提升絞車是變速運行設備，因而減速器工作過程中其各齒輪的負載也是變化的。該減速器因長期工作齒面磨損較嚴重，併發生過齒面膠合損傷，齒側間隙增大，起動和減速時有異常衝擊。經過2TK－2.5／20型絞車減速器的磨損速率檢測，進行了動力學和鐵譜分析。
1 擬採取的技術途徑
1.1 絞車的技術特徵參數型號
捲筒直徑／mm
減速器靜/動扭矩/kN.m
配用減速器傳遞扭矩/kN.m
主電機型號
額定容量／kW
額定轉速／r.min－1
2JK-2.5/20
2 500
75/115
180
JRQ1410-10
200
590
1.2 擬採取的技術途徑
由於齒輪磨損嚴重，齒厚已變薄併發生過膠合損傷，造成動態衝擊增大，所以從動力學和鐵譜分析兩方面對該減速器進行分析。
2 齒輪側隙綜合測試
為了在電機起動、停機時對減速器進行動態衝擊分析，進行了制動起動試驗，測量輸入、輸出端旋轉位移量。測試結果如下：輸入端轉角弧長／mm
第一軸測量直徑／mm
輸出端轉角弧長／mm
第四軸測量直徑／mm
35
189
5
700
輸入端旋轉位移量為
s1＝s0+s′0+s2+s3
式中 s1——電機旋轉位移，35 mm；
s0——齒輪設計側隙；
s′0——因齒輪磨損而增加的側隙；
s2——嚙合傳動位移；
s3——聯軸器間隙。
則總空行程
s0+s′0+s3＝s1－s2
(1)
將輸出端嚙合傳動位移量折算到輸入端，其切向位移量為
s2＝D1/2is/(D4/2)＝23.9 mm
式中 D1——第一軸齒輪節圓直徑，189 mm；
i——減速器總傳動比，17.6859；
s——輸出端轉角弧長，5 mm；
D4——第四軸測量直徑，700 mm。
將s1、s2代入(1)式得
s0+s′0+s3＝11.1 mm
3 齒輪可靠性分析
3.1 動力學分析
在對齒面檢查中發現部分齒面磨損，特別是第一軸上齒輪齒頂有飛邊現象。從前面的計算結果得知，由於有11.1 mm的空行程，所以電機起動后齒輪嚙合時產生衝擊；停機時滾筒制動后並沒有使電機與減速器同步停車，在電機慣性作用下也產生了衝擊。這必然造成齒面的錘壓形成飛邊。下面對這兩種衝擊現象進行動力學分析。
(1)起動過程。由於有11.1 mm的空行程，電機起動時，由
得
(2)
式中 M——電機空載起動力矩；
J——電機轉子轉動慣量；
ε——起動角加速度；
ω——起動角速度；
t——起動時間；
α——旋轉角度。
由於
J＝(GD2)d/4g＝53.57 kg.m2
α＝11.1/(189/2)＝0.1175 rad
M＝(1/2)×9549×p/n＝
1 618.47 N.m
式中 (GD2)d——電動機的飛輪轉矩；
g——重力加速度；
p——額定容量；
n——額定轉速。
所以由(2)式得ω=2.665 rad/s
設電機空運行后，第一軸上齒輪與第二軸上齒輪碰撞力矩為M′，時間為t′，且碰撞過程為完全彈性碰撞。
據衝量定理
M′t′＝Jω
有
M′＝Jω/t′＝2 039.49 N.m
一般鋼與鋼碰擊時間為毫秒級，考慮到彈性恢復過程和計算保險起見，取0.07 s。
由於電機本身還有主動力矩，所以碰撞過程中最大力矩為
Mmax＝M+M′＝3 658 N.m＜
9 974 N.m (設計扭矩)
說明碰撞最大力矩尚未超過原設計值。
(2)停車過程。當提升容器接近井口位置時，提升機爬行速度V近於0.5 m/s，相應的電機轉速為
n＝(V/πD)i＝1.13 r/s
式中 D——捲筒直徑；
i——總傳動比；
V——提升機爬行速度。
制動器抱閘后，由於有11.1 mm的空行程，電機將繼續旋轉，直到齒面相碰后再反向運轉為止。假定電機阻尼很小(可忽略不計)，則碰撞力矩為
M＝Jω/t＝J×2πn/t＝5 433.5 N.m＞
4 240.7 N.m(設計靜扭矩)
式中 M——碰撞力矩；
J——電機轉子轉動慣量；
ω——角速度；
t——碰撞時間，取0.07 s；
n——提升機爬行速度為0.5 m/s時的電機轉速。
碰撞力矩M比額定力矩Me提高量δ為
δ＝(M－Me)/Me×100％
(3)
由於
Me＝9549p/n＝3236.9 N.m
式中 p——額定容量；
n——額定轉速。<B
