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    發(fā)動機齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性影響因素分析

    2023-01-06 08:52:12宮繼儒陳國強劉寬曲文靜
    內(nèi)燃機與動力裝置 2022年6期
    關(guān)鍵詞:齒間噴油泵襯套

    宮繼儒,陳國強,劉寬,曲文靜

    1.濰柴動力股份有限公司大缸徑發(fā)動機研究院,山東 濰坊 261061;2.濰柴動力股份有限公司發(fā)動機研究院,山東 濰坊 261061

    0 引言

    可靠性是發(fā)動機開發(fā)過程中需要關(guān)注的重點之一,齒輪系統(tǒng)可靠性在發(fā)動機可靠性中起重要作用。齒輪結(jié)構(gòu)復(fù)雜,而且運行工況多變[1-2],影響齒輪系統(tǒng)可靠性的因素較多。齒輪系統(tǒng)可靠性是復(fù)雜的動力學(xué)問題,涉及強度、潤滑、連接可靠性等因素,不同因素對齒輪系統(tǒng)動力學(xué)特性的影響不同,解決齒輪系統(tǒng)的問題和更改相關(guān)參數(shù)時,往往無法直接評估各因素對齒輪系統(tǒng)的影響,因此,設(shè)計、優(yōu)化齒輪和其他相關(guān)系統(tǒng)時,分析不同因素對齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性的影響十分必要[3-5]。

    某柴油機傳動齒輪系統(tǒng)在使用過程中故障頻發(fā),可靠性問題突出,為提高該發(fā)動機齒輪系統(tǒng)的可靠性,本文中使用EXCITE Timing Drive軟件建立齒輪和配氣系統(tǒng)的動力學(xué)模型,分析齒側(cè)間隙、齒寬、負載等因素對齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性的影響,為提高齒輪系統(tǒng)可靠性和優(yōu)化設(shè)計提供參考。

    1 動力學(xué)模型

    1.1 整機及齒輪參數(shù)

    某大缸徑柴油機主要技術(shù)參數(shù)如表1所示,齒輪傳動系統(tǒng)的主要正時齒輪參數(shù)如表2所示。

    表1 整機主要技術(shù)參數(shù)

    表2 齒輪主要參數(shù)

    1.2 建模

    某大缸徑柴油機的齒輪系統(tǒng)及配氣機構(gòu)模型如圖1所示。在動力學(xué)分析時,把構(gòu)件簡化為等效集中質(zhì)量,等效質(zhì)量之間通過無質(zhì)量彈簧和阻尼相連,使用振動力學(xué)中集中質(zhì)量-彈簧的模型進行分析,每個質(zhì)量用1個自由度表示。

    圖1 齒輪系統(tǒng)及配氣機構(gòu)

    按此方法將齒輪及配氣系統(tǒng)簡化為多自由度振動模型,考慮支撐剛度、負載轉(zhuǎn)矩波動、缸壓及進排氣波動、間隙等因素的影響,通過EXCITE Timing Drive軟件建立齒輪系統(tǒng)的多自由度動力學(xué)計算模型,如圖2所示。

    圖2 齒輪動力學(xué)模型

    1.3 相關(guān)參數(shù)

    通過軟件測量及有限元計算得到動力學(xué)計算所需的配氣機構(gòu)和齒輪系統(tǒng)相關(guān)參數(shù)如表3、4所示。

    表3 配氣機構(gòu)參數(shù)

    表4 齒輪系統(tǒng)參數(shù)

    1.4 邊界條件

    齒輪動力學(xué)計算的邊界條件主要包括:1)曲軸轉(zhuǎn)速波動采用動力學(xué)計算的波動曲線,并作為研究對象研究其對齒輪動態(tài)特性的影響;2)配氣機構(gòu)動力學(xué)模型的缸壓曲線和進、排氣道壓力曲線,通過熱力學(xué)計算得到;3)齒輪系統(tǒng)的負載,包括噴油泵、淡水泵、海水泵、機油泵、發(fā)電機的轉(zhuǎn)矩。額定轉(zhuǎn)速下噴油泵轉(zhuǎn)矩曲線如圖3所示,海水泵、淡水泵、機油泵、發(fā)電機的轉(zhuǎn)矩分別為46.0、58.0、84.4、22.4 N·m。

