羅茨風機的結構(羅茨風機的優點)

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羅茨風機的結構

羅茨風機軸和人字齒輪的受力分析D6090羅茨風機傳動部分結構尺寸，人字齒輪由安裝在輪轂上的前后兩個錐齒環組成，錐齒環參數為mn=6，z=62，=1730，分度圓直徑d=3900mm，寬度b = 60mm取拉伸和壓縮彈性模量E=200GPa，剪切彈性模量G=79GPa，泊松比= 0.31，抗彎剛度EI1 = 20358 kn m2(D1 = 120mm)，EI3 = 14374 kn m2(D3 = 110mm)，EI4 = 32572 kn m2(D4 = 240mm

D6090羅茨風機結構尺寸羅茨風機主軸、副軸和人字齒輪上的應力呈周期性變化。風扇葉輪在位置(A)時，主軸的阻力產生的扭矩最大，副軸的徑向力也最大。此時齒輪副傳遞的扭矩最小(僅用于克服軸承副的摩擦扭矩，計算時可近似認為是0)，電機產生的扭矩主要用于克服主軸上的阻力扭矩對傳遞的氣體做功。當風機葉輪處于(b)所示位置時，主軸上的徑向力最大，副軸上的阻力矩也最大。此時齒輪副傳遞的扭矩最大，電機產生的扭矩主要用來克服副軸上的阻力矩對傳遞的氣體做功。風機葉輪在其他位置時，主軸、副軸和齒輪副的受力介于位置(A)和(B)之間，因此只需分析風機葉輪在位置(B)時軸上的受力。

風機人字齒輪齒根彎曲疲勞強度分析從D6090風機的性能曲線可知。風機全壓頭為441kPa時，軸功率Nd=210kW，V = 0.86，P = Nd/V = 2442 kW，產生的扭矩M = 9552 P/n = 24298nm。人字齒輪輪齒的應力如下圖所示(從動輪未示出)F1=Ft1/cos=65265N，Fr1=F1tgn=23755N，Fn1=F1/cosn=69454N。齒根彎曲疲勞強度為2: F = kakf1yyfayshabmna (1)已知Ft1=62415N，求Yfa=224，Ysa=175，Y=087，a=17，K=165，Ka=145，F=450MPa，將數據代入公式(1)得到人字齒輪(驅動輪)的受力分析。3分析風扇軸的彎曲和變形。風扇葉輪在(b圖中齒輪的軸向力未顯示)。已知主軸在Z、Y方向的彎曲變形大于副軸，所以只計算主軸截面2-2(前齒圈所在位置)相對于截面1-1(后齒圈所在位置)的彎曲扭曲變形Z、Y。

風扇31的應力主軸沿Z軸方向的彎曲變形Z通過單位力法(莫爾法)計算。主軸沿Z軸方向的彎曲變形Z為1:Z =(948310-4e i1+955110-3e i3)Q1X+(247710-4e i1+385510-2e i3+3003310-330)EI3 = 14374 kn m2，EI4=32572kNm2，Ft=2Ft1=12482N，x=013m，則Z = 000扭轉角力矩引起的人字齒前后齒圈的相對角位移為:= 1 GIP 4x0 MXDX (4)已知GIP4 = 2576。

為了說明Z軸和Y軸彎曲變形對齒輪力不均勻分布的影響程度，估算了輪齒的接觸彈性變形E。彈性變形分析表明，接觸變形接觸區寬度C為2:C = 226 FB 121+2(1-m2e 1+1-m2e 2)(5)，其中:1=2=dsinn2=6657mm，f = 2N1 = 138908n，線接觸長度B可近似等于齒圈寬度b=60mm。然后公式(5)給出c=0013mm，e=e1+e2=2e1接觸彈性變形改善措施抵消變形。通過調整齒圈，使空載荷條件下前齒圈輪齒受力大于后齒圈輪齒受力，軸在高載荷下變形，從而達到前后齒圈受力均勻的目的。具體方法如下:固定風機主軸和副軸。在齒輪副中選擇一個人字齒輪(如主軸上的齒輪)，取下定位銷，松開六角螺栓，用木棒的一端托住前齒圈的齒，敲擊另一端使前齒圈沿嚙合方向(逆時針)移動一個微小的角度(移動量可通過銷孔的錯動量判斷)，然后用鉸刀重新校正定位銷孔，并安放定位銷。

結論羅茨風機齒輪為懸臂布置。在高載荷下，由于軸沿Z、Y軸的彎曲變形，人字齒輪前后齒圈齒受力不均，后齒圈齒受力較大，容易造成后齒圈齒局部斷裂。由于前后齒圈受力不均而產生軸向力(見Fa2 >: 1)，當軸向力超過一定限度時，會加速內圈法蘭、滾動體、保持架等的磨損。3524軸承的，引起主軸和副軸的軸向移動，從而引起風扇葉輪擦墻板。變形法和在齒輪端軸承箱中增加軸承的方法可以改善風機人字齒輪前后齒圈在高負荷下的受力狀況。采取上述措施后，我廠羅茨風機即使在高負荷下運行(最大電機電流達到500A，總壓頭達到491kPa)，也沒有出現輪齒折斷、葉片與壁板摩擦的現象。

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