14機架鋼管微張力減徑機集中差速式主傳動裝置設計

顏 飛，鐘劍雄

（中冶賽迪工程技術股份有限公司，重慶 401122）

張力減徑機是鋼管熱軋生產線的主要設備之一，是實現鋼管定徑、減徑以及外表面精整的關鍵設備［1］。國內無縫鋼管生產和設備設計單位在引進的微張力減徑機基礎上，對其定徑工藝和設備進行了深入的開發，設計出了成套的單獨傳動和集中差速傳動兩種微張力減徑機機型。單獨傳動機型具有設計簡便、適應性寬、速度剛性好等優勢，但自動化控制難度大，整個機組投資較高；集中差速傳動機型雖然存在設計難度較大的缺點，但具有控制簡易、操作簡單、機組投資低廉的優勢，特別在產品規格范圍較小或項目對投資較敏感等情況下，選擇采用集中差速傳動更為適宜［2-4］。因此，有必要對集中差速傳動微張力減徑機進行研究和開發。本文將重點介紹14機架鋼管集中差速傳動微張力減徑機主傳動裝置的設計。

1 主要工藝參數的確定

微張力減徑機的主要工藝參數包括荒管規格、成品管規格、機架數量、軋輥直徑、機架間距、孔型、單機架減徑率及總減徑率等。某公司Φ159 mm連軋管機組14機架鋼管微張力減徑機的主要工藝參數見表1。表1中的鋼管材質、荒管外徑、荒管壁厚、荒管長度、軋制溫度、成品管外徑、成品管壁厚等由生產工藝決定，入口速度、生產節奏、軋輥直徑、機架間距、機架數量等按照文獻［5］提供的公式計算以及工業生產經驗類比得出。

表1 某公司Φ159 mm連軋管機組14機架鋼管微張力減徑機的主要工藝參數

2 主傳動裝置方案的確定

某公司14機架鋼管微張力減徑機的主傳動裝置采用集中差速傳動方式，2臺電機分別帶動主傳動（行星機構的內齒輪）和疊加傳動（行星機構的太陽輪），通過行星機構進行速度合成，由行星架輸出［6-8］。某公司14機架集中差速傳動微張力減徑機傳動形式如圖1所示。主傳動的輸出分為兩組，分別傳動不同數量的機架（在齒輪箱內部分組時均衡了兩個主傳動齒輪的受力，考慮了整個箱體的重心），兩個輸入軸齒輪系統分別傳動第1～9機架和第10～14機架，這種布置方式使兩個輸入軸齒輪受力差異較小。內齒輪和外齒輪用螺栓連接，且內齒輪尺寸小于外齒輪尺寸，避免相鄰內齒輪發生干涉。行星機構中的太陽輪通過鼓形齒與疊加傳動連接，太陽輪浮動。太陽輪具有慣性小，浮動靈敏，易于制造的優點［9］。

圖1 某公司14機架集中差速傳動微張力減徑機傳動形式示意

3 速度曲線及疊加速比的確定

3.1 工藝要求的速度曲線及疊加速比

工藝要求的速度曲線對微張力減徑機的設計起著決定性的作用，是主傳動裝置設計的前提條件。

速度曲線是在研究軋制變形的基礎上，合理分配各機架的變形、張力，準確計算各機架軋輥轉速形成的。變形分配時，主要考慮合理的總減徑率、單架減徑率、孔型系列、切頭損失、內六方、成品管長度等因素［10］。確定合理的工藝參數后，精確計算各規格鋼管在不同張力條件下所需要的軋輥轉速，并繪制出一系列速度曲線，確定最終的速度曲線。該速度曲線可通過調節主電機或疊加電機的轉速實現，得到與預期轉速曲線相符的各機架軋輥轉速，能滿足生產需要并留有必要的余量。最終確定的14機架微張力減徑機軋輥理論速度曲線如圖2所示，其中，基本轉速曲線是主電機轉速為1 600 r/min、疊加電機轉速為0時各機架的軋輥轉速；最大轉速曲線是主電機和疊加電機均為最大轉速1 600 r/min時各機架的軋輥轉速。各機架的理論軋輥轉速見表2。

圖2 14機架微張力減徑軋輥理論轉速曲線

表2 14機架微張力減徑機各機架理論軋輥轉速r/min

軋輥轉速由兩部分組成：主傳動轉速及疊加傳動轉速［11］。每個機架的主傳動轉速是相同的，而第1～13機架的疊加傳動轉速從低到高變化的，第13、14機架為成品機架，其疊加傳動轉速相同。

