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    基于Romax的潛水螺旋泵減速箱傳動系統(tǒng)動力學(xué)分析

    2020-08-13 01:18:28劉中冬鄒曉峰張?jiān)獎?/span>
    機(jī)械制造與自動化 2020年4期
    關(guān)鍵詞:修形彎曲應(yīng)力小齒輪

    劉中冬,鄒曉峰,張?jiān)獎?/p>

    (青島科技大學(xué),山東 青島 266061)

    0 引言

    在污水處理中,潛水螺旋泵應(yīng)用廣泛[1],因工作環(huán)境惡劣,對其減速箱有較高的要求。由于加工工藝及裝配誤差的影響,傳動系統(tǒng)的動力傳遞誤差隨之增大,降低了齒輪的承載能力,齒輪傳動系統(tǒng)在實(shí)際的工作中,產(chǎn)生振動與噪聲,進(jìn)一步影響了齒輪傳動系統(tǒng)的傳動平穩(wěn)性。在齒輪加工過程中,為了降低齒輪傳動系統(tǒng)運(yùn)行中的振動與噪聲,對齒輪齒形進(jìn)行優(yōu)化及齒面修形是必不可少的步驟。Romax作為齒輪傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)仿真領(lǐng)域的重要軟件,能夠準(zhǔn)確地模擬齒輪傳動系統(tǒng)在實(shí)際運(yùn)行過程中的種種狀態(tài),較準(zhǔn)確地仿真齒輪靜動態(tài)接觸應(yīng)力、齒根彎曲應(yīng)力、傳動軸應(yīng)力變形、齒輪嚙合過程中的沖擊及嘯叫、齒輪傳動系統(tǒng)的傳遞誤差,并能進(jìn)一步對齒面進(jìn)行修形仿真,從而對模型進(jìn)行優(yōu)化。

    1 仿真模型建立

    1.1 齒輪傳動系統(tǒng)模型的基本參數(shù)

    電機(jī)輸出轉(zhuǎn)速為1485r/min,電機(jī)功率為7.5kW,減速箱輸出轉(zhuǎn)速為61r/min。

    齒輪參數(shù):法向模數(shù)mn=5mm,法向壓力角取αn=20°,螺旋角β=8°

    各級斜齒輪參數(shù)如表1所示。

    表1 各級斜齒輪參數(shù)

    1.2 整體模型構(gòu)建

    在Romax中構(gòu)建剛?cè)峄旌夏P头椒ǎ?/p>

    1) 建立空減速箱和輸入軸、中間軸及輸出軸。

    2) 在空的減速箱內(nèi)建立各斜齒輪及斜齒輪軸并進(jìn)行裝配。

    3) 選擇潤滑油牌號及相關(guān)的圓錐滾子軸承,并進(jìn)行裝配。

    4) 導(dǎo)入已經(jīng)建立好的齒輪箱殼體(具有剛度矩陣)。

    5) 進(jìn)行載荷譜分析。

    所建整體模型如圖1所示。

    圖1 完整的二級斜齒輪傳動系統(tǒng)

    潤滑油選擇ISO VG 320 Mineral,軸承均選擇SKF圓錐滾子軸承,箱體材料選HT150。

    2 偏移幅值仿真分析

    齒輪材料為硬化處理合金鋼(20CrMnTi),齒面硬化處理(滲碳淬火),心部硬度為262.0HB,表面硬度為280.0HB,允許接觸應(yīng)力810MPa,且允許彎曲應(yīng)力為240MPa。

    在輸入轉(zhuǎn)矩及輸出轉(zhuǎn)矩的作用下,該軸系傳動系統(tǒng)會在應(yīng)力的作用下發(fā)生幅值偏移及扭轉(zhuǎn)變形。齒輪傳動系統(tǒng)總體偏移量云圖如圖2所示。

    圖2 二級斜齒輪傳動系統(tǒng)偏移量總體云圖

    從圖2中可以看出,輸入軸在實(shí)際工作中偏移量較大,會影響傳動精度和傳動的平穩(wěn)性。

    3 傳動誤差仿真分析

    3.1 二級齒輪傳動系統(tǒng)載荷譜分析

    齒輪材料為硬化處理合金鋼(20CrMnTi),齒面硬化處理(滲碳淬火),在經(jīng)過熱處理后小齒輪1許用接觸應(yīng)力為560MPa,且齒根的最大允許彎曲應(yīng)力為964MPa。這兩個參數(shù)直接影響到齒輪壽命,齒面膠合和齒根斷裂是齒輪最常見的失效形式[2],在仿真的過程中也是最應(yīng)關(guān)注的地方,設(shè)置安全系數(shù)為1.2。各齒輪許用應(yīng)力如表2所示,各齒輪最大彎曲應(yīng)力、接觸應(yīng)力如圖3、圖4所示。

