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Shanghai Xin Fu Automation Technology Co., Ltd.

帶內置常開式制動結構行星減速機的設計

關注:683 發表時間:2019-07-30 20:25:26

0 引言

國內各種起重機械和工程機械的卷揚、行走減速機,是其工作動力的核心傳動部分,主要作用是將原動力減速并增大轉矩后驅動車輪、履帶或卷筒等來工作。其結構型式和技術指標對主機的性能和質量水平起著決定性的作用。目前,通常為減速機和制動器單獨配置或者采用內置的常閉式制動器。當制動器單獨配置時,整機重量體積大,成本高。而采用內置的常閉式制動器時,通過主機的液壓控制系統控制高壓油路的開啟,來控制活塞的移動從而實現制動器的制動或松開,從而使減速機轉動軸停止或能夠轉動。在常閉狀態下,高壓油路沒有壓力,摩擦片組是互相貼緊的,轉動軸不能轉動,此時減速機不能運轉。因此,在控制系統或者是液壓壓力出現故障的時候,即使減速機和制動器都完好正常,也會因高壓油路失去壓力,導致摩擦片組互相貼緊,轉動軸不能轉動,使減速機不能運轉,導致主機的傳動系統停止,主傳動部件不能復位(比如主機停在惡劣工作環境不能挪動,提升物料停在空中等等情況),從而造成安全隱患,導致維修困難,經濟損失加大等后果。

為了解決上述減速機和制動器單獨配置或者采用內置常閉式制動器帶來的問題,本減速機設計采用了結構緊湊,體積尺寸較小,傳遞功率大,傳動效率高且傳動比大的行星齒輪減速傳動,適合上述工作環境較惡劣且可靠性要求較高的工程機械行走、卷揚等減速機。而內置的制動結構則減去了傳統的制動器,使該設備的整體結構更加緊湊,體積更小而節省了空間,且易于直接安裝于卷筒或輪轂內部。同時采用了創新性的常開式制動設計。

1 減速機設計技術要求

電機功率P=11 k W,電機轉速n=1 420 r/min,減速機傳動比i=280~290,使用工況達3.5;潤滑方式:浸油潤滑;噪聲≤85Db(A);平衡油溫≤100℃,整機效率≥0.92;密封性可靠;內置制動結構;直接安裝于卷筒內部。

2 減速機結構設計及主要參數

此減速機的具體結構設計如圖1。減速機輸入端通過法蘭與電機連接,為三級2K-H型串聯行星齒輪傳動結構,滿足該傳動裝置沿中心軸驅動總體布置的要求。動力從輸入端第一級經過第二級,到第三級依次減速輸出轉矩轉速。三級行星齒輪傳動結構均為中心輪和行星架浮動來作為均載機構。第一、二級為3個行星輪配置,第三級為4個行星輪配置。減速機殼體采用鑄造毛坯,為分體式,其中中間殼體和二、三齒圈為整體結構,殼體間通過螺栓連接。行星架均采用鍛造毛坯,材料為42Cr Mo,為行星輪軸懸臂式結構。比常規雙壁式行星架簡單且便于保證加工和安裝精度,從而大幅降低加工難度和成本,并且使整臺減速機內部結構簡單實用緊湊。

圖1 減速機的結構圖

圖1 減速機的結構圖   下載原圖

三級行星架固定于機座支撐架,由內齒圈減速輸出轉矩轉速驅動外裝的卷筒。

高速級輸入轉動軸與箱體采用一對角接觸球軸承支承。第一級太陽輪左端有專用耐磨限位墊與箱體接合面隔開限位,對第二、三級太陽輪的軸向限位設計專用限位板。在各限位墊和限位板端面設計有油槽,以獲得理想的潤滑效果來增強其耐磨能力。各級太陽輪與行星架之間均采用漸開線花鍵連接。三級行星齒輪傳動結構均為中心輪和行星架浮動來作為均載機構,相比以往標準NGW行星結構,不但浮動均載效果好且可靠性高,而且降低了行星架和箱體的制造難度和裝配難度,同時還降低了軸承采購成本和行星架及箱體加工成本。

各級行星輪內軸承設計選用滾針軸承。各行星輪內孔表面和行星輪軸外表面分別相當于軸承內外滾道表面,要求表面有較高的接觸疲勞強度,所以對齒輪和行星輪軸選取高淬透性、高強度的20Cr2Ni4材料,并且對其熱處理質量要嚴格控制,特別是均勻的表面硬度、硬化層深度、硬度梯度分布及其金相組織的保證。在精磨內孔和外徑時要嚴格控制尺寸和形狀誤差及表面粗糙度。

