王春林 李文旺 沈 明 王華兵 劉 峰

（1.環(huán)保搬遷改造組；2.安寧公司）

1 概述

昆鋼650棒材生產(chǎn)線加熱爐40 t推鋼機采用的是齒條式推鋼機，采用2套并排布置在加熱爐入爐口，同時進行推鋼工作。其主要由傳動裝置（電機、減速機、聯(lián)軸器、齒輪軸、齒條、壓輥、制動器）、推桿、機座、行程控制器等組成。改造前加熱鋼坯為150 mm2×3 000 mm的連鑄小方坯，單重526.5 kg，輸送排料長度34 m（其中爐內(nèi)32 m，爐門外2 m）。預計改變坯料為230 mm2×3 000 mm后，單重1 237.8 kg。經(jīng)過熱工對加熱爐水梁滑道承載能力核算，現(xiàn)有水梁達不到承載要求。需要將坯料切短為230 mm2×1 500 mm，才能保證爐內(nèi)水梁安全。

由于坯料長度縮短后，因設備安裝位置受限，加熱爐的進出料工作只能由一套推鋼機單獨推動一排鋼坯，大大增加了推鋼機的運行負荷。為保證推鋼機設備的安全和生產(chǎn)順利，需對推鋼機的電機和減速機等傳動部件進行校核，做到精準的設備改造，降低運行設備風險。

2 電機校核及改造方案

2.1 預生產(chǎn)230 mm2坯料所需推力計算

P=kμQg

k附加阻力系數(shù)，保險系數(shù)（滑道不平，變形或結(jié)渣）取值1.1；μ加熱爐滑道摩擦系數(shù)，取值0.6；g重力加速度，取值9.8；Q坯料排料質(zhì)量，排料長度爐內(nèi)32 m，爐門外2 m，共34 m；坯料斷面尺寸230 mm，長度1.5 m，鑄坯密度取7.8 g/cm3，單坯質(zhì)量618.93 kg；共計坯料148根，總質(zhì)量91 602 kg；

P=1.1×0.6×91 062×9.8=592 481.736(N)

即P=60.5 t；取推鋼機推力P=61 t；

2.2 推鋼機電機功率計算

此處請補充原電機的相關參數(shù)和推鋼機的設計工作速度等參數(shù)，以便于校核對比，不然下面的取值和比較無依據(jù)

①由推力計算電機功率：N=Fv/(kη)

F推鋼機的推力(KN) 597 800 N；v推鋼機的推速（4 m/min），v=0.067 m/s；k異步電機允許過載系數(shù)（最大轉(zhuǎn)矩和額定轉(zhuǎn)矩的比值），取值1.8；η由電機至推桿的總的機械傳動效率，取值0.85；

N=597 800×0.067/1.8×0.0.85

=40 052.6/1.53

=26 178.169 W

即N =26.1 KW；取電機功率N=35 KW；

②由輸出功率計算電機功率：P電=P輸/η；

推鋼機輸出功率P輸=F推V =40.05 KW；

電機功率：P電=P輸/η=47.12 KW；

經(jīng)對電機推力和輸出功率校核后推力滿足，但是電機輸出功率不足，電機處于過載狀態(tài)下。

2.3 現(xiàn)場45 KW電機的扭矩計算

T=9 550 P/n

p=45 KW，n=577 r/min

T額=9 550×45/577=744.8 N?m

2.4 預生產(chǎn)230 mm2坯料負載所需電機轉(zhuǎn)矩的計算

負載功率：Pw=(F×V)/(1 000×ηw)，負載轉(zhuǎn)矩T= 9 550 (Pw ×ηw) / nw；

T載= 9 550 (F×V ×ηw) /(1 000×ηw) ×nw；

F工作機阻力及推鋼機推力61 000×9.8=597 800 N，v推鋼機的線速度單位0.067 m/s； nw推鋼機齒輪轉(zhuǎn)速577/180=3.2056 r/min；ηw工作機的效率,齒輪齒條機構(gòu)取值0.98。

