欢迎光临第一论文网,权威的论文发表,我们将竭诚为您服务!
您的位置: 第一论文网 -> 科技创新 -> 文章内容

内部激励对高速齿轮传动装置振动的影响

作者:第一论文网 更新时间:2015年10月30日 10:03:34

王志敏1,刘春波1,杨林杰2

(1. 河南工业大学机电工程学院,河南 郑州 450007;2. 郑州机械研究所,河南 郑州 450052)

摘 要:介绍了高速齿轮传动装置的发展过程,分析了刚度激励、误差激励和啮合冲击激励3种齿轮系统内部激励以及轴承对高速齿轮传动装置振动的影响,认为从内部激励不同因素出发,把握齿轮传动系统动力学本质,探究齿轮箱的振动机理,对从振动的角度开展齿轮箱的设计,推动齿轮技术向高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率和低噪声、低成本以及标准化、多样化方向发展具有重要意义。

关键词:齿轮传动;高速齿轮;振动;内部激励

中图分类号:TH132.41 文献标志码:A DOI:10.3969/j.issn.1674-9146.2017.08.082

一般齿轮转速以分度圆的线速度为衡量标 准,通常将齿轮节圆线速度v>40 m/s(有的为v≥25 m/s,v≥3 600 r/min)称为高速齿轮。高速齿轮箱作为石油、化工、电站、冶金等工业的关键部件,整个装置的运行状况直接受高速齿轮传动装置性能的影响。随着对产品高效节能要求的日益提高,对高速齿轮箱也提出了更多、更高的要求,其中减振节能尤为突出。高速齿轮的制造精度一般需达到3~5级,而且有关环保法规制约着齿轮传动装置的振动噪声值,这就需要较高的加工设备和检测试验条件,因此高速齿轮箱的制造水平也综合体现出制造企业的实力水平。

1 高速齿轮传动装置的发展过程

高速齿轮最早是在19世纪初期出现的,当时由于船舶汽轮机代替蒸汽机,需要在汽轮机和螺 旋桨间采用齿轮来减速并传递动力。1879年英国派生司(C.A.Parsons)制作了约7.5 kW(10马力)的透平齿轮试验机组,1910年他又安装了一台约816.5 kW(1 095马力)、转速由1 450 r/min降为 73 r/min,用于带动螺旋桨的齿轮箱。第一次世界大战时期,高速齿轮有了较大发展,其传动由普通单极减速发展为双级复杂减速等多种形式。迄今为止,国外高速齿轮箱技术水平已发展到很高的水准,以美国通用(电器)公司、美国费城齿轮公司及德国弗兰德公司为代表的世界著名高速齿轮箱制造商生产出的高速齿轮最大功率已达74 570 kW、最高转速达10万r/min,最高圆周速度约300 m/s。

20世纪六七十年代,我国从单圆弧齿形的高速齿轮起步开始研究高速齿轮技术;70~80年代,通过对引进产品的测绘获得初步知识,如测绘英国 的23 000 kW燃汽轮机发电机组负荷齿轮箱,功率21 700 kW、软齿面、线速度110 m/s、精度JB 179—60 的4级;80年代初、中期,南京高速齿轮箱厂和郑州机械研究所等4个单位联合向费城齿轮公司引进了HS,MHS等系列产品及其设计、工艺、计算软件、质量控制标准和规范等全套高速齿轮的设计制造技术;南京高速齿轮箱厂1986年设计、1989年制成的MS600IB燃汽轮机发电机组负荷齿轮箱标志着我国跨入自行独立设计制造阶段。目前,国内的高速齿轮箱生产已初具规模,已制定了JB/T 7514—94GS 系列高速渐开线圆柱齿轮箱行业标准。其最高技术参数为:线速度150 m/s、转速20 000 r/min、中心距670 mm、功率40 000 kW,基本上可满足国内各行业的需要。南京高精齿轮集团有限公司的产品已达到的技术参数为:单台最大 铭牌功率44 000 kW、线速度168 m/s、最高转速 67 000 r/min [1]。国内重点生产商有南京高精齿轮集团有限公司、郑州机械研究所、重庆齿轮箱有限责任公司、杭州前进齿轮箱集团股份有限公司等。