各級太陽輪設計齒向修形,并且對齒形齒頂和齒根設計修形,合理的齒廓修形能提高傳動的平穩性,減少噪聲和振動;齒向修形可有效補嘗輪齒變形,改善齒向載荷分布,提高承載能力和可靠性,有效避免偏載的發生。

內置的輸入端部位的制動結構采用創新性的常開式設計。內置制動結構由固定軸、摩擦片組、活塞、彈簧、活塞油腔和減速機轉動軸構成,固定軸均固定在機座上。固定軸內部有摩擦片組,定磨擦片和動磨擦片交替疊加。定磨擦片的外花鍵與固定軸的內花鍵相配合,動磨擦片的內花鍵與減速機轉動軸的外花鍵相配合。緊貼磨擦片組的外側有裝有彈簧的活塞,活塞與固定軸之間有一定間隙。固定軸內的油孔和活塞油腔相通。在常開狀態下,油孔內沒有油壓,活塞在彈簧的壓力下貼住固定軸,定磨擦片和動磨擦片之間獲得間隙,減速機轉動軸(連同動磨擦片)能自由轉動,此時減速機為運轉狀態。需要制動時,油孔內通入壓力油并注入活塞油腔,活塞在壓力推動下往右移動,壓縮彈簧,并消除定磨擦片和動磨擦片之間的間隙,使它們互相貼緊,于是動磨擦片在摩擦力作用下不能轉動,從而使減速機轉動軸不能自由轉動,減速機停止轉動。減速機的主要技術性能參數見表1。

表1 減速機的主要技術性能參數表     下載原表

表1 減速機的主要技術性能參數表

3 主要傳動承載件參數設計和校核計算

3.1 行星齒輪參數設計和校核計算

為了達到減速機主要技術性能參數和其它包括重載啟動、低轉、恒速、重載工況條件的要求,首先進行了三級行星齒輪參數設計(見表2);再按國家標準GB/T 3480-97漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法進行了強度計算校核,同時以電機額定功率3.5倍通過了接觸、彎曲靜強度校核,安全系數可靠。所有齒輪全部采用硬齒面齒輪技術,均為低碳合金結構鋼鍛造坯料,粗加工后超聲波探傷;進行滲碳淬火熱處理,表面硬度HRC58~62,芯部硬度HRC35以上;輪齒加工工藝為滾齒、磨齒方式,精度6級;輪齒經強化噴丸處理,彎曲與接觸疲勞強度都得到了提高。并進行最終的磁粉探傷以檢測表面質量。內齒圈精度等級為8-7-7(GB10095-88),材料42Cr Mo,粗插齒后調質處理,硬度HBS280~300,精插后真空離子氮化處理,硬度HV≥550,深度0.35~0.55。減速機對齒面接觸疲勞強度、齒根彎曲疲勞強度和齒面磨損等要求非常高,因此合理地選擇變位系數和進行修形計算十分重要。內外嚙合齒輪均采用變位,約能提高接觸、彎曲強度20%。為避免嚙合干涉和載荷分布沿齒寬更均勻,對輪齒齒形進行修形、修緣;太陽輪、行星輪齒形為沉切大圓弧,齒根無磨削臺階或燒傷等缺陷,降低了根部應力集中影響,有利于彎曲強度的提高。

表2 行星齒輪參數設計表     下載原表

表2 行星齒輪參數設計表

齒輪強度計算結果:

第一級:接觸疲勞強度的安全系數SH:中心輪1.262,行星輪1.376,內齒圈2.406/2.206

彎曲疲勞強度安全系數SF:中心輪4.038,行星輪3.403,內齒圈2.636/3.008

接觸靜強度安全系數SHo:中心輪1.531,行星輪1.531,內齒圈2.846/2.120

彎曲靜強度安全系數SFo:中心輪4.478,行星輪3.590,內齒圈6.612/2.988

第二級:接觸疲勞強度的安全系數SH:中心輪1.243,行星輪1.314,內齒圈1.963/1.703

彎曲疲勞強度安全系數SF:中心輪2.494,行星輪2.091,內齒圈1.651/1.885

接觸靜強度安全系數SHo:中心輪1.396,行星輪1.396,內齒圈2.067/1.540

彎曲靜強度安全系數SFo:中心輪2.946,行星輪2.473,內齒圈3.687/1.676

第三級:接觸疲勞強度的安全系數SH:中心輪1.