    圖3 額定轉(zhuǎn)速下噴油泵轉(zhuǎn)矩曲線

    2 齒輪動力學(xué)計算

    齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性主要為齒輪強度、連接可靠性、潤滑特性等,其中:齒輪強度主要通過動態(tài)齒間力評估,連接可靠性主要通過襯套徑向力評估,潤滑特性主要通過襯套油膜厚度評估[6-8]。齒輪基本參數(shù)不變,研究齒側(cè)間隙、噴油泵負載、齒寬對齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性的影響;以噴油泵傳動鏈上的齒輪為例,考慮不同齒輪的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量等參數(shù),分析額定轉(zhuǎn)速下曲軸齒輪-凸輪軸齒輪動態(tài)齒間力、噴油泵惰輪徑向力以及各轉(zhuǎn)速下凸輪軸齒輪和噴油泵惰輪的襯套油膜厚度變化。

    2.1 齒側(cè)間隙的影響

    設(shè)計齒輪系統(tǒng)時,齒側(cè)間隙通常為0.1~0.3 mm,考慮到加工、裝配、熱變形等因素的影響,齒側(cè)間隙可能在一定范圍內(nèi)波動[9],綜合考慮各種誤差影響,選擇齒側(cè)間隙分別為0、0.1、0.2、0.3、0.4 mm評估齒側(cè)間隙對齒輪動態(tài)特性的影響,不同齒側(cè)間隙時齒輪系統(tǒng)的驅(qū)動側(cè)齒間力、背側(cè)齒間力、襯套徑向力如圖4~6所示。

    圖4 驅(qū)動側(cè)齒間力 圖5 背側(cè)齒間力

    圖6 襯套徑向力

    由圖4~6可知:齒側(cè)間隙為0、0.1、0.2、0.3、0.4 mm時,最大驅(qū)動側(cè)齒間力分別為17 756.7、18 103.7、17 969.9、19 675.2、20 922.9 N,最大背側(cè)齒間力分別為12 677.5、12 488.0、12 167.7、11 943.6、12 287.4 N,最大襯套徑向力分別為9 232.7、9 782.7、9 475.2、9 168.1、8 864.4 N;在齒側(cè)間隙的設(shè)計范圍內(nèi),齒側(cè)間隙對該發(fā)動機齒間力的影響主要體現(xiàn)在驅(qū)動側(cè)齒間力上,整體來看,驅(qū)動側(cè)齒間力峰值隨著齒側(cè)間隙增大而增大,但在齒側(cè)間隙變化不大時驅(qū)動側(cè)齒間力峰值變化不顯著,齒側(cè)間隙每變化0.1 mm,驅(qū)動側(cè)齒間力峰值變化為1%~2%;不同曲軸轉(zhuǎn)角對應(yīng)的各局部峰值不滿足以上規(guī)律,有的驅(qū)動側(cè)齒間力峰值隨著間隙增大而增大,有的峰值隨間隙增大而減小,小間隙情況下各曲軸轉(zhuǎn)角對應(yīng)的驅(qū)動側(cè)齒間力峰值差別小,大間隙情況下各曲軸轉(zhuǎn)角對應(yīng)的峰值差別增大,整個周期內(nèi)的齒間力更加不均勻,不利于降低發(fā)動機噪聲;齒側(cè)間隙對背側(cè)齒間力影響很小,但是考慮到轉(zhuǎn)速波動、負載等因素對齒輪動態(tài)敲擊的影響,不排除在其他機型中齒側(cè)間隙的變動會對背側(cè)動態(tài)齒間力影響顯著,需結(jié)合具體機型和邊界條件具體分析;該機型中齒側(cè)間隙增大對襯套徑向力的影響不明顯。

    齒側(cè)間隙分別為0、0.1、0.2、0.3、0.4 mm時,凸輪軸齒輪襯套油膜厚度、噴油泵惰輪襯套油膜厚度如圖7、8所示。

    圖7 凸輪軸齒輪襯套油膜厚度 圖8 噴油泵惰輪襯套油膜厚度

    由圖7、8可知:低轉(zhuǎn)速時在齒側(cè)間隙設(shè)計范圍內(nèi),齒側(cè)間隙變化對襯套油膜厚度的影響很小,可以忽略不計,但在額定轉(zhuǎn)速附近,襯套油膜厚度發(fā)生較大幅度波動,實際情況中應(yīng)當(dāng)注意該情況。