3.2 主傳動速比、疊加速比的計算

疊加傳動轉速是實現整個轉速曲線的關鍵，相鄰機架間的疊加速比是滿足疊加傳動轉速要求的核心。

第n個機架的輸出轉速nn輸出=n主+nn疊加［11］，其中n主為主傳動轉速，nn疊加為疊加傳動轉速，即：

式中P——行星機構內齒輪與太陽輪的速比；

i主——理論的主傳動速比。

根據表2中的數據計算i主，則有：

式中ZA、ZB——分別為行星機構內齒輪和太陽輪的齒數。

第n個機架的疊加速比in疊加可以由公式nn輸出=51.45+1 600/［in疊加×（1+P）］［8］計算，即：

并計算出減徑機相鄰機架間的理論疊加速比之比 in+1疊加/in疊加，其中 in+1疊加是第n+1個機架的疊加速比，等于其前面各機架疊加速比的乘積。

典型行星機構齒輪傳動結構如圖3所示。

圖3 典型行星機構齒輪傳動結構示意

整個主傳動裝置采用齒輪傳動，各機架間的速比是固定的，電機無級調速時，傳動裝置各轉速按固定的速比變化。

3.3 主傳動速比和疊加速比的匹配

主傳動速比匹配比較簡單，按式（2）計算后稍作調整匹配即可。

主傳動裝置上傳動機架的各級齒輪的中心距是固定的，匹配疊加速比需要調整各級齒輪的齒數和模數，并將齒數分配到各級傳動的大、小齒輪上，計算實際的疊加速比，并和理論疊加速比進行比較。工藝要求的理論疊加速比之比in+1疊加/in疊加

是綜合考慮變形分配得出的理想值，實際的疊加速比之比要根據實際情況微調，并要滿足各級齒輪的強度要求。疊加速比滿足工藝需要，速度曲線就能滿足工藝要求。匹配出工藝需要的疊加速比，是微張力減徑機主傳動裝置設計的重點和難點。

匹配疊加速比就是在一定的標準模數范圍內，計算出滿足要求的速比。匹配疊加速比的流程為：確定模數→計算齒數→分配齒數→計算并比較速比→齒輪強度計算。相關計算公式為：

式中a——中心距，mm；

m——模數；

Zn1——小齒輪齒數；

Zn2——大齒輪齒數；

in——理論疊加速比。

在本工程設計中，Zn1為前一機架疊加小齒輪的齒數，Zn2為與Zn1匹配的疊加大齒輪的齒數，in為相鄰機架間需要的理論疊加速比。

將計算出的Zn1圓整成整數Zn1′，Zn2圓整成整數 Zn2′，實際速比是 in′=Zn2′/Zn1′，比較實際速比 in′與理論速比in之間的誤差，誤差較大時需要調整齒輪齒數或模數m，并重新分配齒輪齒數，重新核算in′，直到兩者之間的誤差很小。在此過程中還要綜合考慮采用該速比時，總變位系數的大小是否合適，并計算齒輪的強度，必須在強度驗算合格后，才認為該速比符合要求。

3 .4實際疊加速比與理論疊加速比的比較

要匹配出理想的實際疊加速比，需要進行大量的計算工作。14機架微張力減徑機軋輥實際速度曲線如圖4所示，各機架基本轉速均為51.778 r/min，實際最大轉速見表3。經計算表明：當主電機轉速為1 580 r/min、疊加電機轉速為1 580 r/min時的實際速度曲線，與工藝需要主電機轉速1 600 r/min、疊加電機轉速1 600 r/min時的速度曲線誤差極小，滿足軋制時工藝速度曲線的要求。各機架實際疊加速比in′與理論疊加速比in的最大誤差為0.3%，第1～13機架累積的總疊加速比的最大誤差為0.3%，各機架的總疊加速比誤差為0.04%。

圖4 14機架微張力減徑機軋輥實際轉速曲線

表3 14機架微張力減徑機各機架軋輥實際最大轉速r/min

在匹配出滿足工藝需要的實際疊加速比和主傳動速比后，就可開展微張力減徑機主傳動裝置的詳細設計。

4 主傳動裝置設計的其他要點

速度曲線、疊加速比的確定是主傳動裝置設計的依據和基礎，主傳動裝置的設計要點還包括箱體剛度、主傳動裝置的潤滑、齒輪強度3個方面。

4.1 箱體剛度

主傳動裝置的箱體剛度極大地影響設備的正常使用［12］。14機架微張力減徑機具有機架數量多、減速器箱體長、加工變形大的特點，疊加傳動高速軸距箱體中心較遠，而距起吊位置近，在吊裝過程中極易發生變形而造成后續拆卸困難，因此需加強箱體剛度。