2 齿轮的内部激励

20世纪60年代中期,制造业开始广泛关注齿轮振动问题,并将其作为齿轮装置好坏的一个重要评价因素。复杂的非线性齿轮系统,包括由原动机及负载等引起的外部载荷和由时变刚度及齿轮制造误差等引起的内部激励。这些内、外影响因素激发的模态,使齿轮箱中产生不同幅值的振动形态,如不确定敏感性的箱体振动频率及幅值较传动轴相对较大[2],因此,通过分析齿轮啮合过程中动态激励进而探究齿轮传动系统振动机理是十分必要的。动载荷分析的振动理论认为,齿轮系统是一个弹性系统,轮齿、齿轮本体可分别视为该弹性系统的弹簧及质量,在齿轮运转过程中,因弹性变形引起的齿轮刚度周期性变化或齿轮制造误差等内部激励的作用,产生瞬态、稳态的振动,进而使相互啮合的轮齿间产生动态相对位移,引起径向及轴向振动[3]。

2.1 齿轮的内部激励对齿轮系统振动的影响

刚度激励、误差激励和啮合冲击激励是齿轮系统内部激励的3种形式。

1)刚度激励。大多数情况下,齿轮传动装置的重合度不为整数,即在齿轮啮合过程中,参与啮合的轮齿数随时间的变化作周期性变化。又因为齿轮啮合刚度因弹性变形随啮合位置的变化而变化,作为时变弹簧的啮合轮齿,产生沿啮合方向的动态啮合力,这种动态激励即为刚度激励,它是影响齿轮传动系统稳定性、引起参数自激振动的主要因素。为了减小单对轮齿的负载及啮合冲击,均化单对轮齿的传动误差及减小轮齿的动态激励,可以通过增大重合度来改变其动态特性。此外,因为齿轮箱是一个典型的弹性结构系统,其外形、刚性、自振频率等均与齿轮传递系统振动特性相关;加上齿轮箱结构复杂,难以实现整体结构的优化设计,所以,为减小结构的振动频率及幅值,提高系统刚度,通常采用增加轴承支撑座与箱体支点的方式。KATSUMILNOUE等对单级减速齿轮箱的肋板布局进行研究,发现根据加载位置及约束位置进行肋板分布,其齿轮箱的振动相对较小;但该肋板布局的结构噪声辐射不一定低,因为其箱体声辐射率的变化受到影响。对于大面积的薄壁齿轮箱体,一方面设置加强肋,且箱体内表面的肋板划分为法向各异的小板连接;另一方面箱体内部采用曲面及大半径圆角过渡,以避免转角及大平面,进而降低箱壁 振动[4]。

2)误差激励。由于齿轮在加工制造及安装过程中不可避免地存在误差,使实际的轮齿啮合位置与理想啮合位置出现不一致的情况,造成齿与齿之间的碰撞和冲击。此外,由于弹性变形引起主从动齿轮的节距发生变化,啮合初始点处因弹性形变所引起的齿轮节距的变化而产生干涉。通常齿距误差和齿形误差的影响最大,为降低齿轮装置的振动,补偿轮齿的变形,一般采用修形、整形和变位的方式。经实践表明,适当的齿廓及齿向的修形,对降低齿轮箱运转振动噪声并改善其润滑状态及提高齿轮传动状态有着明显的效果。齿轮修形中最为关键的是确定轮齿的变形量。近几年,随着有限元理论的完善,修形的具体数值常通过有限元法计算齿轮啮合过程中的变形量来选择。如Y A TESFAHUNEGN等指出了修形曲线的类型与修形量的选择相关,并分析齿根应力、接触压力及齿轮静态传递误差与修形曲线的关系;Marco BARBIERI,Giorgio BONORI等优化轮廓修形的参数采用遗传算法的方式。国内贾超等考虑弹性支撑轴变形的影响,应用基于混合弹流润滑模型的摩擦系数回归方程确定离散点的局部摩擦系数,利用Blok闪温公式,结合TCA,LTCA和遗传优化算法,确定最佳修形量;薛建华等基于传热学理论和赫兹接触理论,通过数值仿真方法、热弹流方法研究整个齿轮系统的热力系统的热行为,提出齿廓修形量应该小于等于热弹耦合最佳修形量,且修形指数小于等于1.22;马元节等利用坐标变换求解修形系数、修形曲线节点的坐标,提出一种基于幂函数的齿廓修形方法;杨上东利用非传统加工方式的移动式阴极脉冲电化学方法来对齿轮进行修形;王宪法以窄斜齿轮为研究对象,提出对角修形的方法,分析讨论对角修形的修形量的确定方法及修形区域的选择原则,并通过实验验证,该修形方法可以降低齿轮啮合过程中啮入、啮出冲击,计算得出可降低56%齿轮啮合刚度波动。此外,欧美国家不断开发专门的齿轮设计软件,并将设计理念、经验及理论与软件开发融合,如MDESIGN,KISSsoft等专业齿轮优化设计软件及RomaxWIND等齿轮箱设计与仿真分析软件,都具备齿轮修形的模拟分析,实现了虚拟样机分析与工程经验、理论的结合。但目前为止,还没有修形方面的标准,高速齿轮修形的精确设计与计算,还需进一步的动态分析和理论研究。

