标准规范下载简介

T／CGMA 081001-2018 整体式高速齿轮传动装置通用技术规范.pdf

4.4.3.5斜齿轮的设计应考虑齿轮啮合轴向力的承受及抵消装置 4.4.3.6大、小轮的齿数推荐按无公约数来进行配齿。 4.4.3.7 每个大齿轮和每个小齿轮均要用两个轴承支承，除特殊情况外不应采用悬臂结构。 4.4.3.8轮齿应按弹性变形和热变形的综合结果进行齿廊和螺旋线修形

4.4.41轴类零件化学成分和力学性能应符合GB/T17107或JB/T6395的规定，一般选用中碳钢并 经热处理后进行加工制造。 4.4.4.2轴在粗加工后需进行超声波检测，应符合GB/T3480.5一2008中“非表面硬化调质钢”MQ中 听对应的要求。

在标识符、划痕或任何其他表面不连续的现象，例如：油孔和键槽。这些表面不得喷涂西部开发省际公路通道××工程施工组织设计，安装套简或

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4.4.5.1径向和推力轴承推荐采用动压滑动轴承。 4.4.5.2径向轴承为剖分式，轴承需设置防销并且轴向能可靠地固定在箱体上。 4.4.5.3选用的推力轴承在两个方向都应具有止推能力，两侧均需配备有连续的压力油润滑。优先采 用整体式推力盘，当采用整体式推力盘时，推力盘的厚度应留有一定余量，以利于推力盘损伤后进行修 整。当采用可更换推力盘时，推力盘应紧固在轴上，以防止微动磨损。推力盘两表面之间的粗糙度 Ra≤0.4um，轴向跳动值小于13μm。 4.4.5.4在任何规定的工况条件下，推力轴承承受的负荷不应超过该轴承基本额定负荷的50%。基本 负荷额定值是在连续工作期间出现最小充许油膜厚度而文不引起故障的负荷，或是瓦块巴氏合金最高 温度区域的载荷值不超过其初始蠕变或屈服强度的负荷，取两者中的较小值。 4.4.5.5由联轴器传递的外部轴向力应和齿轮传动装置内部推力进行叠加，如果一个推力轴承承受的 推力来自两个或多个相啮合的齿轮，这些推力也应叠加。由挠性联轴器传递的最小（轴向）外力按下述 情况考虑： a）T 齿轮传动装置与采用套筒轴承的单面驱动的电动机相联时，外力应等于电动机的最大磁场定 心力。如没有规定最大磁场定心力，可采用额定电机功率值每1kW对应1.5N的磁场定心力 进行计算。 b）对于与a)项不同场合的齿式联轴器，其外力至少等于0.25T/d，其中T（单位：N·m)是联轴 器在任何规定工况下的最大扭矩，d（单位：m）为联轴器处的轴领尺寸。 对于与a)项不同场合的膜片式联轴器，外力应根据联轴器制造厂允许的最大许用偏转角来 计算

4.4.6联轴器及护罩

4.4.6.1齿轮传动装置和驱动机应采用平衡校正的联轴器。 4.4.6.2除非另有规定，联轴器和联轴器与轴的连接部位应能传递合同规定的齿轮传动装置额定功率 的175%。 4.4.6.3联轴器护罩应完全罩住联轴器的外露部分，应有足够的刚度，要求承受900N负荷无显著变 形，并能方便拆装 4.4.6.4连续润滑的联轴器 兰连接结构.在运行期间保持密封

4.4.7.1临界转速

.7.1.2影响该转子振动幅度的结构支承系统的共振，不应出现在所规定的隔离裕度范围内，除非

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4.4.7.2横向振动分析

4.4.7.2.1在供需双方认可的情况下，可参考先前制造的相同规格的齿轮传动装置，通过分析确认已推 导和证明的临界转速值可以被接受。 4.4.7.2.2当有规定时，应对齿轮转动装置进行有阻尼的不平衡响应分析，以确保转速从零至跳闸的任 何转速下，轴的振动幅度都在可接受范围

