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烘缸传动齿轮失效原因分析及其强度校核


烘缸传动齿轮失效原因分析及其强度校核
王清科
( 广东省江门造纸企业集团公司   529020)
摘  要  本文根据江门纸厂 No. 3 纸机烘缸齿轮损坏情况 ,分析了齿轮失效的原因 ,校核了齿轮的 齿根弯曲强度 ,探讨了解决齿轮失效的措施 。 关键词   齿轮   失效   齿根弯曲强度

1  前  言

>   1994 年上半年 ,江门造纸企业集团公司 No . 3 纸机第二组烘缸传动齿轮经常折断 ,有 时甚至检修不到半个月就得更换齿轮 。
2  齿轮失效原因分析 ( 1) 纸机现象 a. 第二组烘缸速度波动大 , 经常引起断

对轮齿产生周期性冲击 。 b. 由于加工精度没有控制好 ,造成齿轮 啮合处存在很大侧隙 , 对齿轮轮齿产生很大 冲击力 ,而冲击和振动极容易造成轮齿折断 。 c. 由于齿根处存在刀痕和过度圆角小 而导致应力集中 ,当齿轮受交变应力作用后 , 首先在齿根处形成疲劳裂纹 。根据断裂力学 理论 ,当齿根处的应力强度因子达到材料的 断裂韧性 KIC 时 , 就会在低应力下 , 发生断 裂。
d. 材料热处理不当也会造成齿轮强度

纸。 b. 总轴电机正常运行时电流为 110A 左 右 ,故障发生时电流常在 140A 以上 。 c. 除第二组烘缸外 , 纸机其它部分运转 比较正常 。 ( 2) 检修现场齿轮损坏情况 a. 以中间惰轮 ( 特别是直过桥齿轮 ) 和 主传动齿轮损坏最为严重 。有时甚至下烘缸 齿轮都遭到破坏 ( 齿轮传动布置见图 1) 。 b. 齿轮失效形式多为断裂 ,断裂齿数有 时占齿轮总齿数的 20 % , 并且轮齿折断前大 多有明显的磨损 。 c. 齿轮内孔 、 轴及其它附件磨损严重 , 过盈配合段出现很大间隙 。键受剪力作用磨 得很窄 。 ( 3) 轮齿折断原因分析
a. 由于安装中心距 、 中心高不符合要

的降低 。 e. 润滑油粘度选择不当 。由于润滑油 粘度低导致轮齿啮合处不能形成有效的油 膜 ,齿面间金属直接接触 ,大大加速了齿轮的 磨损 。同时 ,由于粘度低 ,润滑油容易渗入微 裂纹 ,在强大压力下 ,大大加速裂纹的扩展和 磨损 。 f . 由于冷凝水排除系统故障 , 导致烘缸 内积水 ,大大增加了传动负荷 。电流过载也 说明了这一点 。 g. 当齿轮发生磨损和断裂时 , 脱落的碎 碴掉落在齿轮之间 ,造成恶性循环 。 可见 ,轮齿折断原因是很复杂的 。
3  齿根弯曲疲劳强度的校核

求 ,或者轴承损坏 、 走位等原因 , 导致第二组 烘缸之间相互不平行 。这种不平行严重破坏 了齿轮的正确啮合 ,加剧了齿轮的磨损 ,并且
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  ( 1) 关于第二组烘缸传动功率的确定 。 在总轴传动中 , 确定其中某一传动点的 功率是一件困难的事 , 本文利用有关资料确

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定第二组烘缸传动功率 。 No . 3 纸机在 1977 年扩建中增加了第二 组烘缸 ,其它部分没有大的改动 。扩建前总 轴电机功率为 100 英马力 , 扩建后总轴电机 功率为 90kW 。这说明第二组烘缸的选用功 率为 :   P0 = 90 - 100 × 0. 7457 = 15. 43kW 根据三相交流电动率定义有 : ηCOS<   PN = 3VL IL η— COS< — 功率因数 , 线 电机效率 ; IL — 电流 ,VL — 线电压 , Y280M — 4 型电机 : PN = 90kW ,COS< = 0. 89 η , = 0. 935 ,V N = 380 , IN = 164. 3A 。 由于 纸 机 正 常 运 行 时 , 电 机 电 流 为 110A ,小于 IN , 故电机功率因数会降低 , 取
COS< = 0. 8 。则总轴实际功率为 : P实 = 3 × 380 × 110 × 0. 935 × 0. 8 × 10 = 54. 16kW
3

