關(guān)于輕型高速船用齒輪箱油路系統(tǒng)設(shè)計(jì)研究

江增輝 殷少華 劉文廣 孫雁梁 石岳林

?摘 要 齒輪是機(jī)械設(shè)備重要的傳動(dòng)器件，直接關(guān)系到機(jī)械設(shè)備最終的傳動(dòng)效果，而許多機(jī)械傳動(dòng)失效的事故都是齒輪導(dǎo)致的。在船體研究制造過(guò)程中始終追求高輸出功率動(dòng)力系統(tǒng)、更低的空間占有率。船體的傳動(dòng)效率最終取決于齒輪箱效果，高轉(zhuǎn)速、高功率密度、高性能的齒輪箱是現(xiàn)階段我國(guó)艦船制造所追求的目標(biāo)，因此需要在現(xiàn)有的基礎(chǔ)上對(duì)齒輪箱進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

關(guān)鍵詞 艦船制造 齒輪箱 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 傳動(dòng)效率

中圖分類號(hào)：TU986 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 文章編號(hào)：1007-0745（2022）05-0010-03

齒輪的潤(rùn)滑效果、結(jié)構(gòu)是關(guān)系到齒輪系最終效果的主要因素，齒輪箱的油路直接關(guān)系到齒輪的潤(rùn)滑效果，齒輪減速器結(jié)構(gòu)關(guān)系到齒輪的傳動(dòng)效果，充足的潤(rùn)滑油可以避免齒輪面之間直接接觸，在降低摩擦系數(shù)的同時(shí)也提升了齒輪的承載力。本次研究中對(duì)輕型高速船齒輪箱油路系統(tǒng)、齒輪箱減速器結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

1 常規(guī)船用離合器油路系統(tǒng)

油路控制系統(tǒng)需要為離合器供應(yīng)相應(yīng)的工作油滿足扭矩傳遞需求。齒輪箱在運(yùn)作時(shí)主泵率先啟動(dòng)，怠速狀態(tài)下的系統(tǒng)油路最低壓力一般≤0.4MPa。前進(jìn)狀態(tài)下離合器接排控制操縱閥，此時(shí)控制油經(jīng)過(guò)二級(jí)壓力閥調(diào)節(jié)閥進(jìn)入到離合器油缸與活塞接觸，這種狀態(tài)下的工作油壓開(kāi)始增加到2MPa并足以推動(dòng)活塞，離合器摩擦光片與對(duì)偶片被壓緊，可以提供有效的動(dòng)力輸出，脫排狀態(tài)下的離合器操縱閥會(huì)再次被切換到怠速狀態(tài)，此時(shí)離合器不需要工作油且速泄閥啟動(dòng)，而殘留在離合器油缸內(nèi)的工作油會(huì)快速流回油池進(jìn)而達(dá)到離合器脫排的目的，倒擋狀態(tài)下離合器接排的原理與前進(jìn)離合器接排一致。常規(guī)狀態(tài)下離合器油路控制系統(tǒng)當(dāng)中，借助操縱閥可以實(shí)現(xiàn)離合器接排，不過(guò)僅限于單個(gè)離合器運(yùn)作控制，雙機(jī)并連系統(tǒng)主機(jī)離合器作業(yè)。

2 多離合器油路控制系統(tǒng)

多離合器油路控制系統(tǒng)當(dāng)中的每個(gè)離合器都有對(duì)應(yīng)的獨(dú)立油泵、壓力調(diào)節(jié)閥、操縱閥。從理論上講多離合器油路控制系統(tǒng)可以實(shí)現(xiàn)每個(gè)離合器的獨(dú)立運(yùn)作，不過(guò)實(shí)際上因?yàn)榇w機(jī)艙空間有限，齒輪箱使用多掛件、管系布置難度極高并且不夠美觀。使用多機(jī)帶油泵驅(qū)動(dòng)并不現(xiàn)實(shí)，因此從實(shí)際需求出發(fā)需要在船體機(jī)艙內(nèi)部配備相應(yīng)的電動(dòng)泵組，無(wú)論是布置還是控制都具有極高的難度，因此需要在常規(guī)離合器油路系統(tǒng)基礎(chǔ)上對(duì)多離合器油路控制系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化。

