单边双传动减速器自校式均载方法的实现

张业松，沈平洋，陈辽军

(1.国茂减速机集团有限公司，江苏 常州 213161;2.淮阴工学院，江苏 淮安 223001)

0 前言

在水泥、煤业、发电等行业的大型减速器中常用到单边双传动减速器，其工况特点是:功率大、转速低、转矩大、工作条件恶劣、大多伴有严重的冲击载荷。采用硬齿面双分支功率分流齿轮传动减速器，使最大输出转矩比一般无分流调质齿轮减速器高出10倍左右，能显著减少传动装置的尺寸、重量和制造费用，同时提高了耐磨性，增长寿命和提高传动效率。功率分流均载结构是该减速器的关键技术［1］。目前，主要采用弹性悬浮均载结构和弹性轴均载结构。弹性悬浮均载方法的结构较紧凑，对制造条件要求不高，但其均载的效果在很大程度上依赖于熟练的技术，效果不稳定。弹性轴均载结构易于调整，均载效果好，但结构复杂，制造周期较长。在设计某大型球磨机主减速器时，国茂减速机集团有限公司采用了齿轮轴自校式均载，该均载方法利用不同旋向的两均载齿轮产生相反方向轴向力推动齿轮轴，不需要特别附加均载结构，当两轴向力的合力不为零时，使该齿轮轴产生轴向位移以达到均载效果。该均载结构简单，效果好，制造成本低，制造周期短。但是减速器装配时需要专用工装调整齿轮间的相对位置。

1 齿轮轴自校式均载结构及力学分析

1.1 齿轮轴自校式均载结构

大型球磨机主减速器动力从一个输入齿轮分配到两个齿轮形成分流，经这两个传动链最后再驱动同一只大齿轮输出。其均载结构示意图如图1所示。输入轴的驱动功率通过输入级小齿轮(直)1和输入级大齿轮(直)4，分配给分流Ⅰ小齿轮(右旋)2和分流Ⅱ小齿轮(左旋)5。分流Ⅰ小齿轮(右旋)2经分流Ⅰ大齿轮3和分流Ⅰ输出级小齿轮7将动力传给输出级大齿轮9;分流Ⅱ小齿轮(左旋)5经分流Ⅱ大齿轮6和分流Ⅱ输出级小齿轮8将动力传给输出级大齿轮9。其中，齿轮2和齿轮5、齿轮3和齿轮6是除了旋向相反外其余参数均相同的斜齿轮，齿轮7与齿轮8是轮齿参数完全相同的直齿轮。

图1 齿轮均载结构示意图Fig.1 Diagram of gear load-balancing structure

在球磨机运转过程中，因机器运转产生的冲击载荷较大，使减速器与球磨机间产生相对位移以及基础沉降，引起齿轮的啮合误差，连同机械加工误差一道，都会使齿间啮合力矩发生改变，影响齿轮运行的可靠性。为了能使两条传动链传递相同的载荷，将齿轮2和齿轮5固定到同一根轴上，如果其中的一个小齿轮在某一瞬间传递的力矩高于另一个小齿轮传递的力矩，打破了齿轮轴的力学平衡，该小齿轮产生的轴向力就会大于或小于另一只小齿轮和齿轮4的轴向力总和，推动齿轮轴作轴向移动，使两只小齿轮轴向力产生新的平衡。因此，两个小齿轮所传递的载荷始终保持相等。

1.2 齿轮轴自校式均载的力学分析

将齿轮2、齿轮4及齿轮5所在的轴系当作一整体零件，并将其作为研究对象进行力学分析。齿轮轴受力示意图如图2所示。

图2 齿轮轴受力示意图Fig.2 Diagram of stress on gear shaft

假定齿轮2的螺旋角为β2，分度圆直径为d2，传递力矩为T2，齿轮5的螺旋角为 β5，分度圆直径为d5，传递力矩为T5，输入轴传递到该轴的转矩为T。根据齿轮的受力分析及计算公式得

由于d2=d5，β2=－β5，根据力的平衡条件得

即

因此，在该齿轮轴处于平衡状态时，T2=T5。

现假定两条传动链传递的力矩不等，即T2≠T5。则式(2)的计算结果不等于零，此时该齿轮轴处于不平衡状态，在轴向力的作用下发生移动，直至T2=T5时为止。因为齿轮7与齿轮8是轮齿参数完全相同的直齿轮，则分别经过齿轮3和齿轮6，齿轮7与齿轮8传递到齿轮9的力矩相等。

2 实现均载的两个关键性问题

齿轮轴自校式均载结构实现均载必须满足:

(1)齿轮2和齿轮5所在的轴在轴向需有一定的移动范围，但移动范围不能太大;

(2)采取工艺措施，保证齿轮7和齿轮8能在设计理想位置与齿轮9正确啮合。

在设计减速器时，齿轮2和齿轮5的轴两端用N型圆柱滚子轴承，使该轴在轴向能够移动;齿轮3和齿轮6与各自轴采用过盈联结，使得在安装时能与其所在的轴能够通过工艺措施发生相对转动，以保证齿轮7及齿轮8在与齿轮9啮合时不发生轮齿干涉。为保证齿轮7和齿轮8随时与齿轮9正确啮合，国茂减速机集团有限公司专门设计了一套专用对齿工装。

