輥式破碎機(jī)變軸距等速比傳動(dòng)機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)仿真分析

譚 智

（湖南科技職業(yè)學(xué)院，湖南 長(zhǎng)沙410118）

0 前言

輥式破碎機(jī)廣泛應(yīng)用于塊狀物料的細(xì)碎加工，主要由兩個(gè)轉(zhuǎn)速大小相等、轉(zhuǎn)向相反的輥?zhàn)訉⑽锪蠑D壓破碎[1]，具有噪聲低、能量利用率高及物料破碎后粒度比較均勻的特點(diǎn)。為了防止當(dāng)硬度較大的異物或物料過(guò)多時(shí)，破碎力超過(guò)設(shè)定值破壞輥?zhàn)拥膫鲃?dòng)機(jī)構(gòu)，部分學(xué)者提出了時(shí)變軸距等速比傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，目前主要采用六桿四齒輪變軸距等速比傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，王洪欣[2]等采用理論力學(xué)的方法對(duì)六桿四齒輪機(jī)構(gòu)中各運(yùn)動(dòng)副的約束力進(jìn)行了計(jì)算，實(shí)現(xiàn)各運(yùn)動(dòng)副的等強(qiáng)度設(shè)計(jì)。但是從破碎機(jī)的傳動(dòng)原理可知，所有的動(dòng)力均通過(guò)4個(gè)齒輪來(lái)傳遞，從而帶動(dòng)2個(gè)輥?zhàn)悠扑槲锪?。傳?dòng)齒輪作為設(shè)備的關(guān)鍵部件，其可靠性決定了整個(gè)設(shè)備的可靠性，具有極其重要的作用[3]。

因此，本文主要采用ADAMS仿真軟件對(duì)六桿四齒輪變軸距等速比傳動(dòng)機(jī)構(gòu)在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的齒輪運(yùn)動(dòng)情況和嚙合力進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真分析，從而為各齒輪的強(qiáng)度設(shè)計(jì)提供參考，提高設(shè)備的可靠性。

1 六桿四齒輪變軸距等速比傳動(dòng)機(jī)構(gòu)工作原理

六桿四齒輪變軸距等速比傳動(dòng)機(jī)構(gòu)工作原理如圖1所示，行星傳動(dòng)裝置中齒輪2與齒輪3的齒數(shù)相等，齒輪1與齒輪4的齒數(shù)相等，并且齒輪4安裝在可移動(dòng)支座上，并用液壓油缸或彈簧頂住，當(dāng)硬度較大或物料過(guò)多時(shí)，物料與輥?zhàn)拥臄D壓力增大，推動(dòng)支座左右移動(dòng)，實(shí)現(xiàn)變軸距傳動(dòng)，通過(guò)OABO1對(duì)齒輪2、齒輪3進(jìn)行約束，使得OBCO2在動(dòng)態(tài)軸距下始終為等腰梯形，實(shí)現(xiàn)等速比傳動(dòng)。

圖1 六桿四齒輪變軸距等速比傳動(dòng)機(jī)構(gòu)

2 六桿四齒輪變軸距等速比傳動(dòng)機(jī)構(gòu)A D A MS建模與仿真

2.1 虛擬樣機(jī)建模及仿真

本文采用Pro/E繪圖軟件建立六桿四齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的三維模型，根據(jù)圖1所示的工作原理，對(duì)各主要零件之間的約束關(guān)系作出定義，為了進(jìn)行齒輪副之間的嚙合力仿真，齒輪之間采用接觸副連接，定義接觸剛度為1×105N/m，碰撞指數(shù)為1.5，阻尼系數(shù)為50 N·S/mm，透深為0.1，通過(guò)數(shù)據(jù)接口將模型導(dǎo)入ADAMS中。

通過(guò)對(duì)齒輪1添加扭矩實(shí)現(xiàn)恒轉(zhuǎn)速輸入，并新建一個(gè)測(cè)量函數(shù)WZ（d/s），對(duì)齒輪1繞Z軸的角速度進(jìn)行測(cè)量，修改扭矩的Function為15 916*（360-WZ（d/s）），式中，15916 表示輸出功率為 100 kW，360是目標(biāo)轉(zhuǎn)速值，在滑塊上添加x方向的負(fù)載，大小為1 000 N，最終建立的虛擬樣機(jī)模型如圖2所示。設(shè)置仿真時(shí)間為0.5 s，仿真步數(shù)為5 000，對(duì)模型進(jìn)行仿真分析，得到角速度變化曲線和齒輪副之間的接觸力曲線如圖3～圖6所示。

圖2 A D A MS虛擬仿真模型

2.2 仿真結(jié)果分析

由圖3可知，由于受破碎機(jī)工作過(guò)程負(fù)載的影響，作用在齒輪1上扭矩會(huì)根據(jù)負(fù)載變化做出相應(yīng)的調(diào)整，以保證齒輪1恒速轉(zhuǎn)動(dòng)，因此，齒輪1的角速度在360 d/s附近小幅浮動(dòng)，而不是保持恒定不變，與實(shí)際情況比較相符。由圖5、圖6可知，由于齒輪在嚙合過(guò)程中，重合度不等于1，所以將發(fā)生單雙齒交替嚙合的現(xiàn)象，并且在齒輪退出與進(jìn)入嚙合時(shí)將有可能產(chǎn)生沖擊振動(dòng)，因此，齒輪嚙合力中含有明顯的動(dòng)載成分，而且嚙合力繞某一定值上下振蕩，嚙合力的波動(dòng)導(dǎo)致齒輪4的角速度在-360 d/s發(fā)生上下波動(dòng)，與齒輪1與齒輪4的傳動(dòng)比為-1相符。

圖3 齒輪1角速度變化曲線

圖4 齒輪4角速度變化曲線

圖5 x方向接觸力對(duì)比曲線

圖6 y方向接觸力對(duì)比曲線

由圖5、6可知，齒輪1與齒輪2的嚙合力最大，而齒輪3與齒輪4之間的嚙合力最小，主要原因是，動(dòng)力經(jīng)齒輪1傳遞到齒輪2，然后經(jīng)過(guò)齒輪3傳遞給齒輪4，因此，對(duì)于齒輪2與齒輪3，輸入載荷為齒輪1與齒輪2的嚙合力，而齒輪3與齒輪4的輸入載荷為齒輪2與齒輪3的嚙合力，因此，傳遞的載荷層層遞減，相應(yīng)的嚙合力逐漸減小，因此，在四個(gè)齒輪中，齒輪1與齒輪2之間的嚙合力最大，最容易被破壞。所以，在設(shè)計(jì)過(guò)程中，為了保證設(shè)備的可靠性，要提高齒輪1與齒輪2的強(qiáng)度[4]。

3 結(jié)束語(yǔ)

本文采用ADAMS軟件對(duì)六桿四齒輪變軸距等速比傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行了仿真分析，仿真結(jié)果表明，該機(jī)構(gòu)能夠?qū)崿F(xiàn)等速比傳動(dòng)，但是由于受齒輪嚙合動(dòng)載的影響，齒輪4的角速度在目標(biāo)值附件上下波動(dòng)，并且通過(guò)對(duì)3對(duì)齒輪副之間嚙合力的對(duì)比分析，表明齒輪1與齒輪2之間的嚙合力最大，為了保證設(shè)備的可靠性，在設(shè)計(jì)過(guò)程中，可適當(dāng)提高齒輪1與齒輪2的強(qiáng)度。