T載= 9 550 (597 800×0.067 ×0.98) /(1 000×0.98) ×3.2056=119324.81 533 N?m

T輸= T載/i*η=119 324.81533/180*0.85=779.9 N?m

經(jīng)對電機轉(zhuǎn)矩校核后T輸/ T額=779.9/744.8 =1.047＞1，現(xiàn)45 KW電機轉(zhuǎn)矩不足，出現(xiàn)過載情況。

3 減速機校核

現(xiàn)用減速機型號ZS-1650-12-Ⅲ，減速比180，中心距1 650 mm，生產(chǎn)日期1975年，減速機內(nèi)齒輪及齒輪軸參數(shù)如表1[1]：

表1 零件參數(shù)

齒輪材料為：ZG35SiMn，齒輪軸材料為：38 SiMnMo；齒頂高系數(shù) =1，裝配中心距：Ⅰ級350 mm，Ⅱ級500 mm，Ⅲ級800 mm。由于現(xiàn)用電機功率不足，所以減速機選用55 kw輸入功率進行校核。

3.1 齒面接觸疲勞強度校核

可以認為一對斜齒圓柱齒輪嚙合相當于它們的當量直齒輪嚙合，根據(jù)疲勞強度校核公式：

式中“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合。對減速機內(nèi)各齒輪和齒輪軸分別進行校核；式中：

K——載荷系數(shù)，取值1.05；b——齒寬；d1——小齒輪分度圓直徑；

u1=120/18=6.667

u2=117/24=4.875

u3=112/20=5.6

zH——材料彈性系數(shù)[2]，用以考慮配對齒輪材料的彈性模量和泊松比對接觸應力的影響，根據(jù)齒輪材質(zhì)按表2查取，取值 =

zH——節(jié)點區(qū)域系數(shù)[2]，用以考慮節(jié)點處齒面形狀對接觸應力的影響；根據(jù)螺旋角β查圖1取得；取值zH=2.46；

表2 材料彈性系數(shù)表

圖1 接點區(qū)域系數(shù)