流常达 140A 以上 。 由于纸机其它部分运转比较正常 , 这部 分过载电流显然大部分 ( 这里取 80 %) 是由 于第二组烘缸发生故障引起的 。所以第二组 烘缸传动齿轮的附加功率为 : Pq = 3 × 0. 38 ×( 140 - 110) × 0. 935 × 0. 8 ×
0. 8 = 11. 81kW

所以此时第二组烘缸的实际功率为 : P′ 1 = P1 + P2 = 8. 822 + 11. 81 = 20. 632kW
( 2) 齿轮受力分析

第二组烘缸传动布置见图 1 。假定每个 烘缸产生的负载一样 。以主传动齿轮为齿轮 1 ,直过桥齿轮为齿轮 2 , 不考虑传动效率 , 则 ( b) ,显然主 齿轮 1 、 齿轮 2 的受力如图 2 ( a) 、 传动齿轮和直过桥齿轮的齿根弯曲应力都应 以最大载荷 3 Ft 计算 。但是须注意直过桥齿 轮齿根弯曲应力为对称循环应力 。所以每转 动一圈 ,主传动齿轮啮合次数为 j1 = 3 , 直过 桥齿轮为 j2 = 1 。 ( 3) 齿根弯曲应力的计算与校核 主传动齿轮的主要尺寸及参数见图 3 和 表 1 ,直过桥齿轮的主要尺寸及参数见图 4 和表 2 。它 们 的 齿 面 硬 度 均 为 HBS165 ~ 255 。

所以第二组烘缸传动齿轮的实际功率 为:   P1 =
54. 16 × 15. 43 × 0. 95 = 8. 822kW 90 其中 0. 95 为电机到第二组烘缸传动点

的效率 。 当第二组烘缸系统发生故障时 , 电机电

图1  第二组烘缸传动布置

图2  齿轮受力示意图

   根据 《机械设计手册》 , 计算齿根弯曲 疲劳应力公式 : KFt YF KA KV K α YS α αK β YF αYS αFt σ] F σF = = <[ bm bm ( 1)

[1 ]

σ] F =     [

σF1Lin KFN SF

( 2)

其中 KA — 工况系数

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图3 

图4

  KV — 动载系数 ,参数选择依据

V Z1 100


V 1 Z1 1. 244 × 3. 6 = = 0. 448 100 100

  K 载荷分配系数 α—   K 载荷分配不均系数 , 参数选择依据 β— < = b/ d1   YF 齿形系数 ,参数选择依据是当量齿 α— 数 ZV   YS 应力校正系数 ,参数选择依据是当 α— 量齿数 ZV   KFN — 寿命系数 , 参数选择依据为啮合 次数 N = 60njL n    SF — 弯曲安全系数 已知车速 140 米/ 分 ,烘缸直径 <1. 5 米 , 烘缸齿轮分度圆为 <800mm , 过桥齿轮分度 圆均为 <360mm , 齿轮使用期限 1 年 , 三班 制 ,设备利用率为 88 % , 。求得 : 140 <800 <360 n1 = = 66. 02 转/ 分 π ×<360 × 1. 5 <360 D1 <800 n2 = ,n = × 66. 02 = 51. 67 转/ 分 D2 1 <360 π ×51. 67 = 1. 2444 米/ V 1 = V 2 =π Dn = 0. 46 60
40

<=

100 = 0. 27778 360 N 1 = 60 ×66. 02 ×3 × ( 3 ×8 ×360 ×1 × N 2 = 60 ×51. 67 ×1 × ( 3 ×8 ×360 ×1 ×

88 %) = 4. 518 × 107 88 %) = 2. 357 × 107

  根据 《机械设计手册》 各种参数图表查 得:
KV
1. 06

K α
1

K β YFo1 YFo2 YSO1 YSO2 KFN1 KFN2 SF
1. 04 2. 44 2. 314 1. 672 1. 684 1 1 1. 4

   根据齿面硬度查得 : σF1Lin =σF1Lin = 120M Pa 但由于直过桥齿轮轮齿受对称循环应力 作用 σF2Lin = 0. 7 σF2Lin = 0. 7 × ∴ 120 = 84M Pa 下面分两种情况进行计算 。