4.4.7.3扭振分析

1.4.7.3.1需方应负责进行整个机组的扭振分析并指导进行相关必要的改进措施，以满足4.4.7.3.2～ 4.4.7.3.4的要求。 4.4.7.3.2整个设备机组无阻尼扭振固有频率应至少在任何可能激励频率的土10%范围之外， .4.7.3.3最好避开激励频率等于两倍或多倍于运行转速的扭振固有频率，或者应表明激励频率对系 充没有任何不利影响。除了倍数外的激励频率，当激励频率与运行转速不是函数关系或非同步时，也应 在扭振分析中考虑并应表明没有任何不利影响。 4.4.7.3.4同步电机驱动时应对整个设备机组进行瞬态扭振分析，

4.4.7.4转子系统的稳定性分析

4.4.8.1所有大、小齿轮均应进行多面动平衡，单键槽转子在动平衡时，轴上的键槽均应填平。 4.4.8.2在装配期间所有旋转零件应有序地进行动平衡，试验方法可参照GB/T6557进行或参照其他 方法进行。每次最多装上两个主要零件就要进行一次动平衡，平衡校正面只能在刚装上的零件上进行， 禁止通过焊接方式进行零件的平衡。在完全组装后进行最终校正平衡时，可能需要对其他零件进行较 小的校正。

Umx=6350W/N Umx=6350W/25000

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A =25.4 12000 N

1 =25.4 12000 N

式中： A一一未滤波的振动振幅，单位为微米（μm）； Nmc一一最高连续转速，单位为转每分（r/min）。 在大于最高连续转速直至驱动机跳闸的任何转速下运行，其振动值不得超过最高连续转速下所记 录的最大值的150%。 4.4.8.5把转子放在V型块上旋转360°，用一非接触式振动探头和一块千分表同时测量该探头检测区 的综合径向跳动和机械径向跳动。 注：当转子安装在有动压滑动轴承的齿轮传动装置上时，上述V型块所测量的转子径向跳动一般不会再出现，这是 由于可倾瓦轴承的瓦块方向和轴承润滑的影响。由于转子慢速滚动和转子重量的原因，假设了转子在轴承中 王全

A一一未滤波的振动振幅，单位为微米（μm)； Nmc一一最高连续转速，单位为转每分（r/min）。 在大于最高连续转速直至驱动机跳闸的任何转速下运行，其振动值不得超过最高连续转 录的最大值的150%

注：当转子安装在有动压滑动轴承的齿轮传动装置上时，工 由于可倾瓦轴承的瓦块方向和轴承润滑的影响。由于转子慢速滚动和转子重量的原因，假设了转子在轴承中 处于一个特定的位置 4.8.6如果可以证明存在电气或机械跳动量，可从工厂试验期间测得的振动信号中采用矢量法减去 核跳动量为式（3）中计算允许最大值的25%或6.35um，取两者中的大值

4.4.9其他重要零件及装配

.9.1空载时齿轮副的接触斑点应符合设计接触区的要求，接触斑点的检验方法可按GB/Z1862 求进行。

4.4.9.2控制设备和测量装置应符合合同的规定。 4.4.9.3全 全部润滑管道和附件都应符合润滑、密封和调节油系统的要求。 4.4.9.4 外部应有一个压力润滑油系统供给以下各处适当压力的润滑油： a) 齿轮传动装置的轴承； 润滑齿轮的齿面； c） 当有规定时，驱动机的轴承。 4.4.9.5 压力润滑油系统应包括容积式的主油泵（主油泵容积为设备正常使用油量的120%）和辅助油 泵，带有进口粗滤器，供油和回油系统，油冷却器，双联全流量过滤器，润滑油压力低断路开关及其他必 要仪表组成。

4.5.1电气组件及设备应符合设计要求，并符合GB50058中的相关规

4.5.1电气组件及设备应符合设计要求，并符合GB50058中的相关规定

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4.5.2齿轮传动装置中如果配套有仪表及控制等元件，在设计时应考虑避免湿气、灰尘和其他杂质 进人。 4.5.3齿轮传动装置不得在机组喘振的状态下运行，需方应配置主机防喘振装置

.1齿轮传动装置表面应无明显的锤痕和划伤。 .2齿轮传动装置的全部非机械加工表面应涂防护漆，涂层应厚薄均匀，表面平整、光滑，颜色均 致。对油漆防腐要求和颜色由供需双方在技术协议中规定。常用油漆涂层类型的选择可参见

