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回轉(zhuǎn)支承選型優(yōu)化設(shè)計(jì)與運(yùn)動(dòng)特性分析
摘要：為滿足工程機(jī)械產(chǎn)品市場(chǎng)個(gè)性化需求，以工程機(jī)械回轉(zhuǎn)支承的選型優(yōu)化設(shè)計(jì)為目標(biāo)，建立回轉(zhuǎn)支承裝置齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型，并基于ADAMS 軟件對(duì)其進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析。通過對(duì)齒輪動(dòng)載荷歷程的分析及研究結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)齒輪動(dòng)態(tài)性能的影響，提出了回轉(zhuǎn)支承裝置的優(yōu)化設(shè)計(jì)選型方法。在此基礎(chǔ)上，還研究了齒輪激勵(lì)對(duì)回轉(zhuǎn)齒輪工作性能的影響，對(duì)回轉(zhuǎn)支承的設(shè)計(jì)安裝及使用具有一定的指導(dǎo)意義。
關(guān)鍵詞：工程機(jī)械;回轉(zhuǎn)支承裝置;齒輪;動(dòng)力學(xué)模型;優(yōu)化設(shè)計(jì)
0、引言
工程機(jī)械產(chǎn)品市場(chǎng)極具個(gè)性化，不同的應(yīng)用場(chǎng)合和使用需求對(duì)同一類型產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)和功能有不同的要求。回轉(zhuǎn)支承裝置一般是各種履帶式工程機(jī)械的重要組成部分，其設(shè)計(jì)強(qiáng)度及動(dòng)態(tài)特性將直接關(guān)系到整機(jī)的工作性能及使用安全。在工程機(jī)械行業(yè)中，回轉(zhuǎn)支承裝置價(jià)格昂貴，更換維修困難，因此回轉(zhuǎn)支承早期失效是生產(chǎn)企業(yè)及用戶不能接受的故障現(xiàn)象。
行業(yè)統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)顯示，回轉(zhuǎn)支承早期失效有90%是由斷齒所導(dǎo)致[1]。輪齒的折斷形式主要有兩種，一是彎曲疲勞折斷，二是過載折斷。引起疲勞折斷的主要原因是傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)載荷過大，而過載折斷則通常是由于短時(shí)嚴(yán)重過載的沖擊載荷作用，使輪齒承受的應(yīng)力超過其極限應(yīng)力所致。此外，載荷嚴(yán)重集中、動(dòng)載荷過大均可能引起過載折斷[2]。從設(shè)計(jì)角度看，目前的回轉(zhuǎn)支承選型都是采用基于經(jīng)驗(yàn)知識(shí)的靜態(tài)選型計(jì)算，很難滿足具體的個(gè)性化工況使用要求。
國內(nèi)外學(xué)者在齒輪動(dòng)力學(xué)、回轉(zhuǎn)支承受載狀況，回轉(zhuǎn)支承故障診斷技術(shù)、齒輪變形因素及壽命分析等領(lǐng)域展開了相關(guān)研究，并取得了許多成果[3-9]。但大部分研究都沒有從回轉(zhuǎn)支承的個(gè)性化實(shí)際工況出發(fā)，從設(shè)計(jì)角度開展回轉(zhuǎn)支承的選型和齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)，很難在根本上解決回轉(zhuǎn)支承的斷齒問題。
本文以某打樁機(jī)回轉(zhuǎn)支承為研究對(duì)象，基于虛擬仿真技術(shù)，根據(jù)打樁機(jī)實(shí)際工況，對(duì)回轉(zhuǎn)支承裝置進(jìn)行動(dòng)力學(xué)研究，分析回轉(zhuǎn)齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)其動(dòng)態(tài)性能的影響，提出回轉(zhuǎn)支承優(yōu)化設(shè)計(jì)選型方法。
1、回轉(zhuǎn)支承裝置的設(shè)計(jì)與選型