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a) 正常情况下

  KA = 1   P1 = 8. 822kW
T1 = 95. 5 × 105 P1 / n1 = 1276. 13N ? m 1276. 13 × 0. 5 = 3544. 8N 0. 18 代入公式 ( 1) 得 : 3 F1 = 95. 5 × 105 × 8. 822 = 66. 02 × 103

YF α α 2 YS 2 1. 684 σF1 = 2. 314 × × × 65. 24 = YF 2. 44 × 1. 672 α α 1 YS 1 62. 32M Pa

σF2 ] 可知σF2 > [
4  应对措施

   综上所述 ,要解决齿轮损坏问题 ,从齿根 弯曲疲劳强度的计算公式看 , 无疑要消除附 加载荷 ( 即减小 Ft ) , 改善齿轮工作环境 ( 即 降低载荷系数 K = KA KV K αK β) , 保证和提高 齿轮的疲劳极限σF1Lin ,因此 ,应作如下措施 : ( 1) 保证烘缸冷凝水排除系统的畅通 , 消除附加扭矩 。缸内积水是由于排水系统不 畅 ,如虹吸管堵塞 ,汽头窜气 、 漏气等等 。 ( 2) 保证设备安装符合要求 。由于安装 不当或零部件损坏 ,造成齿轮不能正确啮合 , 产生冲击 。而冲击和振动极容易造成齿轮磨 损和折断 。 ( 3) 保证加工精度 。加工不良容易造成 应力集中而导致裂纹 , 同时侧隙过大则产生 很大冲击载荷 。 ( 4) 选用合适的润滑油 。没有油膜保护 的齿轮容易磨损 , 大大降低轮齿承受弯曲应 力的能力 。 (5) 保证齿轮与轴之间有足够的过盈 量 ,不致产生松动 。
参考文献
1. 《机械设计手册》 联合编写组 2. 《机械设计手册》 化学工业出版社 ,1982

σF1 =
1× 1. 06 × 1× 1. 04 × 2. 44 × 1. 672 × 3544. 8 100 × 10

 = 15. 94M Pa YF α α 2 YS 2 1. 684 σF1 = 2. 314 × σF2 = × ×15. 94 YF 2. 44 × 1. 672 α α 1 YS 1 = 15. 23M Pa 120 σF1 ] = 1 × [ = 85. 7M Pa 1. 40 84 σF2 ] = 1 × [ = 60M Pa 1. 4 强度足够 b) 不正常情况下   KA = 1. 75    P′ 1 = 20. 632kW
T1 = 95. 5 × 105 P′ 1 / n1 = 95. 5 × 105 × 20. 632 66. 02 × 103

 = 2984. 2N ? m T1 2984. 2 3 Ft = = = 8289. 4N d1 0. 36 代入公式 ( 1) 得 : σF1 =
1. 75 × 1. 06 × 1× 1. 04 × 2. 44 × 1. 672 × 8289. 4 100 × 10 = 65. 24M Pa

σF2 =

( 上接第 49 页)

编码器反馈精度 :0. 01 % 综合精度 :0. 01 % 5. 过载能力 : 允许 150 %过载 30 秒 6. 环境温度 : - 5 ℃+ 40 ℃( 无冷凝)
7. 振动 : 符合 IEC68 - 34 标准 。 8. 串行通讯 : 选用 RS - 485 或 RS - 422 接

口 。通讯协议为 ANSI ×3. 28 - 2. 5 - A4 N。 该系统不但具有很高的技术含量 , 而且 在武汉工业大学电子设备厂具体实施后 , 体 现出了良好的性价比 , 使得用户获得较引进 全进口同类装置相同的控制效果 , 而资金投 入却不足其三分之一 。
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