5.1齿轮传动装置的空负荷运转试验应按下列顺序进行： a）在最高连续转速下运行，直到轴承和润滑油达到热平衡状态； b） 增速到跳闸转速，至少运行15min（产品原动机为电动机时，不作此项试验）； 齿轮传动装置达到热平衡后，在最高连续转速下运行1h2h； 需方在合同中规定的其他试验。 5.2齿轮传动装置空负荷运转试验应满足下列要求： 齿轮传动装置进行空负荷运转试验时应采用合同规定的轴承； b） 试验期间使用润滑油的压力、温度及黏度参数均应控制在其使用维护说明书推荐的数值之内， 并应记录进人齿轮传动装置的总油量； 试验台润滑油的过滤精度应不低于10um； d）应检查箱体结合面、箱体与油系统的接头处的密封性，消除任何渗漏现象； e 试验期间应检查所有报警、防护及控制装置，并按要求予以校验和调整。 5.3试验期间应使用随产品配套的振动探头、电缆及振荡检波器和加速度传感器。若需方没有提供上 述仪器或者与供方试验台的显示装置不匹配时，可以采用供方试验台符合API670要求的传感器和显 示装置。 5.4所有被试验设备的机械运行和试验仪器的运行应是良好的，所测得的未滤波振动应不超过4.4.8.4 中的限定值，并且整个运行范围内均应有记录。 5.5经供需双方共同商定，作振动的扫描测定，当齿轮传动装置在最大连续转速下，用非接触传感器进 行测量，在同步频率以外的范围内测量制作振幅的曲线范围，该曲线范围至少应覆盖大齿轮同步转速的 1/4至小齿轮同步转速的4倍，但不低于1500Hz。如果任何分散的非同步振幅超过4.4.8.4中规定小 齿轮允许振动的20%（或2000r/min以下轴振动的40%），则供需双方协商解决。 5.6关于箱体振动，齿轮传动装置在最高连续转速下运行时，用安装在箱体上的加速度传感器测量，从 10Hz～10kHz的频率范围内制作振动范围，速度和加速度的峰值均不得超过4.2.3中要求的数值。 5.7噪声级试验为选择性试验，按4.2.4中的要求进行。 5.8试验期间供方应作详细记录，试验的第一小时，每隔15min记录一次，而后持续试验时每隔 30min记录一次。每次记录包括下述内容： a）进油油温和压力； 回油油温； ） 润滑油流量； 轴振动双振幅（未滤波的振动振幅）；

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g）噪声。 完成空负荷运转试验后，应进行下列要求的检查工作： a） 运转试验完成后，应对齿轮传动装置进行目测检查，从齿面的损伤和接触痕迹来检查轮齿的啮 合情况，并检查所有的轴承和轴颈。 b）根据试验结果和目测检查，如果需要改进，应在更换零件或改进以后重新进行试验

按照表5规定的检验项目对齿轮传动装置进行逐台检验

7标志、包装、运输和贮存

具尺寸和技不要求存合B/330 的规定，标牌上应标出下列内容： a）齿轮传动装置的型号及名称。 b） 主要技术参数： 额定功率，kW

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使用系数； 输入转速，r/min； 一输出转速，r/min； 一齿轮传动装置总质量，kg。 c）制造日期及编号。 d）制造厂名称

使用系数； 输人转速，r/min； 一输出转速，r/min; 一齿轮传动装置总质量，kg。 c）制造日期及编号。 d）制造厂名称

7.2.1齿轮传动装置在出厂检验合格后按照GB/T13384的规定进行包装，并按GB/ 的规正 刷储运图示标志。 7.2.2齿轮传动装置应可靠的固定在包装箱内，并有采取防止轴旋转转动的措施。 7.2.3包装箱外的收发货标志应符合GB/T6388的规定。 7.2.4 齿轮传动装置有可能受大气腐蚀的配套件、备件、工具以及外露加工表面应作防锈处理。 7.2.5齿轮传动装置出厂应有下列文件，随机的备品、备件和专用工具应一并提供： a） 装箱单； 产品质量合格证； 产品使用说明书； d 外形/安装图（当产品说明书无外形/安装图时）； e） 随机备件、附件清单

7.4.1齿轮传动装置应存放在相对湿度不大于80%、温度不高于40℃、没有腐蚀性介质的、且有遮蔽 的场所。 7.4.2包装防锈措施应能保证设备从供方工厂装运时起至少可以露天存放6个月。如要考虑超期存 放，供需双方共同商定相应措施。 7.4.3备件转子应能在室内不受热、通风良好、无腐蚀性气体的地方至少存放1年。备件转子应涂防 锈剂并且使用能缓慢释放出气相 朝封皮进行遮盖

