浙江北侖電廠KPAV100型減速機齒輪損壞原因及擴容改造

劉文淵

(北京電力設備總廠有限公司，北京　100160)

?

浙江北侖電廠KPAV100型減速機齒輪損壞原因及擴容改造

劉文淵

(北京電力設備總廠有限公司，北京100160)

浙江北侖電廠#1鍋爐用HP983型磨煤機于1991年投運，近年來由于煤質變差和機組供熱量日益增加等諸多因素，造成磨煤機出力增加，減速機超負荷運行，出現個別齒輪損壞，推力瓦溫度升高等問題為此電廠提出減速機擴容改造的問題。通過解體一臺減速機，分析齒輪損壞和推力瓦溫升的原因，測繪零件參數，改進設計，提高其強度和使用性能，為電廠磨機減速機擴容改造找到了有效方法。

減速機；錐齒輪；螺旋傘齒輪；行星級齒輪；齒輪聯軸器；滾動軸承

1　減速機原始情況

1.1減速機結構

圖1是德國RENK公司生產的KPAV100型齒輪減速機，采用一級錐齒輪和一級行星齒輪傳動組成。兩級之間通過齒輪聯軸器連接，輸出端采用平面動壓滑動推力軸承承擔磨煤機的碾磨力。減速機采用壓力循環油進行潤滑，油箱設置在潤滑站上，減速機無油箱。

1.2減速機技術參數

電動機額定功率450 kW，減速機額定功率438 kW，輸入軸轉速975 r/min，輸出軸轉速32.83 r/min，輸出端軸向推力靜載荷1 820 kN，動載荷4 080 kN。潤滑油供油壓力0.15～0.25 MPa，潤滑油流量180 L/min，采用國標ISO標準，黏度等級VG220。

2　減速機內部零件損壞情況及原因分析

2.1輸入級錐齒輪

輸入級錐齒輪為斜齒錐齒輪結構。小錐齒輪齒數為12，大錐齒輪齒數為54，齒寬為130 mm，小齒輪左旋，大齒輪右旋，螺旋角約25°，大輪節圓直徑為810 mm。硬齒面設計。

檢查結果為齒輪接觸區偏向小端，小齒輪有1處崩齒和點狀脫落。大齒明顯有多處點狀凹坑，磨亮痕跡明顯。

根據上述情況分析，齒輪損壞主要原因是接觸偏載，齒輪本身是斜齒錐齒輪結構，強度較低也是導致齒輪損壞的一個因素。

斜齒錐齒輪齒線在幾何上是一段斜交直線，所有齒線切于一圓，沿齒線螺旋角不變。這種結構承載能力低、噪聲大、運轉平穩性差[1]。

2.2輸出級齒輪

輸出級是典型的NGW型行星傳動(由內嚙合齒輪副、外嚙合齒輪副，和公用行星輪組成的行星齒輪傳動機構)[2]。由1個太陽輪，3個行星輪和1個內齒輪組成。太陽輪15齒，行星輪33齒，內齒輪84齒，模數為12 mm，齒寬為160 mm。太陽輪和行星輪為硬齒面設計，內齒輪為中硬齒面設計。

齒輪整體完整，無明顯損傷現象。行星輪因夾入金屬異物，發現1個行星輪靠下方處3 cm的齒面局部擠壓變形，大小如花生，個別齒面上端有劃傷。內齒輪工作面和非工作面在齒寬方向有接觸痕跡，工作面遍布大大小小的點蝕和劃痕，無斷齒。2個行星輪內的滾動軸承全部粉碎性損壞。

根據上述情況分析，太陽輪和行星輪的輕微損傷主要是由于行星輪內軸承失效后，齒輪嚙合發生偏斜和軸承損壞的散落物夾在兩齒之間產生的，屬于非正常原因所致。內齒輪的點蝕面積較大，這主要是由于減速機長期使用，齒輪齒面偏軟，接觸疲勞強度偏低所致。

