于速度、应力、啮合精度、齿面粗糙度、润滑剂及润滑方式。一般的齿轮传动都是处于混合润滑的状态,或者是在某个啮合点处于弹性流体动力润滑状态,在另一个啮合点是边界润滑状态[1]。
齿轮齿面上的润滑虽不是单纯的弹性流体动力润滑,但仍可认为负荷的大部分由油膜所承担。一般常用油膜比厚λ来描述润滑状态,λ是齿面之间的最小油膜厚度与齿面粗糙度之比[1]。
式中:hm为齿面之间的最小油膜厚度(μm);δ为齿轮表面的综合粗糙度(μm);d1为主动齿轮节圆直径(m);αn为法面压力角;η0为动力粘度(MPa·s);n1为主动齿轮转速(r/min);i为传动比;b为齿宽(m);T1为主动齿轮转矩(N·m);α为压粘系数(m2/ N);β为螺旋角;Ε为当量弹性模量( N / mm2)。
由以上可以看出,λ的数值取决于设备(材料的几何外形)、操作条件(负荷、速度、温度)、润滑剂性能(粘度、基础油、添加剂)。
当λ值较小时,意味着油膜较薄,不足以分离相对移动的表面,从而产生磨损,润滑状况较为苛刻;当λ值较大时,意味着油膜较厚,足够厚的油膜分离齿轮副表面,润滑状况较温和,磨损减少。显然,λ值越高越有利于减少齿轮的磨损。
1. 2 轴承的润滑
高速列车齿轮箱常见的轴承配置方式有2种:1从动端为1对圆锥滚子轴承面对面配置,主动端轴承为NU + QJ + NU配置;2主、从动端均为1对圆锥滚子轴承面对面配置。
当列车运行时,主、从动齿轮高速旋转,一部分润滑油在离心力的作用下被甩至箱体内壁;另一部分由主、从动齿轮啮合处挤压至箱体两侧壁,从动端轴承集油槽和主动端轴承集油槽收集搅动飞溅的润滑油。收集到的润滑油通过从动端轴承进油孔、轴承座进油孔、主动端轴承进油孔及轴承座进油孔分别进入相应的轴承进行润滑,同时从间隙密封部位渗漏的润滑油在迷宫密封圈高速旋转下被甩至迷宫密封腔的底部,在重力作用下经回油孔回流至齿轮箱内部。
2 润滑油的选用
为了适应高速列车的工作环境和使用要求,高速齿轮用油不仅要具备一般传动齿轮润滑油的性能,还应具备以下特点:1充分的极压性能,油膜具有高承压能力;2为了满足外部运行环境的要求,应具备良好的低温启动性能;3适应飞溅润滑和高温的特点,应具有良好的热稳定性和抗氧化稳定性。
润滑油的主要技术指标[2]如表1所示。
2. 1 润滑油种类的选择
在品质等级方面,按GB 13895《重负荷车辆齿轮油(GL - 5)》选择,由于一般工况下牵引齿轮的接触应力在1 000 MPa左右甚至更大,FZG载荷级大于14,故目前我国机车齿轮箱润滑油多采用API GL- 5级的汽车齿轮油。
2. 2 润滑油粘度的选择
在JB /T 8831 - 2001《工业闭式齿轮润滑油的选用方法》中介绍了根据计算低速级齿轮节圆圆周速度及使用的环境温度,通过查表来选择润滑油粘度的方法。美国摩擦学专家和润滑工程师协会(STLE)推荐高速齿轮润滑油的粘度,可按下述经验公式来计算,具有较强的实用性[3]。
式中:V为主动齿轮节圆圆周速度(m/s);d1为主动齿轮节圆直径(mm);n1为主动齿轮的转速(r/min);υ40℃为润滑油在40℃时的运动粘度(mm2/ s) 。
德国标准DIN 51509给出了选择粘度的另一方法,即根据齿轮分度圆圆周速度和Stribeck滚动压力KS(N/mm2)选择润滑油的粘度。
