JIEHON.CN 资讯中心

工程机械产品市场极具个性化，不同的应用场合和使用需求对同一类型产品的结构和功能有不同的要求。回转支承装置一般是各种履带式工程机械的重要组成部分，其设计强度及动态特性将直接关系到整机的工作性能及使用安全。在工程机械行业中，回转支承装置价格昂贵，更换维修困难，因此回转支承早期失效是生产企业及用户不能接受的故障现象。

行业统计数据显示，回转支承早期失效有90%是由断齿所导致[1]。轮齿的折断形式主要有两种，一是弯曲疲劳折断，二是过载折断。引起疲劳折断的主要原因是传动系统的动载荷过大，而过载折断则通常是由于短时严重过载的冲击载荷作用，使轮齿承受的应力超过其极限应力所致。此外，载荷严重集中、动载荷过大均可能引起过载折断[2]。从设计角度看，目前的回转支承选型都是采用基于经验知识的静态选型计算，很难满足具体的个性化工况使用要求。

国内外学者在齿轮动力学、回转支承受载状况，回转支承故障诊断技术、齿轮变形因素及寿命分析等领域展开了相关研究，并取得了许多成果[3-9]。但大部分研究都没有从回转支承的个性化实际工况出发，从设计角度开展回转支承的选型和齿轮设计参数优化设计，很难在根本上解决回转支承的断齿问题。

本文以某打桩机回转支承为研究对象，基于虚拟仿真技术，根据打桩机实际工况，对回转支承装置进行动力学研究，分析回转齿轮设计参数对其动态性能的影响，提出回转支承优化设计选型方法。

1 回转支承装置的设计与选型

针对某中型液压打桩机械，参考《回转支承》标准JB/T2300-1999，根据其静态选型计算方法，通过计算回转支承静止时承受的轴向、径向力及倾覆力矩，选择单排四点接触球式回转支承QNA2000.50 作为液压打桩机的回转机构，其额定扭矩6000 Nm，最高扭矩7500 Nm，转速范围0.4-50r/min。该液压打桩机回转支承装置传递的是低速重载运动，因此选用HKYC2.5A 型回转液压马达，该马达可以直接驱动回转支承装置。
基于 Pro/E 软件建立回转支承装置的三维模型，如图1 所示。其中对回转平台及液压马达的外形特征进行了适当简化，但仍保持其质量、质心位置等信息，以保证仿真结果尽量接近实际情况。
2 回转支承装置的动态性能分析回转支承在工作过程中受力复杂，是该液压打桩机非常关键的核心部件，对其进行动力学研究，即可在设计阶段分析和评价回转支承装置的动态特性。
2.1 回转齿轮机构的动力学建模本文以齿轮副扭转振动模型作为回转支承齿轮传动系统的动力学模型，研究回转支承齿轮的动态啮合特性，简化模型如图2 所示。
2.2 回转支承装置的动力学分析运用 ADAMS 软件对回转支承装置进行动力学仿真分析，首先须确定动力学模型各参数矩阵。
（1）质量矩阵的计算ADAMS 中回转支承模型是由Pro/E 三维模型导入的，模型已包含各零部件的质量、质心及转动惯量等信息，ADAMS 软件能根据零件质量信息自动建立模型的质量矩阵及转动惯量矩阵。
（2）阻尼系数的计算齿轮传动系统阻尼主要包括粘性阻尼和结构阻尼。粘性阻尼一般由齿轮圆周润滑液等粘性介质产生的作用力，而结构阻尼则是由轮齿、轴承等结构本身的内摩擦引起的阻尼。本文根据式（5）计算齿轮传动系统阻尼。
（3）刚度矩阵的计算齿轮啮合刚度的大小与轮齿弹性变形量紧密相关，随轮齿从齿顶到齿根的不断啮合呈周期性变化，其周期为啮合齿轮的齿频周期。本文取回转齿轮等效啮合刚度作为仿真计算依据。
根据赫兹静力弹性接触理论，由式（6）可计算齿轮等效啮合刚度。
由回转支承选型结果可知驱动小齿轮及回转支承内齿圈材料分别为40Cr 和ZG42SiMn， 0.3 1 2 ν =ν = ， 51 E = 2.06×10 ， 52 E = 1.96×10 。
齿轮的啮合传动实际是一种碰撞接触运动，因此利用ADAMS 碰撞函数——IMPACT函数仿真计算回转齿轮啮合力。由上式计算可得回转齿轮仿真参数如下：刚度系数：1.2×106 N / mm2；碰撞系数：1.5；阻尼系数：20N ? s /mm；嵌入深度：0.1mm。
回转驱动马达驱动速度为20r/min(即120 ?? / s )，负载扭矩为6.0 ×106 N ?mm，设定仿真时间为0.5s，仿真步长为0.001。
3 回转支承装置的优化设计选型
3.1 齿轮模数的影响保持其他仿真参数不变，通过改变回转齿轮的模数研究不同模数对回转支承动态啮合性能的影响。下面分别对第一系列模数m = 10，m = 12，m = 16的情况对回转支承装置进行动力学仿真分析。
因此，通过改变模数大小对回转齿轮进行优化设计时，需综合考虑轮齿受力及动载荷波动幅度两个因素，在齿轮的承载能力范围内获得较好的动载荷历程。由表中可知当m = 10时齿轮啮合动载荷情况较好，然而由于液压打桩机回转支承工作时需承载较大的载荷，因此必须使回转齿轮受力尽量较小，以保证回转支承的工作质量，因此本文选用模数m = 12作为回转支承装置的优化模数。
3.2 小齿轮齿数的影响由式(7)可知通过改变小齿轮的齿数也可以达到改变啮合力的作用，本文取模数m = 12且不改变其他仿真参数，分析不同齿数对回转齿轮啮合动态性能的影响。本文分析了小齿轮齿数为18，20，22，23，25，28，29 时回转齿轮的啮合动态性能，其中图8 和图9 为回转小齿轮齿数18,20,22 1 z = 时回转齿轮传动的啮合力图。

