回转窑等转筒设备是建材、冶金、化工行业常用的设备，新乡长城机械大型回转窑主要分为石灰石煅烧窑和水泥回转窑，新乡长城机械石灰回转窑结构.，能快速提高预热效果，增加碳酸钙分解速度，具有燃料热值高、数量消耗少、石灰质量好等优点。

　　与传统石灰石煅烧窑相比，提高产量30%，热耗降低40%，排出烟气温度<250℃，便于收尘，能完全满足现代节能降耗环保要求。长城机械可生产日产200吨-1000吨新型石灰回转窑设备，满足客户大型石灰生产线生产需求，石灰窑设备报报价服务请点击右侧在线客服!

　　石灰石煅烧窑其实是在水泥煅烧回转窑的基础上发展起来的。

　　水泥煅烧窑传动齿轮.初采用渐开线齿形直齿轮，以后出现了斜齿轮，其传动齿轮的特点为：传动比大(一般为6～10)、模数大(一般为16～40)、小齿轮齿数较少(一般为17～36)。

　　半个多世纪以来，回转窑等转筒设备传动齿轮齿形出现多种多样的设计，这说明人们在不断进行研究和探索。在模数、齿数、变位系数、螺旋角等齿形参数设计中，各种设计方法大多围绕变位系数出现，因此变位系数成为.活跃的话题。目前变位系数设计理念可归纳为：不变位(x1=x2=0)65-66、小变位+不变位(x1=0.4，x2=0)、05变位(x1=x2=0.5)65-66相近小变位(x1≈x2<0.5)和大变位(x1≥0.5，x2≥2.5，Δη≤0.01。这些设计理念几乎囊括了从不变位、混合变位、小变位到大变位的全部范围。

　　如：1968年天津水泥工业设计研究院(原北京水泥工业设计院)在边缘传动管磨机上开始使用变位系数x2≥2.5的大变位齿轮，并于1978年受到全国科学大会的奖励;20世纪70年代效仿华新水泥厂进口美国生产的Φ3.5m×145m湿法回转窑传动齿轮“小变位+不变位(x1=0.4，x2=0)”的设计，在回转窑和烘干机的齿轮设计中一直沿袭至今;南京某设计院在发现大变位齿轮在使用中出现振动后，将大变位设计改为不变位(x1=x2=0)设计;山东某水泥厂在双滑履磨上使用斜齿轮出现铜夹板严重磨损问题，改成直齿轮后铜夹板磨损问题解决。由于对变位系数和螺旋角的认知不同，变位系数和螺旋角取值极左极右的不当选择问题特别严重。

　　随着工业化生产规模的扩大，回转窑等转筒设备的规格逐步变大，对传动齿轮的要求也越来越高。材料的选择、热处理硬度、齿形参数的选择都会影响齿轮使用寿命。其中齿形参数的选择，既影响使用寿命，又影响啮合性能。大齿轮材料已经从原来的ZG310-570 逐步更改为性能较好的ZG35CrMo或ZG42CrMo;小齿轮材料已经从原来的45或40Cr逐步更改为性能较好的35CrMo、42CrMo或价格昂贵的34CrNi3Mo。由于大齿轮体积较大无法调质，一般通过正火处理，硬度范围规定为 (170～220)HB。因此从材料和硬度选择角度来提高齿轮的使用寿命已经没有太大的空间。但是，设计中一直被齿形参数选择是否合理而困扰，齿形参数选择对使用的影响问题凸显出来，弄清齿形参数选择的利弊十分重要。

　　要使“水泥设备制造大国”变成“.水泥设备制造强国”，就要从“中国制造”走向“中国设计”。如何从制造和使用角度使回转窑等转筒设备传动齿轮参数的选择更合理，更能延长使用寿命和保证使用效果，是值得深入研究的课题。经过多年的实践，我们发现原先的有些理论不合理或者不正确，希望通过分析形成共识。

　　1 不变位或固定变位理念分析

　　1)因为齿厚偏差均为负值，所以所谓的“不变位”其实也是“负变位”。负变位或不变位齿轮与变位齿轮相比，除重合度较高外，在轮齿接触强度、抗弯强度、滑动磨损等方面没有优点可言。其滑动率差一般高达2(即200%)以上，不利于保证齿轮使用寿命。

　　2)基于“小变位+不变位(x1=0.4，x2=0)”的设计，滑动率差远小于不变位齿轮，是在不变位基础上的进步，曾经被誉为“综合性能好的变位制”。我们无法考证起初设计的真正意图，但单从滑动率差的角度分析可知，对于传动比为(7～10)的圆柱直齿轮副采用(x1=0.4，x2=0)，其滑动率差Δη不算太大，只有0.05～0.17(即5%～17%)。即便滑动率差只有0.05(即5%)还不够小，与小于1%或1‰等较理想数值相比差距还是甚远。笼统的变位系数取值(x1=0.4，x2=0或05变位制等固定变位)必然导致先天性的较大滑动率差。

　　3)只注重增加小齿轮齿厚延长其使用寿命，不注重大齿轮齿厚对使用寿命的影响。大小齿轮齿数差异较大，大齿轮接触磨损的几率比小齿轮低得多，大齿轮的寿命较长，短短几年内不能显示大齿轮齿厚的重要性，因此大齿轮的寿命往往被忽视。与小齿轮相比，大齿轮的制造成本更高、制造周期更长、安装难度更大，使用寿命也更应受到重视。