一般取Z2H·Z2ε= 3,ZH为节点区域系数,Zε为接触强度计算的重合度系数;i为齿数比;b为工作齿宽(mm);d1为主动齿轮分度圆直径(mm);Ft为端面内分度圆周上的名义切向力(N);T1为齿轮箱输入转矩(N·mm);ξ为力 - 速度因子(MPa·s/m);v为节圆圆周速度(m/s)。
以某高速列车齿轮传动装置相关技术参数为输入,根据上述公式可算得ξ = 0. 048 MPa·s/m,考虑到高速齿轮高负载及冲击载荷工况,取ξ1= 0. 096MPa·s / m,对照表2,则对应的KVZ为3级。从图1中可找出在90℃工作时要求粘度约为100 ~ 150mm2/ s( 指40℃粘度) 。
齿轮箱在高速运行条件下温度可能达到100 ~150℃ ,高温下的粘度选择既要满足流动传热要求,又要满足一定的粘度以承载。选用粘度指数在150以上的合成齿轮油,换算成100℃时运动粘度范围为13. 5 ~ 18. 5 mm2/ s。按照美国汽车工程学会的SAE J306车辆齿轮油粘度分类标准,对应油品粘度等级为90。而车辆运行环境的最低温度决定了要选取的低温粘度等级,综合考虑高温粘度要求,得出:1环境温度不低于0℃地区,可选90,85W /140;2环境温度不低于 - 20℃地区,可选用85W/90,85W/140;3环境温度不低于 - 35℃ ,须选用80W /90;4环境温度达到 - 40℃以下地区,须选用75W/90,75W /80。
此外,某些润滑油厂家通过弹性流体动压润滑(EHL)计算,求得润滑油品的润滑参数(LP),LP =粘度×转速/载荷,进而由LP值计算出相应的粘度等级。
2. 3 润滑方式的选择
由于高速列车特殊的使用工况,润滑方式只能采取飞溅润滑,同时要综合考虑齿轮和轴承的润滑需求。油量根据齿轮的线速度来确定,一般高速齿轮箱按浸入0. 7 ~ 1. 5个齿高进行设计。
齿轮箱箱体底部设有油池存储润滑油,箱体内部设有集油槽和回油孔,主动端轴承座上设有集油槽和回油孔,从动端轴承座上设有回油孔。当齿轮转动时,搅动润滑油将其带到啮合处,同时也将油甩到箱壁上借以散热,飞溅的润滑油经箱体和轴承座上集油槽流入轴承内部润滑轴承。
3 台架试验
根据上述选用 原则,选择多级 齿轮润滑 油75W /90能够获得良好的低温启动性和高温润滑性以满足高速重载的运行工况要求,但为了更实际地考察润滑油的性能,有必要进行1∶1台架试验。
以该高速列车齿轮传动装置为载体,选取某润滑油厂家生产的75W/90齿轮油,按照CRCC认证技术条件《TJ/CL277 - 2013动车组齿轮箱组成》的要求,进行了齿轮箱模拟运行温升平衡试验、高温试验、低温启动试验,通过温升、声音及振动情况考察润滑性能和环境适应性能,如表3所示。
3. 1 试验模式
(1)模拟运行温升试验
在牵引电机额定功率下,加载运行至齿轮箱的热平衡状态,考察齿轮箱的温度特性及密封情况。正反转各1次,风冷15 m/s。要求齿轮箱温升速度不大于15℃ /min,润滑油最高温度不超过120℃,轴承各部位最高温度不超过130℃。
(2)高温试验
在齿轮箱各部位温度达到40℃后,将齿轮箱由零加速到最高试验速度,考察齿轮箱的润滑性能及密封情况。正反转各1次,无风冷。要求齿轮箱温升速度不大于15℃ /min,各部位达到100℃的时间不小于20 min。
(3)低温启动试验
在齿轮箱各部位温度达到 - 40℃后,齿轮箱按牵引电机加速度进行加速,考察齿轮箱的低温启动性能。正反转各1次,无风冷。要求齿轮箱温升速度不大于15℃ /min,轴承不得烧损。
3. 2 试验结果