由表 4 可知齿轮啮合平均力大小不随齿数的变化而改变，但其动载荷的波动幅度随齿数的增加而增大。因此可以通过改变齿轮齿数的方法对回转支承装置进行微调设计，使其动态性能更合理稳定。
由于液压打桩机回转支承并不是周期性运转，而是进行频繁的局部旋转运动，因此回转支承经常处于启动制动状态，其启动性能对回转支承的影响也较大。此外小齿轮齿数越小，有可能发生根切现象。因此综合表4 结果分析比较可得当小齿轮齿数为20 时回转齿轮啮合情况较好。
综合上述分析结果，参考机械设计手册及回转支承标准对回转支承装置进行重新选型计算，最终确定回转支承齿轮参数如表5 所示。
4 回转支承装置的工作性能分析回转支承装置工作性能的影响因素有很多，其中比较关键的有马达的驱动速度、齿轮齿侧间隙和齿轮刚度系数。
4.1 马达驱动速度的影响液压马达具有无级调速功能，为了验证马达驱动速度是否对回转传动装置有影响，保持外部负载不变（6.0 ×106 N ?mm），在液压马达允许调整范围内，分析不同转速对传动装置的影响。
仿真结果表明，不同的驱动速度对回转齿轮动态性能有影响，通过动力学仿真分析结果可以为液压打桩机的施工操作提供技术指导。
4.2 齿轮齿侧间隙的影响齿轮啮合传动时为了在轮齿齿廓间形成润滑油膜，避免轮齿因受力变形、摩擦发热膨胀引起的挤轧现象，一般会在齿廓间留有一定间隙。然而间隙过大又会产生齿间冲击，从而影响齿轮传动的平稳性。因此本文将通过对回转支承齿轮传动系统进行动力学研究，分析不同齿侧间隙对回转齿轮动态性能的影响。
齿侧间隙与齿轮中心距有关，本文通过改齿轮中心距的方法研究齿侧间隙对轮齿传动的影响。
4.3 齿轮刚度系数的影响齿轮啮合刚度是指轮齿接触产生单位变形所需力的大小，齿轮重合度一般都大于1，因此在传动中轮齿一般处于单、双齿交替啮合状态。在齿轮连续啮合传动过程中，随着齿轮轮齿单齿双齿的不断交替接触，齿轮啮合刚度会呈周期性变化，从而导致齿轮振动。本文通过改变回转传动装置虚拟样机刚度系数大小，仿真得出回转齿轮受载情况如图17 和图18 所示。
由表 9 可知齿轮啮合趋于稳定所需的时间随刚度系数的增加而减少，且齿轮系统处于平稳传递过程时轮齿啮合平均力大小与刚度系数无关。但是齿轮动载荷波动程度与刚度系数变化情况并不同步，分析结果表明刚度系数1.0×106 时，齿轮啮合综合动态性能较好，与上述理论设计结果相符。
由式（6）知齿轮刚度系数与齿轮材料及结构参数有关，因此可以通过对回转支承装置进行动力学仿真分析，研究不同材料尺寸齿轮对其动态性能的影响，从而获得最优齿轮设计方案。

5 结论
针对某型液压打桩机回转支承，我们在虚拟装配建模、齿轮机构动力学仿真分析的基础上，进行了优化选型设计。通过研究有以下结论：
（1）根据液压打桩机实际工况，对齿轮机构设计参数优化选型后，回转支承齿轮啮合性能显着改善，与优化前的回转支承比较，齿轮啮合稳定时间缩短近200%，啮合力提高26.5%，啮合波动幅度减小近180%。
（2）马达驱动速度影响齿轮动载荷波动幅度，齿轮齿侧间隙影响齿轮啮合瞬间冲击力的大小，齿轮钢度系数对齿轮啮合稳定时间有显着影响。

相关文章：