2JK2520型绞车减速器可靠性分析脉冲仪
2JK-2.5/20型绞车减速器可靠性分析
2JK-2.5/20型绞车减速器可靠性分析 2011年12月09日 来源: 提升绞车是变速运行设备,因而减速器工作过程中其各齿轮的负载也是变化的。该减速器因长期工作齿面磨损较严重,并发生过齿面胶合损伤,齿侧间隙增大,起动和减速时有异常冲击。经过2TK-2.5/20型绞车减速器的磨损速率检测,进行了动力学和铁谱分析。1 拟采取的技术途径1.1 绞车的技术特征参数型号卷筒直径/mm减速器静/动扭矩/kN.m配用减速器传递扭矩/kN.m主电机型号额定容量/kW额定转速/r.min-12JK-2.5/202 50075/115180JRQ1410-102005901.2 拟采取的技术途径 由于齿轮磨损严重,齿厚已变薄并发生过胶合损伤,造成动态冲击增大,所以从动力学和铁谱分析两方面对该减速器进行分析。2 齿轮侧隙综合测试 为了在电机起动、停机时对减速器进行动态冲击分析,进行了制动起动试验,测量输入、输出端旋转位移量。测试结果如下:输入端转角弧长/mm第一轴测量直径/mm输出端转角弧长/mm第四轴测量直径/mm351895700 输入端旋转位移量为s1=s0+s′0+s2+s3式中 s1——电机旋转位移,35 mm; s0——齿轮设计侧隙; s′0——因齿轮磨损而增加的侧隙; s2——啮合传动位移; s3——联轴器间隙。则总空行程s0+s′0+s3=s1-s2 (1) 将输出端啮合传动位移量折算到输入端,其切向位移量为s2=D1/2is/(D4/2)=23.9 mm式中 D1——第一轴齿轮节圆直径,189 mm; i——减速器总传动比,17.6859; s——输出端转角弧长,5 mm; D4——第四轴测量直径,700 mm。 将s1、s2代入(1)式得s0+s′0+s3=11.1 mm3 齿轮可靠性分析3.1 动力学分析 在对齿面检查中发现部分齿面磨损,特别是第一轴上齿轮齿顶有飞边现象。从前面的计算结果得知,由于有11.1 mm的空行程,所以电机起动后齿轮啮合时产生冲击;停机时滚筒制动后并没有使电机与减速器同步停车,在电机惯性作用下也产生了冲击。这必然造成齿面的锤压形成飞边。下面对这两种冲击现象进行动力学分析。 (1)起动过程。由于有11.1 mm的空行程,电机起动时,由得 (2)式中 M——电机空载起动力矩; J——电机转子转动惯量; ε——起动角加速度; ω——起动角速度; t——起动时间; α——旋转角度。由于J=(GD2)d/4g=53.57 kg.m2α=11.1/(189/2)=0.1175 radM=(1/2)×9549×p/n= 1 618.47 N.m式中 (GD2)d——电动机的飞轮转矩; g——重力加速度; p——额定容量; n——额定转速。所以由(2)式得ω=2.665 rad/s 设电机空运行后,第一轴上齿轮与第二轴上齿轮碰撞力矩为M′,时间为t′,且碰撞过程为完全弹性碰撞。 据冲量定理 M′t′=Jω 有 M′=Jω/t′=2 039.49 N.m 一般钢与钢碰击时间为毫秒级,考虑到弹性恢复过程和计算保险起见,取0.07 s。 由于电机本身还有主动力矩,所以碰撞过程中最大力矩为Mmax=M+M′=3 658 N.m<9 974 N.m (设计扭矩) 说明碰撞最大力矩尚未超过原设计值。 (2)停车过程。当提升容器接近井口位置时,提升机爬行速度V近于0.5 m/s,相应的电机转速为n=(V/πD)i=1.13 r/s式中 D——卷筒直径; i——总传动比; V——提升机爬行速度。 制动器抱闸后,由于有11.1 mm的空行程,电机将继续旋转,直到齿面相碰后再反向运转为止。假定电机阻尼很小(可忽略不计),则碰撞力矩为M=Jω/t=J×2πn/t=5 433.5 N.m> 4 240.7 N.m(设计静扭矩)式中 M——碰撞力矩; J——电机转子转动惯量; ω——角速度; t——碰撞时间,取0.07 s; n——提升机爬行速度为0.5 m/s时的电机转速。碰撞力矩M比额定力矩Me提高量δ为δ=(M-Me)/Me×100% (3)由于Me=9549p/n=3236.9 N.m式中 p——额定容量; n——额定转速。
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