優(yōu)化后的離合器控制油路系統(tǒng)二級(jí)壓力調(diào)節(jié)閥反饋增壓油路需要設(shè)置在操縱閥之前，啟動(dòng)主泵以后控制油會(huì)直接進(jìn)入到二級(jí)壓力調(diào)節(jié)閥當(dāng)中，此時(shí)油壓會(huì)迅速達(dá)到2MPa，滿足離合器接排的油壓條件。如果油壓已經(jīng)達(dá)到高壓水平，此時(shí)的油路控制系統(tǒng)可以對(duì)多個(gè)離合器工件進(jìn)行控制。

為了將離合器接排沖擊控制在最低水平，需要在操作閥與離合器之間配備節(jié)流閥，在此基礎(chǔ)上實(shí)現(xiàn)離合器的軟接排。[1]不過(guò)優(yōu)化后的離合器控制油路系統(tǒng)結(jié)構(gòu)依然具有結(jié)構(gòu)風(fēng)險(xiǎn)，離合器接排完成后其他的離合器依然會(huì)陸續(xù)接排。操縱閥后管路、油缸充油需要消耗一定的時(shí)間，因此在離合器接排的一瞬間壓力會(huì)顯著下降。有時(shí)在第二個(gè)離合器接排成功以后，首個(gè)接排成功的離合器會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)的壓力下降、離合器摩擦片摩擦力下降進(jìn)而出現(xiàn)滑動(dòng)。

3 齒輪箱受力分析與邊界條件

3.1 齒輪箱參數(shù)設(shè)計(jì)

具體內(nèi)容如表1。

3.2 齒輪箱邊界條件

實(shí)際作業(yè)過(guò)程中，任何產(chǎn)品都不可以獨(dú)立于環(huán)境之外單獨(dú)進(jìn)行運(yùn)作，而是勢(shì)必與環(huán)境之間產(chǎn)生相互作用。常見(jiàn)的產(chǎn)品間相互作用關(guān)系為物理性質(zhì)與電磁固定連接，不過(guò)在對(duì)產(chǎn)品進(jìn)行有限元建模分析過(guò)程中，并不能對(duì)準(zhǔn)備分析的結(jié)構(gòu)、結(jié)構(gòu)相互作用所處的外界環(huán)境進(jìn)行完全建模，進(jìn)而不可以完全以實(shí)際情況為依據(jù)開(kāi)展建模的模擬，致使研究分析對(duì)象和外界環(huán)境互聯(lián)、相互作用，不可以在原有情況的基礎(chǔ)上接受模擬。所以在對(duì)產(chǎn)品開(kāi)展有限元分析時(shí)，往往將分析結(jié)構(gòu)、外界環(huán)境的相互作用分別作為獨(dú)立的分析對(duì)象。

分析邊界條件是為了實(shí)現(xiàn)對(duì)實(shí)際問(wèn)題的準(zhǔn)確模擬，邊界條件加載方式可以直接反映在有限元計(jì)算結(jié)果當(dāng)中，很大程度上影響最終的計(jì)算精度，倘若邊界處理沒(méi)有達(dá)到理想效果，會(huì)進(jìn)一步增加計(jì)算結(jié)果誤差，嚴(yán)重影響未來(lái)的數(shù)據(jù)處理效果。