針對(duì)某中型液壓打樁機(jī)械，參考《回轉(zhuǎn)支承》標(biāo)準(zhǔn)JB/T2300-1999，根據(jù)其靜態(tài)選型計(jì)算方法，通過計(jì)算回轉(zhuǎn)支承靜止時(shí)承受的軸向、徑向力及傾覆力矩，選擇單排四點(diǎn)接觸球式回轉(zhuǎn)支承QNA2000.50 作為液壓打樁機(jī)的回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)，其額定扭矩6000 Nm，最高扭矩7500 Nm，轉(zhuǎn)速范圍0.4-50r/min。該液壓打樁機(jī)回轉(zhuǎn)支承裝置傳遞的是低速重載運(yùn)動(dòng)，因此選用HKYC2.5A 型回轉(zhuǎn)液壓馬達(dá)，該馬達(dá)可以直接驅(qū)動(dòng)回轉(zhuǎn)支承裝置。
基于 Pro/E 軟件建立回轉(zhuǎn)支承裝置的三維模型，如圖1 所示。其中對(duì)回轉(zhuǎn)平臺(tái)及液壓馬達(dá)的外形特征進(jìn)行了適當(dāng)簡化，但仍保持其質(zhì)量、質(zhì)心位置等信息，以保證仿真結(jié)果盡量接近實(shí)際情況。
2、回轉(zhuǎn)支承裝置的動(dòng)態(tài)性能分析回轉(zhuǎn)支承在工作過程中受力復(fù)雜，是該液壓打樁機(jī)非常關(guān)鍵的核心部件，對(duì)其進(jìn)行動(dòng)力學(xué)研究，即可在設(shè)計(jì)階段分析和評(píng)價(jià)回轉(zhuǎn)支承裝置的動(dòng)態(tài)特性。
2.1 回轉(zhuǎn)齒輪機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)建模本文以齒輪副扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型作為回轉(zhuǎn)支承齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型，研究回轉(zhuǎn)支承齒輪的動(dòng)態(tài)嚙合特性，簡化模型如圖2 所示。
2.2 回轉(zhuǎn)支承裝置的動(dòng)力學(xué)分析運(yùn)用 ADAMS 軟件對(duì)回轉(zhuǎn)支承裝置進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析，首先須確定動(dòng)力學(xué)模型各參數(shù)矩陣。
(1)質(zhì)量矩陣的計(jì)算ADAMS 中回轉(zhuǎn)支承模型是由Pro/E 三維模型導(dǎo)入的，模型已包含各零部件的質(zhì)量、質(zhì)心及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等信息，ADAMS 軟件能根據(jù)零件質(zhì)量信息自動(dòng)建立模型的質(zhì)量矩陣及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量矩陣。
(2)阻尼系數(shù)的計(jì)算齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)阻尼主要包括粘性阻尼和結(jié)構(gòu)阻尼。粘性阻尼一般由齒輪圓周潤滑液等粘性介質(zhì)產(chǎn)生的作用力，而結(jié)構(gòu)阻尼則是由輪齒、軸承等結(jié)構(gòu)本身的內(nèi)摩擦引起的阻尼。本文根據(jù)式(5)計(jì)算齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)阻尼。
(3)剛度矩陣的計(jì)算齒輪嚙合剛度的大小與輪齒彈性變形量緊密相關(guān)，隨輪齒從齒頂?shù)烬X根的不斷嚙合呈周期性變化，其周期為嚙合齒輪的齒頻周期。本文取回轉(zhuǎn)齒輪等效嚙合剛度作為仿真計(jì)算依據(jù)。
根據(jù)赫茲靜力彈性接觸理論，由式(6)可計(jì)算齒輪等效嚙合剛度。
由回轉(zhuǎn)支承選型結(jié)果可知驅(qū)動(dòng)小齒輪及回轉(zhuǎn)支承內(nèi)齒圈材料分別為40Cr 和ZG42SiMn， 0.3 1 2 ν =ν = ， 51 E = 2.06×10 ， 52 E = 1.96×10 。
