罗茨风机的结构(罗茨风机的优点)

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罗茨风机的结构

罗茨风机轴和人字齿轮的受力分析D6090罗茨风机传动部分结构尺寸，人字齿轮由安装在轮毂上的前后两个锥齿环组成，锥齿环参数为mn=6，z=62，=1730，分度圆直径d=3900mm，宽度b = 60mm取拉伸和压缩弹性模量E=200GPa，剪切弹性模量G=79GPa，泊松比= 0.31，抗弯刚度EI1 = 20358 kn m2(D1 = 120mm)，EI3 = 14374 kn m2(D3 = 110mm)，EI4 = 32572 kn m2(D4 = 240mm

D6090罗茨风机结构尺寸罗茨风机主轴、副轴和人字齿轮上的应力呈周期性变化。风扇叶轮在位置(A)时，主轴的阻力产生的扭矩最大，副轴的径向力也最大。此时齿轮副传递的扭矩最小(仅用于克服轴承副的摩擦扭矩，计算时可近似认为是0)，电机产生的扭矩主要用于克服主轴上的阻力扭矩对传递的气体做功。当风机叶轮处于(b)所示位置时，主轴上的径向力最大，副轴上的阻力矩也最大。此时齿轮副传递的扭矩最大，电机产生的扭矩主要用来克服副轴上的阻力矩对传递的气体做功。风机叶轮在其他位置时，主轴、副轴和齿轮副的受力介于位置(A)和(B)之间，因此只需分析风机叶轮在位置(B)时轴上的受力。

风机人字齿轮齿根弯曲疲劳强度分析从D6090风机的性能曲线可知。风机全压头为441kPa时，轴功率Nd=210kW，V = 0.86，P = Nd/V = 2442 kW，产生的扭矩M = 9552 P/n = 24298nm。人字齿轮轮齿的应力如下图所示(从动轮未示出)F1=Ft1/cos=65265N，Fr1=F1tgn=23755N，Fn1=F1/cosn=69454N。齿根弯曲疲劳强度为2: F = kakf1yyfayshabmna (1)已知Ft1=62415N，求Yfa=224，Ysa=175，Y=087，a=17，K=165，Ka=145，F=450MPa，将数据代入公式(1)得到人字齿轮(驱动轮)的受力分析。3分析风扇轴的弯曲和变形。风扇叶轮在(b图中齿轮的轴向力未显示)。已知主轴在Z、Y方向的弯曲变形大于副轴，所以只计算主轴截面2-2(前齿圈所在位置)相对于截面1-1(后齿圈所在位置)的弯曲扭曲变形Z、Y。

风扇31的应力主轴沿Z轴方向的弯曲变形Z通过单位力法(莫尔法)计算。主轴沿Z轴方向的弯曲变形Z为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，则Z = 000扭转角力矩引起的人字齿前后齿圈的相对角位移为:= 1 GIP 4x0 MXDX (4)已知GIP4 = 2576。

为了说明Z轴和Y轴弯曲变形对齿轮力不均匀分布的影响程度，估算了轮齿的接触弹性变形E。弹性变形分析表明，接触变形接触区宽度C为2:C = 226 FB 121+2(1-m2e 1+1-m2e 2)(5)，其中:1=2=dsinn2=6657mm，f = 2N1 = 138908n，线接触长度B可近似等于齿圈宽度b=60mm。然后公式(5)给出c=0013mm，e=e1+e2=2e1接触弹性变形改善措施抵消变形。通过调整齿圈，使空载荷条件下前齿圈轮齿受力大于后齿圈轮齿受力，轴在高载荷下变形，从而达到前后齿圈受力均匀的目的。具体方法如下:固定风机主轴和副轴。在齿轮副中选择一个人字齿轮(如主轴上的齿轮)，取下定位销，松开六角螺栓，用木棒的一端托住前齿圈的齿，敲击另一端使前齿圈沿啮合方向(逆时针)移动一个微小的角度(移动量可通过销孔的错动量判断)，然后用铰刀重新校正定位销孔，并安放定位销。

结论罗茨风机齿轮为悬臂布置。在高载荷下，由于轴沿Z、Y轴的弯曲变形，人字齿轮前后齿圈齿受力不均，后齿圈齿受力较大，容易造成后齿圈齿局部断裂。由于前后齿圈受力不均而产生轴向力(见Fa2 >: 1)，当轴向力超过一定限度时，会加速内圈法兰、滚动体、保持架等的磨损。3524轴承的，引起主轴和副轴的轴向移动，从而引起风扇叶轮擦墙板。变形法和在齿轮端轴承箱中增加轴承的方法可以改善风机人字齿轮前后齿圈在高负荷下的受力状况。采取上述措施后，我厂罗茨风机即使在高负荷下运行(最大电机电流达到500A，总压头达到491kPa)，也没有出现轮齿折断、叶片与壁板摩擦的现象。

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