設計過程中，經三維設計軟件進行相關計算后，采用了增加箱體板厚、局部結構加強、加大軸承座尺寸、增加筋板數量等措施，特別是加寬、加大了疊加傳動高速軸的軸承座，并對連接箱體螺栓進行預緊和涂螺紋密封膠［13］。

4.2 主傳動裝置的潤滑

主傳動裝置的潤滑是指減速器內各齒輪、軸承的潤滑。集中差速傳動的主傳動裝置對潤滑系統的可靠性要求很高，設計中必須考慮給所有的潤滑點長期有效地提供潤滑油。減速器箱體分為4層，最下面1層箱體采用特殊的結構設計（在箱體內部高速軸軸承座處增加了1塊隔板，使箱體底部形成油池），將液面控制在一定高度，使該層箱體上的大齒輪可以采用油浴潤滑，其余的小齒輪、軸承采用稀油強制潤滑。下部軸承座設置了斜度1：10的回油孔，便于潤滑油盡快帶走熱量。用噴嘴對準齒輪嚙合點噴油，保證潤滑效果［14］。

良好的潤滑是提高齒輪承載能力、延長設備使用壽命的有效措施［15］。潤滑系統的重點是解決行星機構的潤滑，確保有潤滑油進入行星機構。

4.3 齒輪強度

設計的14機架鋼管微張力減徑機主傳動裝置上各對疊加齒輪的中心距是523.45 mm，需要采取角變位方法湊配中心距，每對齒輪的總變位系數要合適，配對齒輪變位系數的分配要合理。分配變位系數時，要考慮變位系數對齒輪重合度、齒輪加工根切、齒頂厚度等的影響［8］，這些工作在匹配疊加傳動比時進行。齒輪設計時，依據現有的齒輪強度進行理論計算，對輪齒彎曲強度有所側重，以避免出現斷齒現象。

5 結 語

設計的14機架集中差速傳動式微張力減徑機已在國內某公司Φ159 mm連軋管生產線上投產多年，運轉正常，各項指標達到預期，證明其疊加速比、速度曲線設置合理，能夠滿足使用要求；主傳動裝置性能可靠，表明設計時有意增強減速器箱體的剛度、提高箱體加工的精度、設置軸承潤滑孔是正確的，且有利于保證主傳動裝置的正常運行。

［1］谷文君，張永剛，楊云志.張力減徑機傳動淺析［J］.一重技術，2001（4）：16-18.

［2］方平.串聯集中差速傳動的鋼管張力減徑機［J］.鋼管，1996，25（5）：47-49.

［3］何大忠，代鵬程，王偉先.德國-曼內斯曼張力減徑機傳動系統分析［J］.黑龍江冶金，1997（2）：25-26，28.

［4］金如崧.鋼管生產技術的新進展［J］.鋼管，1991，20（5）：6-10.

［5］邱永泰.集中差速傳動微張力減徑機的生產工藝設計（下）［J］.鋼管，2007，36（3）：21-25.

［6］田曉紅，閆雄伍.張力減徑機的設計［J］.鋼管，1995，24（1）：16-18.

［7］李定安.國外無縫鋼管生產發展的現狀（四）［J］.鋼管，1990，19（4）：42-47.

［8］成大先.機械設計手冊［M］.4版.北京：化學工業出版社，2009.

［9］章斌.TZ355微張力減徑機設計制造技術攻關［J］.太重技術導報，1993（4）：4-9.

［10］邱永泰，方平.微張力減徑的鋼管質量及其控制［J］.鋼管，1991，20（1）：25-30.

［11］肖迪，王會民，張樹森.一種張力減徑機速度制度的設定［J］.鋼管，2002，31（4）：37-39.

［12］彭在美.棒/線材軋機的硬齒面齒輪聯合減速箱的設計探討［J］.冶金設備，1996（3）：31-35.

［13］吳振寶.滲碳磨齒齒輪應用中的新問題［J］.寶鋼技術，1996（6）：16-20.

［14］涂長樂.冶金機械設備齒輪減速器的潤滑［J］.江西冶金，2003，23（6）：143-145.

［15］吳振寶.硬齒面齒輪裝置應用中幾個問題的探討［J］.重型機械，1997（3）：6-8.