齒輪的嚙合傳動(dòng)實(shí)際是一種碰撞接觸運(yùn)動(dòng)，因此利用ADAMS 碰撞函數(shù)——IMPACT函數(shù)仿真計(jì)算回轉(zhuǎn)齒輪嚙合力。由上式計(jì)算可得回轉(zhuǎn)齒輪仿真參數(shù)如下：剛度系數(shù)：1.2×106 N / mm2;碰撞系數(shù)：1.5;阻尼系數(shù)：20N ? s /mm;嵌入深度：0.1mm。
回轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)馬達(dá)驅(qū)動(dòng)速度為20r/min(即120 ?? / s )，負(fù)載扭矩為6.0 ×106 N ?mm，設(shè)定仿真時(shí)間為0.5s，仿真步長為0.001。
3、回轉(zhuǎn)支承裝置的優(yōu)化設(shè)計(jì)選型
3.1 齒輪模數(shù)的影響保持其他仿真參數(shù)不變，通過改變回轉(zhuǎn)齒輪的模數(shù)研究不同模數(shù)對(duì)回轉(zhuǎn)支承動(dòng)態(tài)嚙合性能的影響。下面分別對(duì)第一系列模數(shù)m = 10，m = 12，m = 16的情況對(duì)回轉(zhuǎn)支承裝置進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析。
因此，通過改變模數(shù)大小對(duì)回轉(zhuǎn)齒輪進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)時(shí)，需綜合考慮輪齒受力及動(dòng)載荷波動(dòng)幅度兩個(gè)因素，在齒輪的承載能力范圍內(nèi)獲得較好的動(dòng)載荷歷程。由表中可知當(dāng)m = 10時(shí)齒輪嚙合動(dòng)載荷情況較好，然而由于液壓打樁機(jī)回轉(zhuǎn)支承工作時(shí)需承載較大的載荷，因此必須使回轉(zhuǎn)齒輪受力盡量較小，以保證回轉(zhuǎn)支承的工作質(zhì)量，因此本文選用模數(shù)m = 12作為回轉(zhuǎn)支承裝置的優(yōu)化模數(shù)。
3.2 小齒輪齒數(shù)的影響由式(7)可知通過改變小齒輪的齒數(shù)也可以達(dá)到改變嚙合力的作用，本文取模數(shù)m = 12且不改變其他仿真參數(shù)，分析不同齒數(shù)對(duì)回轉(zhuǎn)齒輪嚙合動(dòng)態(tài)性能的影響。本文分析了小齒輪齒數(shù)為18，20，22，23，25，28，29 時(shí)回轉(zhuǎn)齒輪的嚙合動(dòng)態(tài)性能，其中圖8 和圖9 為回轉(zhuǎn)小齒輪齒數(shù)18,20,22 1 z = 時(shí)回轉(zhuǎn)齒輪傳動(dòng)的嚙合力圖。
由表 4 可知齒輪嚙合平均力大小不隨齒數(shù)的變化而改變，但其動(dòng)載荷的波動(dòng)幅度隨齒數(shù)的增加而增大。因此可以通過改變齒輪齒數(shù)的方法對(duì)回轉(zhuǎn)支承裝置進(jìn)行微調(diào)設(shè)計(jì)，使其動(dòng)態(tài)性能更合理穩(wěn)定。
由于液壓打樁機(jī)回轉(zhuǎn)支承并不是周期性運(yùn)轉(zhuǎn)，而是進(jìn)行頻繁的局部旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，因此回轉(zhuǎn)支承經(jīng)常處于啟動(dòng)制動(dòng)狀態(tài)，其啟動(dòng)性能對(duì)回轉(zhuǎn)支承的影響也較大。此外小齒輪齒數(shù)越小，有可能發(fā)生根切現(xiàn)象。因此綜合表4 結(jié)果分析比較可得當(dāng)小齒輪齒數(shù)為20 時(shí)回轉(zhuǎn)齒輪嚙合情況較好。
綜合上述分析結(jié)果，參考機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)及回轉(zhuǎn)支承標(biāo)準(zhǔn)對(duì)回轉(zhuǎn)支承裝置進(jìn)行重新選型計(jì)算，最終確定回轉(zhuǎn)支承齒輪參數(shù)如表5 所示。
4、回轉(zhuǎn)支承裝置的工作性能分析回轉(zhuǎn)支承裝置工作性能的影響因素有很多，其中比較關(guān)鍵的有馬達(dá)的驅(qū)動(dòng)速度、齒輪齒側(cè)間隙和齒輪剛度系數(shù)。