试验结果如表4所示。
注:GW 为从动齿轮轴承(车轮侧)外圈温度、GM 为从动齿轮轴承(电机侧)外圈温度、PW 为主动齿轮轴承(车轮侧)外圈温度、PM 为主动齿轮轴承(电机侧)外圈温度、OIL 为润滑油温度。
试验过程中齿轮箱运行平稳,未出现异常振动、噪声,各处温升正常,轴承未烧损。从试验结果看,温升平衡试验最高温度为98. 8℃ ( GW侧轴承外圈),小于130℃;高温试验达到100℃ (GM侧轴承外圈)的时间为27 min,大于20 min;低温启动试验最大温升速度8. 9℃ /min,小于15℃ /min。试验结果均满足相关试验要求,这说明齿轮箱润滑充分,润滑油的低温启动性能及高温特性良好。
4 结束语
高速齿轮 篇5
高速动车组齿轮箱是转向架上的重要零部件, 是决定转向架总体性能的关键因素, 新设计的齿轮箱组装后需进行空载跑合试验与型式试验来验证齿轮箱的性能。南车戚墅堰机车车辆工艺研究所有限公司设计了一款高速动车组齿轮箱, 在型式试验过程中, 发现小密封盖处有润滑油渗漏现象。渗漏情况主要发生在加载试验的时候, 在加载试验齿轮箱正转时, 运行4 h, 齿轮箱达到热平衡温度98℃, 小密封盖处没有发现润滑油渗漏现象, 而在反转时, 试验进行至约90 min时首次发现渗漏现象, 渗漏部位呈片状 (见图1) , 此时齿轮箱温度约为90℃左右。
2 渗油原因分析
将该高速动车组齿轮箱小齿轮 (电机侧) 密封的设计结构与成熟产品该处的设计结构进行了对比, 发现存在以下差异, 如图2所示。
通过对比本项目与成熟产品齿轮箱小齿轮 (电机侧) 密封结构可知, 密封布置方式是一样的, 都采用了3道迷宫密封加一个防尘圈的结构, 比较明显的区别在于本项目传动比较大, 其主动齿轮分度圆直径与小轴承保持架直径近似相等且回油孔所开的位置略有不同, 结合试验中正转不渗油反转渗油的实际情况, 判断本项目齿轮箱小密封盖处渗油的原因应该为以下几点:
(1) 齿轮传动比增大导致主动齿轮分度圆直径与小轴承保持架直径近似相等。由于采用的是斜齿传动, 当主动齿轮高速旋转的时候, 会产生一定的泵吸作用将大量润滑油甩向一侧的小轴承, 反转时, 大量润滑油被甩向电机侧小轴承的保持架, 过多的润滑油无法及时通过回油孔回到箱体底部油池, 这样就容易通过密封进入到防尘圈所在的腔中, 部分润滑油越过防尘圈从小密封盖下侧滴水孔中渗出造成渗油;
(2) 小密封盖侧回油孔所开的位置过于靠上, 且该处并无挡板和内腔壁, 大齿轮高速正转时带起的气流对其并无影响, 但是大齿轮高速反转时带起的气流作用到箱壁回油孔处, 对回油产生一定的阻滞作用, 造成反转时回油不畅, 过多的润滑油进入到防尘圈所在的腔中, 部分润滑油越过防尘圈从小密封盖下侧滴水孔中渗出造成渗油;
(3) 小密封盖侧3道迷宫密封距离与间隙比过小, 3道迷宫密封长度均为3 mm, 但是其迷宫间隙为1 mm, 内腔压力升高后, 这样的密封结构容易使较多的润滑油通过迷宫密封腔, 当回油不畅时容易造成渗油。
3 改进措施与验证效果
(1) 对箱体铸造泥芯进行更改, 将小密封盖侧下方的内腔位置再往上移, 使回油孔开在内腔壁沿内侧, 同时考虑提高挡板的高度, 使挡板基本覆盖回油孔, 从而降低大齿轮正反转时对回油效果的影响, 改进效果见图3。