　　2 大变位理念分析

　　1)大变位齿轮是变位系数特别大的正变位齿轮，一般x1≥0.5，x2≥2.5。这里我们把因变位大(x1>0.5,x2>1)而存在加工难度和出现根切的齿轮统称为大变位齿轮。采用大变位齿轮，重合度必然减小。变位系数越大，重合度越小，这是相互矛盾的两个啮合质量指标。大变位必然导致重合度极低，影响齿轮副的啮合质量指标。无论是开式齿轮、半开式齿轮还是闭式齿轮，只是密封形式有所区别，但重合度都是越大越好。大变位选择造成重合度小的不良结果作为大变位选择原则(“保证重合系数ε=1.05～1.20”或“重合系数ε=1.05即可”)，是以降低重合度为代价，而达到“可以选择更大的变位系数”目的的做法。圆柱直齿轮只有通过模数增大弥补因大变位导致的重合度低接触应力大的缺陷。增大模数直接导致齿数减少和制造成本增加，齿数减少又带来重合度的降低。因此由于齿形参数(变位系数、模数、齿数)存在关联性，大变位导致部分参数之间相互“拆台”，产生恶性循环。

　　2)大变位理念设计原则“保证重合系数ε=1.05～1.20”是建立在20世纪50年代王铭勋教授《变位齿轮》的理论基础上。即：重合系数ε大于且接近于2或1的齿轮，啮合时同一轮齿不作全负荷或大约半负荷的周期性负荷交替，因而能够得到较平稳的运转;对于直齿圆柱齿轮，在α=20°时ε不会大于2，取ε大于而且接近于1是合理的。根据这一理论推理：圆柱直齿轮重合度大于而且不接近于1(即1.20～1.80)或圆柱斜齿轮重合度大于而且不接近于2(即大于2.20)就不合理。但是因重合度原因引起周期性负荷交替在实践中没有发现，也不被业内人士认同。事实上同一轮齿随着根部到根顶受力点交替变化导致轮齿弯矩也作周期性交替。较大重合度能够降低轮齿受力弯矩和接触应力。因此，对“ε取大于且接近于1或2”的理论不能苟同。

　　3)对于因磨损而失效的齿轮，保证一定的齿顶厚度，防止磨尖是非常必要的。因为齿顶厚度与变位系数也成反比，即变位系数越大，齿顶越容易磨损。因此根据大变位选择造成齿顶厚度小的不良结果确定大变位选择原则“保证齿顶厚度Sa≥0.4mn”同样是为了迎合大变位理论确定的，也是极其无奈的做法。

　　4)许多资料表明：节圆圆周速度为(2～10)m/s的滑动率允许值为“η1≈η2≤-4.0”，节圆圆周速度大于20m/s的滑动率允许值为“η1≈η2≤-1.5”。因此把滑动率“η1≈η2≤-0.5”作为节圆圆周速度仅为(2～10)m/s的回转窑等转筒设备齿轮变位系数选择原则过于苛刻，充其量取“η1≈η2 ≤-1.5。片面满足ηn≤-0.5，而忽视η1-η2，是因小失大的表现。以z1/z2=21/204、x1/x2=0.760/3.488的大变位设计理念为例，η1/η2=0.50/0.51，即有较大的滑动率差(Δη=η1-η2≈0.01)。

　　5)对公认的η1≈η2(即η1-η2≈0)的设计要求概念不够明确，即η1-η2趋近于0的程度不够明确。如果不加条件限制，较大的η1-η2=0.014 9也可理解为η1-η2≈0。即便“η1-η2≈0.01”，与η1-η2<0.01的或η1-η2<0.001的较理想数值相比差距还是甚远。

　　6)边缘传动节能球磨机传动基础的布置一般都根据齿轮压力角αn设计，使大齿轮受力垂直向上(或接近于垂直向上)。变位齿轮的啮合角α′>αn，变位系数与啮合角成正比函数关系。如果大变位齿轮传动管磨机根据压力角布置基础，基础承受较大的水平分力，导致基础和设备存在振动隐患。如压力角αn=20°、齿数z1/z2=32/216、总变位系数xΣ=2.8的齿轮啮合角α′=23.03°，比αn多3.03°，其水平分力约增加5%。因此边缘传动管磨机传动采用大变位齿轮时，以压力角作为设备传动基础尺寸的设计依据是不合理的;采用不变位或小变位齿轮时以压力角作为设备传动基础尺寸的设计依据是合理的。

　　7)当变位系数大到一定值时，滚齿加工需要适当改变滚刀轴斜角，并且需要使用比正常加工更长的滚刀加工。滚齿时还容易出现刀轴轴向力过大憋坏刀体的事故。为了防止大变位齿轮根切，需要对齿尖修缘。手工修缘很难达到理想的效果，必要时还需要定制专用修缘滚刀进行机械修缘。在安装调试现场，往往通过增大侧隙的办法解决根切问题，但振动难以完全消除。对于边缘传动管磨机，增大侧隙解决根切问题一般很难符合产品标准中“齿轮副侧间隙”的规定，用户一般都不认可。齿轮的顶隙和侧隙过大会引起传动部的振动或掰齿现象。

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