三級中心輪與二級行星架聯接花鍵:m3×z36×143,行星輪1.312,內齒圈1.920/1.471

彎曲疲勞強度安全系數SF:中心輪2.028,行星輪1.749,內齒圈1.324/1.516

接觸靜強度安全系數SHo:中心輪1.181,行星輪1.181,內齒圈1.759/1.310

彎曲靜強度安全系數SFo:中心輪2.246,行星輪1.943,內齒圈2.932/1.332

3.2 軸承強度校核

輸入軸角接觸球軸承:Cr=60.8 k N,Cor=58 k N;軸承壽命>10年,靜載安全系數2.81。

輸出軸左端支承圓錐滾子軸承:Cr=525 k N,Cor=1 150 k N;軸承壽命>10年,靜載安全系數2.81。

輸出軸右端支承圓錐滾子軸承:Cr=372 k N,Cor=795 k N;軸承壽命>10年,靜載安全系數1.917。

第一級行星輪滾針軸承強度校核Cr=4.9 k N,Cor=6.7 k N;軸承壽命>10年,靜載安全系數8.37。

第二級行星輪滾針軸承強度校核Cr=8.1 k N,Cor=15.1 k N;軸承壽命>10年,靜載安全系數5.12。

第三級行星輪滾針軸承強度校核Cr=16.1 k N,Cor=28.3 k N;軸承壽命>10年,靜載安全系數2.73。

3.3 太陽輪軸強度計算

按轉矩計算太陽輪軸允許的最小軸徑,計算結果如下:

第一級太陽輪軸最小軸徑φ15.31 mm,實際太陽輪軸徑31.25 mm。

第二級太陽輪軸最小軸徑φ32.82 mm,實際太陽輪軸徑63.75 mm。

第三級太陽輪軸最小軸徑φ45.78 mm,實際太陽輪軸徑100 mm。

3.4 行星輪軸強度計算

各行星輪軸主要受剪切作用,許用剪切強度為188 MPa,計算結果如下:

第一級行星輪軸:軸徑為φ36.5 mm,剪切應力為3.35 MPa。

第二級行星輪軸:軸徑為φ54.8 mm,剪切應力為14.1 MPa。

第三級行星輪軸:軸徑為φ43 mm,剪切應力為22.13 MPa。

3.5 花鍵擠壓強度計算

各花鍵聯接許用擠壓應力為120 MPa,計算結果如下:

一級中心輪與輸入傳動軸聯接花鍵:m2×z16×α30°×L12.5,花鍵聯接擠壓應力為14.2 MPa。

二級中心輪與一級行星架聯接花鍵:m2.5×z30×α30°×L13,花鍵聯接擠壓應力為16.2 MPa。α30°×L25,花鍵聯接擠壓應力為51.37 MPa。

輸出軸與三級行星架聯接花鍵:m3×z49×α30°×L31,花鍵聯接擠壓應力為55.3 MPa。

3.6 行星架有限元分析

減速機的各級行星架材料為42Cr Mo,其抗拉強度σb=750 MPa,屈服強度σs=500 MPa,彈性模量E=210 000 MPa,泊松比μ=0.28。對減速機各級行星架在額定載荷(額定功率時)和極限載荷(3.5倍額定載荷)條件下進行分析。根據減速機傳動原理和上述分析參數,先計算各級行星架及內齒圈的轉矩和各軸孔所受的徑向載荷后;然后對分析件的幾何模型進行網格劃分,再施加邊界條件。行星架是被動件,由行星輪軸的軸承力來提供轉矩,輸出端通過花鍵連接下一級輸入軸,即前一級輸出轉矩等于后一級輸入轉矩,單獨分析某一級行星架時,可以通過對內花鍵施加固定約束;在行星輪軸孔上施加軸承載荷,直接采用軸承負載方法對其加載。之后進行求解。求解完成后,后處理查看負載總變形和等效應力結果如下,表3和表4分別為額定載荷和極限載荷條件下最大平均應力及最大總變形表。可知所分析的各級行星架在受額定載荷和極限載荷下都滿足強度要求。

表3 額定載荷下最大平均應力及最大總變形表     下載原表

表3 額定載荷下最大平均應力及最大總變形表

表4 極限載荷下最大平均應力及最大總變形表     下載原表

表4 極限載荷下最大平均應力及最大總變形表

4 結語

該減速機設計以以往傳統設計為基礎,沿用了以往設計中積累的大量資料,同時考慮了傳統設計所必需涉及的有關因素。不但結構設計實現了技術性能要求,同時經過上述在充分考慮運行工況的基礎上對各關鍵傳動件進行科學分析計算,可靠地通過了各零部件的強度校核及承載能力計算。還注重了強化關鍵零部件的均載效果、材質及其熱處理、工藝性、可靠性等。在實際應用中能產生較好的技術經濟效果,并提高了傳動效率和質量,使減速機能發揮出最佳性能。并且具有突破以往的優化設計,特別是創新性的常開式制動設計,使其具有操作靈便,制動性能好,安全可靠,易于維修等優點。


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