3 专用对齿工装

齿轮轴自校式均载结构的专用工装如图3所示。有两处对齿齿条，如果分流Ⅰ输出级小齿轮7、分流Ⅱ输出级小齿轮8与输出级大齿轮9正确啮合时，移开齿轮9，用专用对齿工装与齿轮7、齿轮8也能正确啮合，则该工装可作为减速器装配时调整齿轮7与齿轮8的相对位置，保证齿轮7及齿轮8在与齿轮9啮合时不发生轮齿干涉。

图3 专用对齿工装——对齿齿条Fig.3 Special gear assembling tool-gear rack

3.1 两齿条间的相对位置的确定

在图4a中，分别以齿轮7和齿轮8的圆心为原点，水平方向为X轴设立坐标系X7－Y7、X8－Y8，设齿轮7和齿轮8的齿数为Z7，分度圆直径为d7，齿轮9的齿数为Z9，齿轮7与齿轮9间中心距为a79，齿轮7与齿轮8中心距离为a78。得

图4 齿条两齿部轮齿距离L计算及对齿示意图Fig.4 Calculation of distance L between two gear teeth and sketch of gear rack

如图3所示，两齿条间的相对位置，即两齿条任意两齿的轮齿距离L。根据齿轮啮合点的位置不同，分两种情况讨论齿条两齿部轮齿距离L。

(1)假设齿轮8与齿轮9的轮齿啮合点在节点B，齿轮7与齿轮9的轮齿在节点A啮合，即z的值为一整数，如果将齿轮7按逆时针方向旋转α角后，齿轮7和齿轮8的啮合点间距为a78，因此，对齿工装的两齿条中，须存在两个齿，其齿间距离为a78减去由齿轮7的旋转引起的齿条移动量，即齿条中存在两个齿，其齿间距离为

(2)假如齿轮8与齿轮9的轮齿啮合点在节点B，齿轮7与齿轮9轮齿啮合点不在节点A，即的值不是整数，取一正整数参数N，其值为的整数部分，若使齿轮7与齿轮9在A点啮合(根据式(4)方便L值的计算)，则齿轮9需按顺时针旋转β角。

则齿轮7沿相对于坐标系X7－Y7作逆时针方向旋转的角度为

而在实际传动中齿轮7不需要顺时针旋转γ角，齿轮8沿相对于坐标系X8－Y8不作旋转。因此在计算L值时，需在式(4)基础上减去γ角引起的L变化量d7×γ/2。即计算L值的公式为

因此，式(4)仅是式(7)的一种特殊情况，利用式(7)进行计算即可。

在实际应用中，由式(7)计算所得的L值都比较小。为了使工装使用方便，需要在式(7)基础上加上齿距的整数倍，使得L与a78数值接近。即

式中，n为整数;m为齿条的模数。

在测量L时，一般取两齿条相对应的齿，使得对齿工装方便使用。

3.2 减速机装配时对齿齿条的使用方法

使用该对齿工装时，先将齿轮1至齿轮8均装到减速器中，将齿轮2和齿轮5的轴固定在轴向较理想位置，然后在齿轮7或齿轮8与轴的配合面间加入高压油，使齿轮7或齿轮8与轴配合面间产生油膜，使得二者可作相对转动，用对齿工装的两个齿条与齿轮7及齿轮8能同时正确啮合即可。

4 结束语

国茂减速机集团有限公司设计的齿轮轴自校式均载结构，已经用于某大型球磨机主减速器。在减速机装配时，采用了新设计的专用对齿工装，使齿轮啮合正确，不发生干涉;同时保证了齿轮的均载，取得了满意的效果;而且此均载方法无其它使齿轮均载的附加结构，可以大幅度降低生产成本，缩短制造周期，为企业创造良好的经济效益。

［1］齿轮手册编委会.齿轮手册［M］.北京:机械工业出版社，2002.

［2］张俊旺.浮动均载法［J］.机械制造与自动化，1996(3).

［3］吴宗泽.机械设计实用手册［M］.北京:化学工业出版社，1999.

［4］东北大学《机械零件设计手册》编写组.机械零件设计手册［M］.北京:冶金工业出版社，1994.

［5］朱孝录.齿轮传动设计手册［M］.北京:化学工业出版社，2010.

［6］吴序堂.齿轮啮合原理［M］.北京:机械工业出版社，1982.

［7］吴大任.齿轮啮合原理［M］.北京:科学出版社，1985.

［8］成大先主编.机械设计手册(3卷)［M］.北京:化学工业出版社，2012.

［9］《全国重型机械标准》编写委员会编.重型机械标准(3卷)［S］.昆明:云南科技出版社，2007.

［10］机械工业部科学技术委员会，中国齿轮专业协会编.中国齿轮产品目录［M］.北京:机械工业出版社，1997.