一級嚙合：z1=18，z2=120，β=9o22'，a=20o，=1；

二級嚙合：z1=24，z2=117，β=9o22'，a=20o，=1；

三級嚙合：z1=20，z2=112，β=9o22'，a=20o，=1；

Ft——齒輪傳遞載荷N；

減速機各級機械傳動效率如表3所示：

表3 機械傳動效率

計算各軸功率、轉(zhuǎn)矩及齒輪圓周力如下：

一軸P1=P電η聯(lián)軸器η軸承=55×0.99×0.98 =53.361 KW；轉(zhuǎn)速n1=n電=580 r/min；

轉(zhuǎn)矩T1=9550×53.361/580=878.62 N?m；

根據(jù)力矩公式T1=F圓d1/2計算，F(xiàn)1軸=878.62 ×2×1 000/91.22=19 263.68N；

二軸P2=P1η齒輪η軸承=53.361×0.97×0.98= 50.725 KW；轉(zhuǎn)速n2= n1/u1=580/6.667=87 r/min；

轉(zhuǎn)矩T2=9 550×50.725/87=5 568.08 N?m；

根據(jù)力矩公式T2=F圓d1/2計算，因作用力和反作用力的關系F2齒=F1軸=19 263.68 N；

F2軸=5 568.08×2×1 000/170.27=6 5402.95 N；

三軸P3=P2η齒輪η軸承=50.725×0.97×0.98 =48.22 KW；轉(zhuǎn)速n3=n2/u2=87/4.875=17.85 r/min；

轉(zhuǎn)矩T3=9 550×48.22/17.85=25 798.38 N?m；

根據(jù)力矩公式T3=F圓d1/u2計算，因作用力和反作用力的關系F3齒= F2軸=65 402.95 N；

F3軸=25 798.38×2×1 000/243.24=212 122.80 N；

四軸P4=P3η齒輪η軸承=48.22×0.98×0.98=46.31 KW；轉(zhuǎn)速n4= n3/u3=17.85/5.6=3.19 r/min；

轉(zhuǎn)矩T4=9 550×46.31/3.19=138 639.655 N?m；

根據(jù)力矩公式T4=F圓d1/2計算，F(xiàn)4齒= F3軸=212 122.80N；

齒輪接觸疲勞強度校核如下：

①一級齒輪軸和齒輪2：

σ1H=464.694×1.03=478.52 MPa

σ2H=464.694×1.04=485.3 MPa；

②二級齒輪軸和齒輪3：

σ2H軸=464.694×1.165=541.40 MPa

σ3H=464.694×1.20=559.74 MPa；

③三級齒輪軸和齒輪4：

σ3H軸=464.694×1.39=646.71 MPa

σ4H=464.694×1.416=658.40 MPa；

由材料牌號及性能圖表4[4]，查取材料試驗數(shù)據(jù)；

齒輪軸：38 SiMnMo的 =685 MPa；

齒輪：ZG35SiMn的 =637 MPa；

經(jīng)計算，齒輪軸接觸疲勞強度能滿足要求，但低速軸齒輪接觸疲勞強度超過材料極限，不滿足要求，會造成齒輪點蝕現(xiàn)象加急，減少齒輪使用壽命。

表4 材料牌號及性能圖表

3.2 齒根彎曲疲勞強度校核

根據(jù)齒根彎曲疲勞強度校核公式

YFa——齒形系數(shù)，按當量齒數(shù)，由圖2[2]外齒輪的齒形系數(shù)YFa查??；YSa——應力校正系數(shù)，按當量齒數(shù)，應力修正系數(shù)YSa查??；

圖2 齒形系數(shù)

Yb——螺旋角系數(shù)[2]，根據(jù)螺旋角b由圖3查?。?/p>

圖3 齒輪螺旋角系數(shù)

齒根彎曲疲勞強度校核如下：

①齒輪軸1：F1軸=19 263.68 N，Z=18，取值：YFa=2.91，YSa=1.53，Yb=0.93； 1=69.66 MPa

②齒輪2：F2齒=19 263.68 N，Z=120，取值：YFa=2.16，YSa=1.81，Yb=0.93； 2=62.91 MPa

③齒輪軸2：F2軸=65 402.95 N，Z=24，取值：YFa=2.65，YSa=1.58，Yb=0.93； 3=111.797 MPa

④齒輪3：F3齒=65 402.95 N，Z=117，取值：YFa=2.17，YSa=1.80，Yb=0.93； 4=106.378 MPa

⑤齒輪軸3：F3軸=212 122.80 N，Z=20，取值：YFa=2.80，YSa=1.55，Yb=0.93； 5=137.63 MPa

⑥齒輪4：F4齒=212 122.80 N，Z=112，取值：YFa=2.17，YSa=1.80，Yb=0.93； 6=125.416 MPa

由材料牌號及性能圖表，查取材料試驗數(shù)據(jù)；

齒輪軸：38 SiMnMo的 =345 MPa；

齒輪：ZG35SiMn的 =237 MPa；

經(jīng)校驗彎曲疲勞強度滿足。

3.3 高速軸扭轉(zhuǎn)強度校核

軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn)；軸的轉(zhuǎn)速：587.86 r/min；傳遞的功率：55 KW；轉(zhuǎn)矩：893.95 NM

材料牌號：38SiMnMo調(diào)質(zhì)；硬度（HB）：255～280；抗拉強度：700 MPa；屈服點：550 MPa

彎曲疲勞極限：335MPa；扭轉(zhuǎn)疲勞極限：195 MPa；許用靜應力：280 MPa；許用疲勞應力：186 MPa

確定軸的最小直徑如下：

所設計的軸是實心軸

許用剪應力范圍：40～52 MPa

最小直徑的理論計算值：45.4 mm

設計的軸徑：70 mm，經(jīng)校驗高速軸最小直徑滿足。

4 齒輪齒條校核

齒輪齒條傳動，不存在高轉(zhuǎn)數(shù)、長時間工作的狀況，應力循環(huán)次數(shù)比齒輪傳動小的多，比起直齒輪傳動，齒輪齒條傳動的重合系數(shù)要高，每個齒輪受的力相對要小的多。所以就不需要計算齒輪彎曲疲勞強度和接觸疲勞（點蝕）強度，只要通過齒輪受力分析（不考慮齒面摩擦，齒面作用力方向是固定的，等于壓力角方向），進行受力計算，滿足齒輪彎曲強度即可。