实际试验验证效果:采取提高小密封盖侧下方内腔高度, 而且在挡板延伸位置焊接铝板遮挡气流等措施后, 通过试验可知, 渗油情况略有好转, 出现渗油的时间有所推迟, 但在反转加载试验进行到2.5 h左右时, 从小密封盖下方依然有油渗出, 最终渗油油渍呈片状。通过验证可知, 虽然提高了内腔的高度, 但是由于没有完全隔绝回油孔与大齿轮反转所带起的气流, 该处依然有较强的气流干扰正常回油, 最终造成密封失效。
(2) 将小齿轮 (电机侧) 迷宫密封的间隙调整为0.5 mm, 保证合理的密封距离间隙比。
实际试验验证效果:试验效果不是太好, 渗油没有明显改善。由于现有的密封结构所致, 虽然调整了迷宫密封间隙, 但是由于前部迷宫的结构过于简单, 导致其封油效果依然不是太好, 可以考虑将现有接触式密封形式完全改成迷宫密封方式。
(3) 将防尘圈更换为油封。
实际试验验证效果:更换后前期密封效果良好, 通过累计20 h左右的温升平衡试验无润滑油渗漏, 但是由于泵油效应的影响, 且油封位于3道迷宫密封之后, 正转时油封接触唇的润滑状态不太理想, 20 h后油封磨损加剧, 导致密封失效, 发生渗漏。
(4) 将接触式密封更改为迷宫密封方式, 改进方式如图4所示。
实际试验验证效果:将接触式密封更改为迷宫密封后, 密封效果良好, 通过温升平衡试验、最高转速加载试验、超负荷试验、润滑油油量试验等均可验证小轴承座 (电机侧) 无润滑油渗漏, 密封可靠, 如图5所示。而且迷宫密封零磨损, 免维护, 对于环境温度的适应性都较接触式密封更优, 最终本项目高速动车组齿轮箱小齿轮 (电机侧) 密封采用迷宫密封方式。
4 分析结论
通过分析可知, 小齿轮 (电机侧) 密封的回油孔设计需要考虑齿轮啮合造成的气压影响, 在以后的设计中应尽可能避免将回油孔开在靠近齿轮啮合或者受大齿轮影响较多的部位, 同时, 设计时还需考虑接触式密封油封的润滑问题, 如不能保证充分的润滑, 很有可能导致油封提前失效, 造成润滑油渗漏。当然, 在密封空间允许的情况下, 推荐采用零磨损, 免维护的非接触式迷宫密封, 从提高密封可靠性与节约成本各方面来说都是不错的选择。
摘要：密封系统是高速动车组齿轮箱的重要组成部分, 通过分析某种高速动车组齿轮箱试验中密封系统发生润滑油渗漏的原因, 提出了相应的改进措施, 最终成功解决润滑油渗漏问题, 为以后类似高速动车组齿轮箱密封系统设计提供了试验依据。
高速齿轮 篇6
关键词：高速线材,轧机,人字齿轮箱,轴瓦,在线更换,维修
1 工程概况
湘钢高速线材厂采用苏联技术设计, 建成投产时间早。该生产线粗 (中) 轧机分别由主电机、主减速机、2台分配减速机、4个人字齿轮箱、4台轧机组成。人字齿轮箱由齿轮箱、上齿轮轴、下齿轮轴、上瓦、中间瓦、下瓦组成, 结构图如图1所示。其中, 中间瓦实际是上轴下瓦和下轴上瓦的连体。
由于该人字齿轮箱运行周期已过, 乌金瓦磨损严重, 轴瓦间隙及轴的水平度严重超标, 为了消除设备隐患, 湘钢利用全厂年修时机, 对粗、中轧机人字齿轮箱轴瓦进行在线更换维修。
2 轴瓦更换的技术标准
1) 上、下齿轮轴水平度≤0.05/1000;2) 下齿轮轴标高偏差需控制在±0.14mm之内, 上轴与下轴中心距不大于0.15mm;3) 轴瓦的刮削标准:a.瓦与轴接触角90°～100°;b.瓦与轴接触点 (2～3个) /25×25m m, 接触面积70%～80%;c.瓦顶间隙0.30～0.40m m;d.瓦侧间隙 (0.40～0.60) /2;e.输入轴推力瓦间隙0.80～1.00mm。
3 施工难点