2.3齒輪聯軸器

齒輪聯軸器由2個單獨的外齒輪和1個內齒套組成。輸出端外齒在太陽輪上，輸入端外齒定位在大錐齒輪安裝軸上，俗稱聯軸器齒軸。內齒套的齒分為2段，分別與輸入、輸出端外齒嚙合。實測輸入端齒數為24，模數為6 mm，齒寬為40 mm。由于輸出端外齒齒數和模數與太陽輪一致，所以齒數很少(非常規設計)，造成內齒套齒厚，均載效果較差，但齒彎曲強度高。由于這種結構可以降低減速機整體高度，多數廠家的減速機都這樣設計，如圖2所示。

圖1　減速機裝配

圖2　聯軸器組件

聯軸器輸入端直徑大小與聯軸器齒軸上部上圓錐滾子軸承直徑有關。因為錐軸承從齒端裝入，軸承內孔限制了直徑的大小，所以聯軸器外齒直徑只能小于軸承內徑，外齒強度也受到限制。

檢查結果顯示聯軸器齒軸上面一段齒全部折斷，內齒套和太陽輪上面的齒全部完好。由齒軸齒部及附近為金屬淬火后的顏色，可知采用了高頻淬火來提高齒的強度。齒套表面為一般金屬顏色，沒有進行淬火或氮化處理。

根據上述情況分析，無論內齒還是外齒，齒面接觸強度足夠。外齒斷齒主要是因為行星輪內軸承損壞，行星輪無法定位造成太陽輪失位，太陽輪上面的聯軸器外齒嚴重偏斜導致齒套偏斜。由于齒套上的內齒強度高于外齒強度，導致了外齒的斷齒損壞。齒軸上的齒為直齒，對偏斜比較敏感是造成外齒斷齒的次要因素。

2.4滾動軸承

行星架上面的行星輪一般采用雙列球面滾子軸承，該軸承可以適當調心，以滿足行星輪與太陽輪、內齒輪同時嚙合的需求。單獨1個軸承支撐1個行星輪，其軸承損壞后必然導致行星輪失去定位，造成連鎖反應式的齒輪歪斜和行星架晃動，導致減速機外殼橫向劇烈振動，電動機電流將迅速增大。這種振動與磨煤機垂直振動不一樣，如果不停止電動機轉動，減速機內部損失會更大。

本次檢查發現3個行星輪中有2個軸承已經完全損壞。軸承損壞原因主要是疲勞損壞。在磨煤機減速機設計中，軸承的設計壽命一般保證10萬h，有的廠家保證8萬h。因為磨煤機是1991年投運的，至2013年年底，按每年8 000 h計，已經運行了約17.6萬h，所以軸承損壞的主要原因是超過設計壽命后頻繁超負荷運行。

2.5動壓滑動推力軸承

動壓滑動推力軸承由推力盤和推力瓦兩個最基本的零件組成。推力盤在上，推力瓦在下。為了產生油膜和接觸良好，推力瓦下面設計有球面支撐。推力瓦為圓形結構，共計13塊。推力盤和瓦體為碳素鋼材料，瓦面材料為巴士合金。在工作狀態下，推力盤按煤機轉向轉動，推力瓦與推力盤之間形成潤滑油膜。檢修時發現這臺減速機由于長期運行，內部存在大量煤粉，造成推力盤表面存在大量劃痕，推力瓦表面嚴重磨損(部分減速機)。

減速機瓦溫偏高主要是由于盤面和瓦表面有嚴重劃痕和存在煤粉所致。因劃痕破壞了局部油膜的形成導致盤面和瓦面局部接觸，油液中的煤粉等使表面摩擦力顯著增加，摩擦產生的熱量無法通過有限的潤滑油量和瓦體向外及時散熱，導致瓦溫升高。

3　磨煤機擴容的方法

擴容有2個方法，1是提高減速機輸出轉速，2是提高輸出扭矩，依據磨煤機增加出力的方式進行選擇，這次擴容采用的是后者。電廠要求減速機擴容15% 以上，也就是將減速機輸出功率至少提高到503.7 kW。