4.1 馬達(dá)驅(qū)動(dòng)速度的影響液壓馬達(dá)具有無級(jí)調(diào)速功能，為了驗(yàn)證馬達(dá)驅(qū)動(dòng)速度是否對(duì)回轉(zhuǎn)傳動(dòng)裝置有影響，保持外部負(fù)載不變(6.0 ×106 N ?mm)，在液壓馬達(dá)允許調(diào)整范圍內(nèi)，分析不同轉(zhuǎn)速對(duì)傳動(dòng)裝置的影響。
仿真結(jié)果表明，不同的驅(qū)動(dòng)速度對(duì)回轉(zhuǎn)齒輪動(dòng)態(tài)性能有影響，通過動(dòng)力學(xué)仿真分析結(jié)果可以為液壓打樁機(jī)的施工操作提供技術(shù)指導(dǎo)。
4.2 齒輪齒側(cè)間隙的影響齒輪嚙合傳動(dòng)時(shí)為了在輪齒齒廓間形成潤滑油膜，避免輪齒因受力變形、摩擦發(fā)熱膨脹引起的擠軋現(xiàn)象，一般會(huì)在齒廓間留有一定間隙。然而間隙過大又會(huì)產(chǎn)生齒間沖擊，從而影響齒輪傳動(dòng)的平穩(wěn)性。因此本文將通過對(duì)回轉(zhuǎn)支承齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)研究，分析不同齒側(cè)間隙對(duì)回轉(zhuǎn)齒輪動(dòng)態(tài)性能的影響。
齒側(cè)間隙與齒輪中心距有關(guān)，本文通過改齒輪中心距的方法研究齒側(cè)間隙對(duì)輪齒傳動(dòng)的影響。
4.3 齒輪剛度系數(shù)的影響齒輪嚙合剛度是指輪齒接觸產(chǎn)生單位變形所需力的大小，齒輪重合度一般都大于1，因此在傳動(dòng)中輪齒一般處于單、雙齒交替嚙合狀態(tài)。在齒輪連續(xù)嚙合傳動(dòng)過程中，隨著齒輪輪齒單齒雙齒的不斷交替接觸，齒輪嚙合剛度會(huì)呈周期性變化，從而導(dǎo)致齒輪振動(dòng)。本文通過改變回轉(zhuǎn)傳動(dòng)裝置虛擬樣機(jī)剛度系數(shù)大小，仿真得出回轉(zhuǎn)齒輪受載情況如圖17 和圖18 所示。
由表 9 可知齒輪嚙合趨于穩(wěn)定所需的時(shí)間隨剛度系數(shù)的增加而減少，且齒輪系統(tǒng)處于平穩(wěn)傳遞過程時(shí)輪齒嚙合平均力大小與剛度系數(shù)無關(guān)。但是齒輪動(dòng)載荷波動(dòng)程度與剛度系數(shù)變化情況并不同步，分析結(jié)果表明剛度系數(shù)1.0×106 時(shí)，齒輪嚙合綜合動(dòng)態(tài)性能較好，與上述理論設(shè)計(jì)結(jié)果相符。
由式(6)知齒輪剛度系數(shù)與齒輪材料及結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)，因此可以通過對(duì)回轉(zhuǎn)支承裝置進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析，研究不同材料尺寸齒輪對(duì)其動(dòng)態(tài)性能的影響，從而獲得最優(yōu)齒輪設(shè)計(jì)方案。
5、結(jié)論
針對(duì)某型液壓打樁機(jī)回轉(zhuǎn)支承，我們?cè)谔摂M裝配建模、齒輪機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)仿真分析的基礎(chǔ)上，進(jìn)行了優(yōu)化選型設(shè)計(jì)。通過研究有以下結(jié)論：
(1)根據(jù)液壓打樁機(jī)實(shí)際工況，對(duì)齒輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)優(yōu)化選型后，回轉(zhuǎn)支承齒輪嚙合性能顯著改善，與優(yōu)化前的回轉(zhuǎn)支承比較，齒輪嚙合穩(wěn)定時(shí)間縮短近200%，嚙合力提高26.5%，嚙合波動(dòng)幅度減小近180%。
(2)馬達(dá)驅(qū)動(dòng)速度影響齒輪動(dòng)載荷波動(dòng)幅度，齒輪齒側(cè)間隙影響齒輪嚙合瞬間沖擊力的大小，齒輪鋼度系數(shù)對(duì)齒輪嚙合穩(wěn)定時(shí)間有顯著影響。
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