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整体式高速齿轮传动装置典型结构布局

根据结构布置形式及小齿轮数量的不同，整体式高速齿轮传动装置（简称齿轮传动装置）主要可分 两大类： a）大齿轮与一个小齿轮啮合； b 大齿轮与多个小齿轮啮合，根据主机空间的要求将小齿轮布置在大齿轮的四围，典型结构布局 见图A.1~图A.3。

说明：大齿轮与两个小齿轮进行啮合

说明：大齿轮与多个小齿轮进行啮合

直接连接设备的齿轮传动装

a）大齿轮直接连接设备的齿轮传动装置

说明：大齿轮与多个小齿轮进行啮合，但大齿轮在啮合过程中起中间过渡轮的作用。 b）小齿轮直接连接设备的齿轮传动装置

A.1水平分接合面的多轴整体式齿轮传动装置

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图A.2水平剖分接合面的单轴整体式齿轮传动装置

图A.3垂直剖分接合面的单轴整体式齿轮传动装置

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图B.1转子响应曲线

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a）转子系统的不平衡； b) 油膜的不稳定性（涡动）； c) 内部摩擦； d) 叶片、导叶、进出气管以及扩压器的通过频率； e) 齿轮啮合频率和边频带； f) 联轴器不对中； g) 转子系统零件松动； h) 滞后和摩擦涡动； i) 边界流体分离状态； j) 声学和空气动力学的交叉激励； k) 非同步涡流； 1 电气频率

3.1.6影响转子振动幅度的结构支承系统的共振不应出现在所规定的隔离裕度范围内，除非该共振被

.1.6影响转子振动幅度的结构支承系统的共振不应出现在所规定的隔离裕度范围内，除非该共振被 完全阻尼，在转子动力学分析时应考虑结构支承系统的刚度。 注：结构支承系统的共振可能对转子振动幅度产生不利的影响。 B.1.7对于机组从零至跳闸转速范围内存在的任何不期望出现的运转速度可通过坎贝尔图进行说明 注：不期望出现的转速是由转子横向临界转速、系统扭转及叶片的模态振型引起的转速

2.1临界转速及其相关的放天系数应由转子的阻尼不平衡响应分析来确定， 2.2在进行阻尼不平衡响应分析前，应对从零至跳闸转速125%的范围内进行一次无阻尼分析以 无阻尼临界转速及其对应模态振型所处的位置。对于新设计机型应提供无阻尼分析的结果，具体 包括：

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图B.2放大系数评判标准

图B.3无阻尼临界转速图

B.2.3阻尼不平衡响应分析需要考虑下列因素，但不限于此： a）转子质量中需要考虑半联轴器的转动惯量、刚度和阻尼的影响（例如：装配累积公差、流体的刚 度和阻尼）。 b） 轴承动态参数（刚度和阻尼)随转速、载荷、预负荷、油温以及轴承间隙公差的变化情况；局部不 对称进气、齿轮啮合力、侧流、偏心间隙等所引起的不对称载荷的影响

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c）可倾瓦轴承瓦块支点的刚度。 d）支承刚度、质量和阻尼特性对频率变化的影响，“支承”主要是指基础、支架及轴承座。对于轴 承支承刚度值小于或等于3.5倍轴承油膜刚度的设备，应使用由模态试验或与计算频率相关 支承刚度和阻尼值（阻抗）推导出的支承刚度值。需要说明分析中所使用的支承刚度值及取值 的依据。 注：支承刚度在多数情况下不大于8.75×10°N/mm e）应考虑以下状态的转速：各启动停留点的转速、负载范围内的运行转速（包括事先商定的与规 定不同的试验条件）、跳闻闸转速以及自然降速情况下的转速。 f 在规定的运转条件下，轴端密封（油封、气封)所产生的流体刚度和阻尼的影响。 g） 径向振动探头的位置和方向应该相同。 h）整体齿轮传动装置中其他工作转子潜在的交叉激励。 B.2.4对于装有滚动轴承的齿轮传动装置，除了B.2.3的阻尼不平衡响应分析外，应说明用于分析所使 用的轴承刚度和阻尼值及取值的依据或者计算这些值中所作出的假设。 B.2.5在进行阻尼不平衡响应分析时很少需要考虑机组内其他设备的影响，仅当其他设备刚性的连接 到齿轮传动装置时，才应进行机组的横向分析，但对有刚性联轴器连接的机组，应考虑这一分析。 B.2.6在从零至跳闸转速的125%范围内，应对各临界转速进行单独的阻尼不平衡响应分析。不平衡 量应放置在由无阻尼分析已确定的位置上，从而对特定的模态振型产生最不利的影响。 对于平移（对称)模态振型，不平衡量是基于轴颈处分配的转子质量之和进行计算并放置在最大位 移处。 对于锥动（非对称)模态振型，不平衡量放置在靠近径向轴承的最大位移处，其相位差为180°并且 基于相邻轴承所分配的转子质量进行计算。 对于叶轮（涡轮）悬臂在轴承外侧的转子，不平衡量应加在叶轮及其部件上，例如锁定螺母、轴端密 封等零件上。 图B.3、图B.4a）、图B.4b)示出了典型模态振型并表示了各种模态振型中对应U的位置和含义 不平衡量的大小应为式（B.1）所计算U的4倍