3.1減速機零件的處理辦法

3.1.1圓錐齒輪

根據損壞情況，斜齒錐齒輪本身齒形不好，精度、強度不高是主要因素，所以要想改善強度不能再采用這種錐齒輪。

為了在減速機損壞時能夠及時更換備用零件，電廠已經自備了一副格里森制零度弧齒錐齒輪，小齒輪齒數為12、大齒輪齒數為54，如圖3所示。

圖3　零度弧齒錐齒輪

這種錐齒輪的齒線是一段圓弧，齒寬中點螺旋角為0°。承載能力略高于斜齒錐齒輪，與鼓形齒接近。齒面呈局部接觸，對偏載的敏感性介于斜齒和弧齒(或擺線齒)錐齒輪之間，軸向力大小、方向與直齒錐齒輪接近。

分析斜齒錐齒輪和零度弧齒錐齒輪的性能特點，它們都不是傳動和承載能力較高的齒輪，要想顯著提高齒輪強度，應采用接近或適當大于斜齒錐齒輪螺旋角的弧齒，或擺線齒錐齒輪。根據現有制造技術采用克林貝爾格擺線齒錐齒輪比較合理。這樣既能較大幅度提高傳動的平穩性和齒輪強度計，又能使軸向力接近原來的大小，保證軸承壽命。

另外為了改變嚙合性能，將錐齒輪的齒數改為小齒輪12、大齒輪53，避免了嚙合中存在周期性的振動和噪音。這一變動造成減速機輸出轉速提高1.8%，不影響磨煤機運行。

3.1.2輸出級齒輪

行星級齒輪中在內齒輪整個齒面上均有點蝕的現象，說明齒面硬度偏軟，擴容需加強內齒輪的齒面強度。

根據現有設計，太陽輪和行星輪為滲碳鋼淬火后的磨齒齒輪，齒面硬度在58 HRC以上，心部硬度在40 HRC以上；內齒輪實測硬度262 HB。從強度計算看輪齒彎曲疲勞強度的關系是“太陽輪>行星輪>內齒輪”，為了保證減速機外形尺寸較小，內齒輪安全系數一般接近許用值，所以要擴容，必須加強內齒輪的承載能力。由于減速機外形尺寸限制，改用更好的合金鋼材料提高齒輪強度是一個有效的辦法。本次采用的材料是34Cr2Ni2Mo，調質處理硬度達到320 HB。

3.1.3齒形聯軸器

由于聯軸器齒軸斷齒原因主要是因行星輪內軸承損壞造成太陽輪歪斜、直齒對偏載比較敏感引起的，所以更好解決偏載問題的辦法是采用鼓形齒聯軸器，即將外齒制作成鼓形齒。有2種方案可供選擇：1是滲碳淬火后磨成鼓形齒，齒面硬度58～62 HRC；2是先制成鼓形齒，然后表面氮化處理，硬度達到600 HV。

由于磨制鼓形齒精度高，所以推薦采用第1種方案。如果加工受到限制，可采用第2種方案，實際采用的是方案2。聯軸器齒軸齒形變化如圖4所示。

3.1.4滑動推力軸承

通過瓦溫偏高的分析，如果減速機不擴容，可以重新磨平推力盤和制作一套新瓦，提高表面平面度和粗糙度，并結合更換新油的方法解決。如果減速機擴容，而且是采用提高輸出扭矩的方法，就會出現磨煤機煤層變厚，加載力增大，瓦面載荷加大，油膜變薄的情況。要想保證瓦溫不升高，就要保證油膜厚度。通常有2種辦法：加大推力軸承承載面積；更換高黏度的潤滑油，黏度等級ISO VG320。

增大軸承面積最好的辦法是增加推力軸承外徑，但是由于減速機外形不能改變，所以這個方法不可行。現實的辦法是將圓形瓦改為扇形瓦，加大承載面積。而實際上所有推力瓦全部支撐在減速機殼體上，圓形瓦最窄處的間隙約為6 mm，這給改成扇形瓦帶來了困難，如圖5所示。