    綜上所述,齒側(cè)間隙對齒輪動態(tài)特性的影響主要體現(xiàn)在動態(tài)齒間力方面,對其他齒輪動態(tài)特性整體影響不大,在齒輪強度裕度較大時,可以適當(dāng)放寬對齒側(cè)間隙精度的要求,但考慮到振動噪聲等方面的影響,應(yīng)盡可能減小齒側(cè)間隙。

    2.2 負載的影響

    各附件負載作為齒輪傳動鏈的末端,直接影響齒輪系統(tǒng)的強度、連接可靠性、潤滑等動態(tài)特性,在工作過程中受工作狀態(tài)和實際工作需求的影響,齒輪系統(tǒng)中的水泵、噴油泵、機油泵等負載不斷變化,本文中以驅(qū)動噴油泵的齒輪系統(tǒng)為例研究負載對齒輪系統(tǒng)的影響,根據(jù)廠家提供的噴油泵實測負載曲線,考慮實際工作情況,研究100%、105%、110%、115%、120%噴油泵負載時齒輪系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)。

    不同噴油泵負載時驅(qū)動側(cè)齒間力、背側(cè)齒間力、襯套徑向力如圖9~11所示。

    圖9 驅(qū)動側(cè)齒間力 圖10 背側(cè)齒間力

    圖11 襯套徑向力

    由圖9~11可知,100%、105%、110%、115%、120%噴油泵負載時,最大驅(qū)動側(cè)齒間力分別為18 103.7、19 120.9、20 485.5、21 559.4、22 345.4 N,最大背側(cè)齒間力分別為12 488.0、13 313.2、14 119.0、14 602.3、15 004.0 N,最大襯套徑向力分別為9 782.7、10 615.7、11 441.7、12 233.2、12 868.2 N;負載的變化對驅(qū)動側(cè)齒間力和背側(cè)齒間力均有顯著的影響,各齒間力峰值均隨負載的增大而增大,變化明顯,且在載荷較大情況下,齒間力變化更加不均勻;負載變化對襯套徑向力的影響顯著,徑向力直接影響到齒輪的連接可靠性。

    不同噴油泵負載時,凸輪軸齒輪襯套油膜厚度和噴油泵惰輪襯套油膜厚度變化如圖12、13所示。由圖12、13可知:隨著負載增大,襯套油膜厚度和噴油泵惰輪襯套油膜厚度逐漸減小,且在一定的轉(zhuǎn)速內(nèi)襯套油膜厚度與負載近似呈線性關(guān)系,當(dāng)負載變化范圍增大時,襯套油膜厚度的變化趨向于緩慢。

    圖12 凸輪軸齒輪襯套油膜厚度 圖13 噴油泵惰輪襯套油膜厚度

    綜上所述,即使噴油泵負載變動較小,對整條傳動鏈的各項主要動態(tài)特性的影響也較顯著,因此,在提升齒輪系統(tǒng)各項動態(tài)指標時,除對齒輪系統(tǒng)本身的優(yōu)化,對各附件進行合理的優(yōu)化和匹配以減小動態(tài)載荷,可以間接提升齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性[10-11]。

    2.3 齒寬的影響

    齒寬通常作為提高齒輪強度的一種有效措施,但在實際設(shè)計過程中,更改齒寬時齒輪系統(tǒng)的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量和齒輪配合偏心量等參數(shù)也會發(fā)生變化,且齒寬變化受到多方面因素的制約,僅憑經(jīng)驗很難估計齒寬變化對齒輪各項動態(tài)特性的影響[12-13]。本文中以驅(qū)動噴油泵中強度較弱的凸輪軸齒輪齒寬作為變量,考慮實際情況及正常設(shè)計情況下質(zhì)量等其他相關(guān)參數(shù)的變動,研究齒寬分別為20、21、22、23、24、25 mm時齒輪的動態(tài)特性。