3)啮合冲击激励。在渐开线齿轮传动过程中,轮齿以交替啮合方式进行运转,因而会产生齿间载荷分布不均以及轮齿相互啮合造成冲击等影响,这种现象被称为啮合冲击激励,是渐开线齿轮的固有特性。轮齿在进行啮合传动时产生的冲击载荷会受到诸多影响,如齿侧间隙、碰撞恢复系数等。碰撞恢复系数与结构材料、接触形状等均有关。高速齿轮箱的轮齿采用渗碳淬火硬齿面齿轮,通常情况下,为减小系统振动噪声可采用衰减性较好的材料,也可采用在结构表面粘贴或涂覆阻尼材料的方法,且系统的振动程度还与热处理工艺相关。孙涛等将模态应变能理论与大量实验论证相结合,提出一种附加粘弹性阻尼结构损耗因子的计算模型[5]。为了达到减缓齿轮振动的目的,文献[6]还设计了选择合理的阻尼材料,在轮腹合理位置的两侧附着一定厚度的、用粘弹性材料制成的阻尼环,以此来减小振动。魏任之等利用橡胶传递齿圈与轮缘之间的动力,提出了柔性腹板齿轮的设计方法。但衰减性好的材料强度均不高,并非在任何场合都能采用;而且在减速器箱体结构表面粘贴或涂覆阻尼时,需要一定的厚度,这就势必会增加传动装置的整体质量,进而对箱体的散热产生影响[7]。通常还可以采用齿轮表面渗硫或者镀铜的方法来降低振动噪声,渗硫可以减少齿面摩擦系数,镀铜则可以提高齿轮接触精度,如在透平机齿轮齿面上采用镀铜的方法提高齿轮的接触精度。

2.2 轴承对齿轮系统振动的影响

引起齿轮传动装置振动的原因有很多,如轴的平行度不良及轴、轴承支撑的刚度不足,不当的轴承预紧力,油箱内部润滑油的过多或过少,不合理的箱体结构等。此外,齿轮系统运转时产生的空气振动、箱体内部润滑油受挤压作用向外喷射时产生的激波等因素也应考虑,本文着重分析轴承对齿轮系统振动的影响。

高速齿轮系统常采用滑动轴承,滑动轴承中,油膜通常起着非线性的弹簧和阻尼作用。当轴与轴瓦接触不好,不能形成良好的油膜时,会引起轴承的振动。此外还有由滑动轴承油膜特性引起的自激振动即油膜振动,它是油膜动力效应中涡动力和油膜阻尼力之间的合成作用力产生的振动。高速轴瓦为多油楔可倾瓦轴承,可倾瓦滑动轴承与普通的圆柱滑动轴承不同,其瓦块均能绕其支承点产生一定的倾斜,有利于形成流体动压润滑的楔形。但倾瓦径向滑动轴承在安装时预载荷系数要限定在0.3~0.7之间,轴承的润滑性能及轴的振动均会受预载荷系数的影响,预载荷系数太小,将会使瓦块的前端与轴径发生刮擦并引起瓦块的颤振;预载荷系数太大,则可能导致轴承温度增高[8];但可使倾瓦轴承的油膜刚度和阻尼受预载荷系数变化的灵敏度随载荷的增大而加大[9]。此外,流体动压润滑对轴承间隙的大小十分敏感,轴承间隙过小,润滑油不能稳流,不会形成稳定动压油膜,使金属之间产生硬摩擦现象,造成局部过热,出现烧瓦工况;间隙过大,难以形成可以承载足够压力的动压油膜[10]。油隙对轴承的作用是非线性的,不同转速、不同的轴承油隙,对齿轮系统振动的影响也不同[11]。

3 结论

齿轮系统是由很多非线性的因素耦合成的一种非线性的参数振动系统,任意一个微小因素均会使系统状态发生改变,且通过非线性地放大、积累,导致系统结果或状态的不理想,或者说产生较大差异;此外,还应考虑齿轮旋转质量不平衡、负载的转速与扭转波动等外部激励。因此,研究在内部激励和外部激励相互作用下的齿轮系统的非线性动力特性时,精确分析每一个非线性因素及其耦合对齿轮系统振动的影响至关重要,而且,对如何进一步减低功耗、提高传递效率更具现实意义。