圖4　改進前后聯軸器齒軸齒形變對比

圖5　推力瓦布置和間隙

目前，世界上動壓滑動推力軸承中的推力瓦外形結構有2種，最多的是扇形結構，較少采用圓形結構。原因是在長寬比為1的情況下，扇形瓦的承載面積大于圓形瓦，且扇形瓦的支撐位置是偏心的，圓形瓦的支撐位置在圓心處(如圖6所示)。從形成油膜的角度看，扇形瓦形成的油膜厚度大于圓形瓦。設計中扇形瓦的填充系數一般，這主要是考慮瓦間隙不能太小，否則影響瓦的散熱效果。采用偏心支撐的扇形瓦只能用于單向轉動[3]。圓形瓦由于結構是圓形，散熱條件較好，所以兩瓦間的間隙可以控制的很小，又由于支撐點在圓心，可實現雙向轉動。但這種減速機的圓錐齒輪存在螺旋角，即使圓形推力瓦允許雙向轉動，從整臺減速機來看也是不能朝反方向轉動的。由此可見，圓形推力瓦適合于整體直徑較小、軸向推力相對小的減速機。

圖6　扇形瓦與圓形瓦的比較

由于原有稀油站不太適宜采用高黏度潤滑油的緣故，采用高黏度潤滑油的辦法也受到了限制，所以系統仍然使用原來的潤滑油進行潤滑冷卻。

鑒于推力瓦無法擴大和不能使用高黏度潤滑油的問題，采用增加瓦塊散熱面積的做法來降低瓦溫增加油膜厚度。具體方法是：在圓形瓦側面和底部車制許多溝槽加大瓦的散熱面積，降低瓦面溫度，提高油膜厚度，這對圓形瓦很適用。對于采用扇形瓦的減速機，當瓦面載荷增大時，在必要的情況下也可以采用這一方法進行散熱。

3.2對于稀油潤滑站的改進意見

減速機的油箱設置在稀油站上，油箱安裝在地面以下。油站采用齒輪泵、雙室過濾器、油冷卻器向減速機供油。回油是利用減速機與油箱內部的油位差產生的壓力自由回油。

根據電廠介紹，夏季減速機回油溫度偏高，冬季回油溫度正常。針對此問題電廠對冷油器進行了調整，但效果不明顯。為此進行了現場考察，認為夏季來臨時冷卻水的溫度偏高，冷卻水量不變，所以冷卻效果不明顯。鑒于水溫和供水量無法改變，并考慮到減速機擴容后發熱量也會增加，可在現有設備冷卻器上面并聯一替換下來冷卻器，大幅度增加冷卻面積，如圖7所示。具體使用方法是，夏季來臨時兩臺冷卻器同時工作，冬季來臨時關閉一臺冷卻器的進水、進油管路，另一臺冷卻器工作。冷卻器的使用數量按季節進行調節，這樣就解決了潤滑站冷卻能力不足的問題。

圖7　并聯冷卻器原理

4　結束語

減速機零件損壞的原因，既有原始設計上的不足，也有使用過程中的維護不當等問題，所以中速磨煤機在使用中需注意以下幾點。

(1)采用斜齒錐齒輪設計，齒輪平穩性差，強度也偏低，應采用性能優越的螺旋錐齒輪傳動。

(2)滾動軸承的損壞主要是已經達到疲勞壽命極限所致。當減速機使用時間超過軸承壽命時應盡早更換軸承，避免遭受更大損失。

(3)直齒聯軸器直徑很小時，強度余量不大，應盡量采用硬齒面和鼓形齒設計，這樣才能保證浮動靈活，安全可靠。

(4)推力瓦溫度偏高多是因為瓦面磨損所致，所以首先要避免油液污染，及時更換新油，才能做到降低瓦溫，增加油膜厚度，延長推力瓦的使用壽命。

(5)減少磨煤機機座下面的密封風或一次風漏風、漏粉，可減少煤粉對減速機的污染，增加潤滑油的清潔度，增加齒輪和所有軸承的使用壽命。

[1]中國機械工程學會第一機械工業部.機修設計手冊:第1篇 第4冊[M].北京:機械工業出版社,1978.

[2]成大先.機械設計手冊[M].4版.北京:化學工業出版社，2002.

[3]沃斯克列辛斯基，杰雅科夫.滑動軸承計算和設計[M].陳金寶,包傳福,譯.北京:國防工業出版社,1986.

(本文責編：齊琳)

2016-03-24；

2016-07-01

TH 112

B

1674-1951(2016)07-0047-04

劉文淵(1985—)，男，北京人，助理工程師，從事機械產品設計方面的工作(E-mail:akhnm930@126.com)。