    表2 各齒輪許用應(yīng)力 單位:MPa

    圖3 修形前最大彎曲應(yīng)力圖

    圖4 修形前最大接觸應(yīng)力圖

    由仿真結(jié)果可知,各齒輪組的接觸應(yīng)力及彎曲應(yīng)力在許用范圍內(nèi)。

    3.2 修行前傳遞誤差分析

    修形前各齒輪的嚙合傳動誤差如圖5、圖6及表3所示。

    圖5 修形前小齒輪1和大齒輪1嚙合傳動誤差圖

    圖6 修形前小齒輪2和大齒輪2嚙合傳動誤差圖

    表3 修形前齒輪副1(小齒輪1和大齒輪1)嚙合傳動誤差

    由此可以看出,齒輪副1在修行前嚙合傳動誤差為0.8384μm,因?yàn)樵诶硐肭闆r下,嚙合齒輪的齒面共軛,傳動比不變,但是在實(shí)際的加工中,由于加工誤差,齒輪嚙合過程中摩擦產(chǎn)熱等原因[3],增大了實(shí)際齒輪傳動誤差。在齒輪箱中,傳動誤差是箱體內(nèi)部激勵的主要來源,對齒廓進(jìn)行修形,能有效地降低實(shí)際嚙合中的沖擊,降低應(yīng)力,提高承載性。

    3.3 對嚙合齒輪進(jìn)行齒廓修形及分析

    所以齒輪副1的單位齒寬載荷為:Wt=17.225N/mm,因而齒頂修形量Δ1u=5.689μm,齒根修形量Δ2u=0.689μm。

    小齒輪1齒向修形曲線如圖7所示。

    圖7 小齒輪1齒向修形曲線

    根據(jù)單斜齒齒輪的彎曲變形計(jì)算,在齒寬范圍內(nèi)的最大相對變形量計(jì)算公式[5]為:

    則對于小齒輪1的彎曲變形量為δb=0.004 24。

    因?yàn)棣腷<0.013mm取Δ1=0.013mm,Δ2=0.010mm。

    鼓形修形量為C=Δ1=0.013mm=13μm,修形后輪齒載荷圖如圖8所示。

    圖8 修形后小齒輪1輪齒載荷圖

    由圖8可以看出,在斜齒輪傳動過程中,輪齒的絕大部分載荷主要集中在輪齒的65mm~95mm,修形前端面重合度1.832,修形后端面重合度2.315。修形后輪齒嚙合過程變得更加平穩(wěn)。再繼續(xù)驗(yàn)證齒輪修形后的齒輪最大接觸應(yīng)力和最大彎曲應(yīng)力(圖9、圖10)。

    圖9 修形后最大彎曲應(yīng)力

    圖10 修形后最大接觸應(yīng)力

    對比修形前的圖3最大彎曲應(yīng)力圖和圖4最大接觸應(yīng)力圖,可以看出修行后最大彎曲應(yīng)力和最大接觸應(yīng)力都有明顯降低,明顯改善齒輪嚙合運(yùn)行的平穩(wěn)性,降低了嚙合沖擊。修形后各齒輪的嚙合傳動誤差如圖11、圖12及表3所示。

    圖11 修形后小齒輪1和大齒輪1嚙合傳動誤差圖

    圖12 修形后小齒輪2和大齒輪2嚙合傳動誤差圖

    對比修形前后齒輪副在實(shí)際傳動過程中的傳動誤差圖以及傳動平均誤差,可以看出在斜齒輪嚙合傳動過程中,修形后傳動更加平穩(wěn)。

    表4 修形后齒輪副1(小齒輪1和大齒輪1)嚙合傳動誤差

    4 結(jié)語

    1) 在利用齒輪齒廓修形和齒向修形原理對該二級斜齒輪傳動系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析,利用Romax建立斜齒輪傳動系統(tǒng),采用對齒輪齒向修形的鼓形量修形,證明方法可行,對降低齒輪輪齒的接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力有較大幫助,改善了齒輪輪齒嚙合接觸狀況。

    2) 使用Romax齒輪修形進(jìn)行該斜齒輪傳動系統(tǒng)的輪齒修形后,明顯改善了齒輪傳動的平穩(wěn)性和可靠性,有效解決了齒輪偏載和嚙合沖擊等問題,有效降低了傳動誤差。

    3) 通過對模型施加載荷,可以對齒輪傳動系統(tǒng)整體進(jìn)行載荷譜分析,找出應(yīng)力、應(yīng)變較大的區(qū)域,對設(shè)計(jì)的改進(jìn)有很大幫助,防止出現(xiàn)危險(xiǎn)。

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