1) 为了节约工期, 提高效率, 该人字齿轮箱轴瓦采取在线更换维修方式, 即箱体不动, 以驱动端为基准, 通过反复刮研轴瓦, 不断调整瓦与轴的相对位置来控制分配减速箱与人字齿轮箱轴的同心度, 调整过程非常繁琐, 难度很大;2) 下齿轮轴的标高、水平度、接手同心度三个因素与下瓦调整垫片、瓦的刮研相互关联, 加减垫片调整轴精度时, 会影响瓦与轴的接触情况和顶、侧间隙, 反之, 刮研轴瓦又直接影响到轴精度, 可谓牵一发而动全身;3) 上齿轮轴的水平度、上轴与下轴之间的中心距、下轴上瓦 (中间瓦的下半部分) 的顶间隙、上轴和下轴人字齿轮的齿侧间隙四个因素与中间瓦调整垫片、瓦的刮研相互关联, 控制难度同样很大。
4 技术要点
4.1 主要施工工艺
1) 提前进场, 用假轴开瓦口, 粗刮接触面;2) 人字齿轮箱解体完成后, 清理下瓦与人字齿轮箱的接触面, 放入下瓦, 用塞尺检查瓦背接触情况, 刮研瓦背, 用框式水平仪检查瓦底水平, 然后用水准仪测量下瓦标高;3) 下轴吊到安装位, 检查瓦侧间隙, 根据间隙情况进行刮削, 消除轴与瓦的夹卡现象;4) 用框式水平仪测量下轴水平;5) 下轴与输入端接手同心度检查、调整;6) 精研下轴下瓦;7) 复查下轴水平度及同心度, 加减垫调整, 直到达到安装标准要求;8) 吊装中间瓦, 用塞尺检查中间瓦与下瓦的检查情况, 刮研接触面, 测量下轴上瓦 (中间瓦下半部分) 侧间隙, 刮研至标准要求;9) 初步检查下轴上瓦顶间隙, 吊上轴, 检查上轴侧间隙, 消除夹卡现象;10) 用框式水平仪测量上轴水平并调整;11) 精研上轴下瓦 (中间瓦上半部分) ;12) 测量上、下轴中心距, 结合下轴瓦顶间隙, 加减调整垫使中心距、下轴瓦顶间隙达到要求;13) 复查上轴下瓦与上轴接触情况, 测量上、下轴齿侧间隙, 直到达到安装标准要求;14) 吊装上瓦, 测量上瓦侧间隙, 刮研至标准要求;15) 测量上瓦顶间隙, 加垫调整至标准要求。
4.2 关键工艺控制
1) 下轴瓦的瓦背刮研、标高测量。由于瓦背为方形, 无法转动研磨瓦背, 因此在下瓦放入减速箱后, 用塞尺检查瓦背与箱体的接触面, 再进行瓦背刮研, 确保接触面达到50%以上。刮研完成后, 用水准仪测量输入、输出端下瓦面的相对标高, 确定粗找平的垫片厚度。2) 下轴吊入减速箱后, 必须用塞尺检查侧间隙是否达到标准要求, 在夹卡现象基本消除后, 再按标准全面刮研。3) 下轴水平度的测量。用百分表检查下轴与轴瓦接触面的磨损情况, 选取磨损情况均匀面作为框式水平仪的基准面。为了保证下轴水平度的准确性, 可以再用百分表测量输入端联轴器的同心度, 根据数据进行微调。4) 下轴水平测量调整完成后, 根据轴与轴瓦的不同接触情况, 进行轴瓦的精刮, 找接触点。刮研前应检查轴瓦的制造误差, 若误差太大需要更换新瓦。5) 上齿轮轴与下齿轮轴之间的中心距控制。上轴的水平和轴瓦接触面的刮研可以参照下瓦的刮研方法进行, 但精刮接触面之前必须保证上轴水平, 如果水平偏差太大, 加垫造成下轴顶间隙过大的话, 必须根据测量数据将中间瓦送机修加工, 将中间瓦与下瓦接触面磨掉相应的厚度。由于受中心距的影响, 先不考虑下轴瓦顶间隙是否太小, 中间瓦与下瓦之间原则上少垫。在轴瓦接触面基本刮研好后, 用内径千分尺测量上下轴的中心距, 根据中心距的偏差进行加垫调整, 加垫时兼顾下轴瓦的顶间隙。最后压铅测量齿轮侧间隙, 确定轻微调整的数据。
5 结语