大功率齒輪箱潤滑系統設計計算方法

劉小剛， 孫璐， 劉立銳， 牛學良

（陜西秦川機床工具集團有限公司，陜西寶雞721009）

大功率齒輪箱潤滑系統設計計算方法

劉小剛， 孫璐， 劉立銳， 牛學良

（陜西秦川機床工具集團有限公司，陜西寶雞721009）

大功率齒輪箱一般采用強制噴油潤滑系統，具有潤滑充分、精確控制等優點。但僅憑經驗設計易出現潤滑過量、潤滑不足和潤滑不均衡等問題。文中結合設計經驗和實際，提出一種系統計算大功率齒輪箱潤滑系統的方法。

大功率齒輪箱；潤滑系統；噴油潤滑

0 引言

潤滑油在兩個工作面之間形成潤滑油膜，在兩個工作面受到載荷和相對運動的作用下，油膜內部由于摩擦導致溫度上升，通過潤滑系統將油膜產生的熱量帶走，而該熱量正是工作面之間的功率損失。在齒輪箱中，產生熱量的功率損失有：輪齒系統的功率損失Pg、軸承（本文僅考慮滾動軸承）功率損失Pb和密封件的功率損失。由于大功率齒輪箱一般采用機械密封，密封件不產生摩擦熱，故本文不予考慮，如果采用摩擦密封則應根據具體形式計算出相應的功率損失。根據潤滑油的比熱容、允許溫升和壓力可計算出各個潤滑點的潤滑油量和噴嘴直徑，進而可以確定齒輪箱總潤滑油量及其他潤滑參數。

1 軸承損失功率計算

軸承功率損失Pb包括兩個分量［1］，即與負載無關的分量Pb0和與負載相關的分量Pb1。

式中：υoil為工作溫度下潤滑油的運動黏度，mm2/s；n為軸承轉速，r/min；f0為與軸承型式及潤滑相關的系數；dm為軸承中徑，mm；ω為軸承角速度，rad/s。

與負載相關的分量Pb1計算如下：

式中：f1為軸承系數；P1為等效軸承載荷；a、b為指數。

另外，在承受軸向負載的滾子和滾針軸承的情況下，還會產生一項附加損耗Pb2：

式中：f2為軸承系數；Fa為軸承承受的軸向力。

所以，齒輪箱中軸承的損失的功率為：

m為軸承個數。單個軸承的損失功率為：

2 齒輪損失功率計算

齒輪損失功率可按照文獻［1］中的方法進行計算，但是比較繁瑣，這里介紹一種比較簡單的齒輪損失功率計算方法：

式中：P為齒輪裝置的額定功率，W；f為與兩齒輪齒頂高有關的系數，當ha≤mn，f=2.3；當ha=（1～1.8）mn，f=3.1；μz= 1.25μ，μ為齒輪嚙合接觸摩擦系數，由圖1根據滾動速度之和v∑=2vsinαt′確定，v為齒輪圓周速度，m/s；“+”用于外嚙合，“-”用于內嚙合。

圖1 齒輪速度與嚙合摩擦系數的關系圖

3 各潤滑點潤滑油量計算

我們認為各個軸承及齒輪損失的功率全部產生熱量，并且這部分熱量完全通過各個潤滑點的潤滑油溫度上升來吸收帶走，因此可以得到以下結論：

系統產生的熱量PH等于潤滑油吸收的熱量Poil，系統產生的熱量就是式（2）和式（3）中計算的功率損失值，潤滑油吸收的熱量計算如下式

式中：Poil為潤滑油吸收的熱功率，J/s；ρ為潤滑油密度，一般取0.86 kg/L；Q為潤滑油的流量，L/min；c為潤滑油的比熱容，J/（kg·℃）；駐T為潤滑油的溫升（根據齒輪箱要求設定）。

因此，各潤滑點的潤滑油量計算如下式

t為潤滑點數量。

4 各潤滑點潤滑參數計算

計算出每個潤滑點的潤滑油量后就可以根據潤滑油的出口壓力來確定各噴油點的噴嘴直徑了，小孔流量公式如下式：

式中：Cd為流量系數，一般取0.6；A0為噴孔面積，mm2；駐p為噴孔內外壓力差，一般取0.15～0.30 MPa。

潤滑系統中還應計算潤滑管路的通徑，潤滑管路結構類似樹狀結構，有主管路、次管路及各分支管路，如圖2所示，根據下游流量總和由下式計算管路直徑：

圖2

式中：d為管路直徑，mm；Q為該管路的流量，L/min；v為管路中潤滑油的流速，取1.3 m/s。

5 結論

對于大功率齒輪箱的強制噴油潤滑，本文詳細計算了軸承、齒輪的功率損失，并據此計算各個潤滑點的噴嘴直徑和管路直徑，為大功率齒輪箱潤滑系統設計計算、元器件選型提供了一種快速可行的計算方法。采用此方法設計的潤滑系統已成功用于多種規格的齒輪箱中，實踐證明，本計算方法適用于大功率齒輪箱的強制潤滑系統。

［1］ BS ISO/TR 14179-2:2001 Gear Thermal capacity Part 2：Thermal Load carrying capacity［S］.BSI，2001.

［2］ 章宏甲，黃誼.液壓傳動［M］.北京：機械工業出版社，1993：26-41.

［3］ 張展，張弘松，張曉維.行星差動傳動裝置［M］.北京：機械工業出版社，2007.

（編輯：啟 迪）

TH 117

A

1002－2333（2014）04－0069－02

劉小剛（1984—），男，助理工程師，主要從事大功率齒輪箱的設計研發等。

2014-01-02