推鋼機設備最大推力：Ft=597 800 N；齒輪：法向模數(shù)m=33，b=360，Z=12，d1=396 mm,齒形角a=20o，變位系數(shù)x=0.2，齒頂高系數(shù)=0.8，材質(zhì)：40Cr；硬度：HB=228～269；精度等級：10-9-9DC；

齒條：m=33，b=350，Z=40，材質(zhì)：40Cr；硬度：HB=220～260；精度等級：10-9-9DC；

KA—工況系數(shù)，取值1.25；

KV—動載荷系數(shù)，取值1.05；

KFA—載荷分配系數(shù)，取值1.25；

Kβ—齒向載荷分布系數(shù)，取值1.03；

YFa—齒形系數(shù)，齒輪取值2.97；齒條取值2.40；

②由材料牌號及性能圖表[4]，查取材料試驗數(shù)據(jù)，計算安全系數(shù)：

經(jīng)計算，齒輪齒條彎曲疲勞強度能滿足生產(chǎn)使用，但是安全系數(shù)較小，設備可靠性不高。

5 安全聯(lián)軸器受剪螺栓直徑計算

現(xiàn)使用安全聯(lián)軸器保險螺栓參數(shù)；材質(zhì)：45，正火處理，硬度HB160-180，數(shù)量m=6，剪切斷面直徑Ф17、Ф19、Ф21三種。

聯(lián)軸器輸入功率P入=P負/η聯(lián)軸器η軸承η齒輪齒條=40.05/0.99/0.97/0.98=42.55 KW；

聯(lián)軸器傳遞轉(zhuǎn)矩T=9 550 P入/n；n及減速機軸4的轉(zhuǎn)數(shù)n=3.19 r/min；T=127 383.23 N?m；

計算安全螺栓圓周力FS=2 000 T/d；d為安全螺栓分布圓直徑d=560 mm；Fs=454 940.1 N；

式中：Fs 為螺栓所受的工作剪力(N)；由材料性能查取 =140 MPa；

d 螺栓受剪面直徑(螺栓桿直徑)(mm)；

m為螺栓抗剪面數(shù)目；

因齒輪齒條安全系數(shù)為1.3，為確保推鋼機設備安全。故安全聯(lián)軸器只能允許過載系數(shù)1.1，所需保險螺栓剪切面為Ф27 mm；經(jīng)計算現(xiàn)使用的安全聯(lián)軸器受剪螺栓剪切面直徑不滿足推力所需截面，需更換剪切面為Ф27 mm的保險螺栓。

6 結(jié)論

通過對推鋼機圖紙資料的參閱，根據(jù)設備的設計數(shù)據(jù)對推鋼機進行電機功率、推力和轉(zhuǎn)矩的校核，減速機齒輪和齒輪軸的接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度的校核，高速輸入軸的扭轉(zhuǎn)強度，推鋼機齒輪齒條的彎曲疲勞強度的校核，安全聯(lián)軸器受剪螺栓最小截面的計算。經(jīng)過計算對比后：

（1）電機功率不足；需對電機進行更換，選用YZR315S-10 55 KW電機，電機安裝底座和制動器、聯(lián)軸器及電機配套電控系統(tǒng)需做相應更改。

（2）減速機Ⅲ級輸出齒輪齒面接觸疲勞強度不夠；齒根彎曲疲勞強度能滿足。將導致齒輪點蝕現(xiàn)象加急，縮短該齒輪的使用壽命。其它齒輪及齒輪軸能滿足要求。

（3）減速機高速軸扭轉(zhuǎn)強度滿足要求。

（4）安全聯(lián)軸器受剪螺栓剪切面直徑不滿足所需推力；需更換受剪截面為Ф27 mm的保險螺栓，但加大安全聯(lián)軸器受剪螺栓剪切截面，將弱化安全聯(lián)軸器的保險能力。

（5）推鋼機齒輪、齒條彎曲疲勞安全系數(shù)較小為1.3，設備安全可靠性不高，不能長期使用。