    不同齒寬時驅(qū)動側(cè)齒間力、背側(cè)齒間力、襯套徑向力如圖14~16所示。

    圖14 驅(qū)動側(cè)齒間力 圖15 背側(cè)齒間力

    圖16 襯套徑向力

    由圖14~16可知:齒寬分別為20、21、22、23、24、25 mm時,最大驅(qū)動側(cè)齒間力分別為18 103.7、18 367.2、18 481.2、18 386.1、18 459.6、18 573.4 N,最大背側(cè)齒間力分別為12 488.0、12 379.1、12 961.5、13 357.1、13 472.8、13 762.1 N,最大襯套徑向力分別為9 782.7、9 715.5、10 052.8、10 104.0、10 217.9、10 387.7 N;隨著齒寬增大,齒輪驅(qū)動側(cè)齒間力和背側(cè)齒間力整體上都呈現(xiàn)增大的趨勢;隨著齒寬的增加,襯套徑向力呈現(xiàn)增大的趨勢,但變化幅度較小,說明齒寬對襯套徑向力的影響較小。

    不同齒寬的凸輪軸齒輪襯套油膜厚度、噴油泵惰輪襯套油膜厚度如圖17、18所示。由圖17、18可知:齒寬增加影響該齒輪所在襯套的油膜厚度,發(fā)動機轉(zhuǎn)速較高時襯套油膜厚度的變化更加明顯;齒寬增加對其周圍襯套油膜厚度影響較小,可忽略不計。

    圖17 凸輪軸齒輪襯套油膜厚度 圖18 噴油泵惰輪襯套油膜厚度

    齒寬增加,齒輪質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增加,齒輪間的沖擊作用增強,此時不能只通過齒間力判斷齒寬對強度的影響,應(yīng)考慮各方面變化對強度進行計算。使用Kisssoft軟件分析齒輪的基本參數(shù)變動及齒間力對曲軸齒輪、凸輪軸齒輪齒根彎曲疲勞強度及齒面接觸疲勞強度進行計算,得到曲軸齒輪齒根彎曲疲勞安全系數(shù)α1、凸輪軸齒輪齒根彎曲疲勞安全系數(shù)α2、曲軸齒輪齒面接觸疲勞安全系數(shù)β1、凸輪軸齒輪齒面接觸疲勞安全系數(shù)β2,如表5所示。

    表5 質(zhì)量增加時齒寬對齒輪強度的影響

    由表5可知:在質(zhì)量及轉(zhuǎn)動慣量隨齒寬同步增加的前提下,增加齒寬對齒輪安全系數(shù)雖有影響,但影響較小,齒寬增加5 mm,齒輪強度安全系數(shù)提高不到0.2。

    在嚴格限制齒輪質(zhì)量增加前提下進一步分析強度計算結(jié)果,如表6所示。

    表6 質(zhì)量不增加時齒寬對齒輪強度的影響

    由表6可知:強度隨齒寬的增加提升較大,齒寬增加5 mm,齒輪疲勞安全系數(shù)最大可增加0.46。因此,在采用增加齒寬的方式提高齒輪強度時,必須調(diào)節(jié)其他參數(shù)嚴格控制質(zhì)量增加。

    綜上所述,齒寬主要影響齒輪系統(tǒng)強度,在改變齒寬時應(yīng)限制質(zhì)量增加才可明顯提高齒輪系統(tǒng)強度;此外,齒寬對該齒輪襯套油膜厚度也有明顯影響,對襯套徑向力以及周邊齒輪襯套油膜厚度的影響較小。

    3 結(jié)論

    對某大缸徑柴油機通過EXCITE Timing Drive軟件建立了齒輪和配氣系統(tǒng)的多自由度動力學(xué)模型,分析了齒側(cè)間隙、負載、齒寬因素對特定齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性的影響。

    1)單一的齒側(cè)間隙因素主要影響動態(tài)齒間力,對其他動態(tài)特性影響不明顯;在齒輪強度裕度較大時,可以適當(dāng)放寬齒側(cè)間隙精度,但考慮到振動噪聲等的影響,應(yīng)盡可能減小齒側(cè)間隙。

    2)負載對整條傳動鏈主要動態(tài)特性的影響較顯著,在提升齒輪系統(tǒng)各項動態(tài)指標時,除對齒輪系統(tǒng)本身進行優(yōu)化外,還應(yīng)對各附件進行合理的優(yōu)化和匹配以減小動態(tài)載荷,提升齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性。

    3)齒寬主要影響齒輪系統(tǒng)的強度,增大齒寬時應(yīng)限制齒輪質(zhì)量增加才可明顯提高強度;齒寬對齒輪襯套油膜厚度影響較大,但對襯套徑向力以及周邊齒輪襯套油膜厚度影響較小。

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