U=6350W/N

U一一转子动力学响应分析时输人的不平衡量，单位为克毫米（g·mm）； W一轴颈处分配的转子质量，单位为千克（kg）；对于弯曲模态振型，在轴端发生最大弯曲情况下 的悬挂质量（即轴承外侧转子的质量），单位为千克（kg）； 最接近临界转速的运行转速，单位为转每分（r/min）。 B.2.7 阻尼不平衡响应分析应包含下列内容： 明确标识出零至跳闸转速的125%范围内的每一个临界转速； b） 采用B.2.6规定的不平衡量，在每个临界转速区域振动探头所能测得的频率、相位和响应振幅 数据（波德图）； 采用B.2.6规定的不平衡量，绘制出每个临界转速下转子的模态振型图，模态振型图中应包含 各弯曲耦合平面、各轴承中心处、各径向探头位置及各密封部位（密封件的最小设计径向间隙 需注明）的转子振幅； d）在支承刚度小于油膜刚度3.5倍时，应包含用于对比轴绝对运动和相对于箱体运动的附加波 德图。

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图B.4典型模态振型

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B.2.8阻尼不平衡响应分析的机器应符合下面的SM(隔离裕度）要求。 a）如果某临界转速的放大系数AF<2.5，则认为该响应处于临界阻尼状态，且不要求SM。 b） 如果某临界转速的放大系数AF≥2.5，并且该临界转速小于最低转速，其SM（与最低转速的 百分比）应不小于式（B.2)的计算值或16（二者中取较小者）。

B.2.8阻尼不平衡响应分析的机器应符合下面的SM(隔离裕度)要求。

转速的百分比)应不小于式（B.3)的计算值或26，取较小值

...........+.

使用式（B.4)计算的修正系数去乘以不 衡响应分析所计算的振幅值L见B.2.7b）」：

CF一 修正系数； A1 使用公式（B.5)计算的振幅极限值，单位为微米（um）； 按照B.2.7c)的要求在探头部位的峰一峰振幅，单位为微米（um）

.......................

A,=25。 /12000

N一一最接近临界转速的运行转速，单位为转每分（r/min）。 B.2.10在零至跳闸转速范围内的任意转速下，按照B.2.9的规定计算得出的转子不平衡峰一峰振幅应 不超过整个机器最小径向间隙的75%（浮环式密封位置除外）。对于可磨损密封的机器，运转间隙的响 应振幅应相互商定。 注：在机器停机的情况下，运转间隙可能与装配间隙不同。 B.2.11如果分析表明隔离裕度SM仍然不能满足或非临界阻尼响应峰值落在该运转速度范围之内， 并且供需双方一致认为已进行了所有的设计努力鄂尔多斯某市场安装工程电气施工组织设计，则由供需双方相互商定可接受的振幅值。

B.3转子系统的稳定性分析

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附录C （资料性附录） 常用涂层 不同应用场合的常用涂层的搭配 及涂层厚度见表C.1

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注1：以上富锌底漆可选择环氧富锌、无机硅酸盐富锌或无机磷酸盐富锌底漆，长效防腐优先选用无机富锌 底漆。 注2：如果选用无机富锌底漆，可涂刷两层，每层干膜厚度为30um~40um。