可見(jiàn)，實(shí)際作業(yè)情況向抽象模型邊界條件的轉(zhuǎn)化可以加載于有限元模型當(dāng)中，同時(shí)也是使用計(jì)算機(jī)進(jìn)行建模作業(yè)的重點(diǎn)和難點(diǎn)。通常將模型上施加的所有外界條件稱作邊界條件，邊界條件進(jìn)一步劃分為實(shí)際作業(yè)過(guò)程中施加的載荷與分析對(duì)象的約束位置，在構(gòu)建邊界條件時(shí)明確邊界條件施加位置是首要任務(wù)，隨即進(jìn)一步分析明確對(duì)象與外界環(huán)境之間的連接方式，在此基礎(chǔ)上進(jìn)一步構(gòu)建可以實(shí)現(xiàn)模擬實(shí)際作業(yè)情況的邊界條件。

3.3 載荷約束施加位置

齒輪箱體主要起到固定、支撐作用，本次設(shè)計(jì)的減速器采取底座固定的方式，齒輪箱所有載荷源于自重與內(nèi)部結(jié)構(gòu)自重，齒輪軸承、齒輪箱體接觸面、齒輪箱體底座下表面均是齒輪箱載荷施加位置。使用螺栓連接的方式固定齒輪箱，約束X、Y、Z方向移動(dòng)，底座下平面約束與平面垂直方向運(yùn)動(dòng)。

3.4 明確邊界條件

明確邊界條件需要通過(guò)有限元分析的方式進(jìn)行，齒輪箱在實(shí)際作業(yè)過(guò)程中通常安裝在固定支架上，底座下表面與機(jī)體直接接觸，相當(dāng)于底座下表面直接固定于接觸面。鑒于此，在約束邊界條件時(shí)可以選擇直接約束接觸面三個(gè)自由度，采用剛度耦合的方式約束底座螺栓孔面，使結(jié)構(gòu)質(zhì)點(diǎn)與螺栓孔面節(jié)點(diǎn)直接構(gòu)建連接，六個(gè)方向的自由度相同（mass21）。

齒輪箱施加載荷需要以軸承與齒輪箱體的結(jié)合面作為主要的作用位置，mass21是齒輪箱模型結(jié)構(gòu)質(zhì)點(diǎn)，動(dòng)力、靜力分析均可以形成一種質(zhì)量矩陣，簡(jiǎn)化齒輪結(jié)構(gòu)僅需使用一個(gè)質(zhì)點(diǎn)來(lái)表示齒輪、軸承等一系列復(fù)雜結(jié)構(gòu)，在模型中也僅需表示出其質(zhì)量即可。[2]

4 齒輪箱結(jié)構(gòu)性能

為了對(duì)齒輪箱在工作條件下的強(qiáng)度、剛度、變形以及固有頻率等多方面特性進(jìn)一步了解，以及齒輪箱結(jié)構(gòu)在工作狀態(tài)下是否可以滿足動(dòng)力條件，同時(shí)對(duì)最薄弱環(huán)節(jié)進(jìn)行分析，以便于后續(xù)開(kāi)展一系列的模型改進(jìn)，因此需要在齒輪箱的原模型基礎(chǔ)上進(jìn)行動(dòng)態(tài)的有限元分析計(jì)算。有限元基本思想就是將目標(biāo)分析連續(xù)求解區(qū)域分解為有限個(gè)，同時(shí)確保通過(guò)某種特定關(guān)系將每個(gè)有限單元相互連接組成單元個(gè)體，每個(gè)單元體僅通過(guò)有限個(gè)單元節(jié)點(diǎn)相互連接。任意單元借助節(jié)點(diǎn)狀態(tài)開(kāi)展數(shù)學(xué)插值，并在此基礎(chǔ)上將每個(gè)方向的位移、力表達(dá)出來(lái)。MSC.Patran是現(xiàn)階段學(xué)術(shù)界使用較為廣泛的一種有限元分析軟件，因此本次研究中使用MSC.Patran開(kāi)展對(duì)齒輪箱的有限元分析。455B36CD-4520-458B-A52A-A8DF97DC5278

4.1 有限元模型

將簡(jiǎn)化完成的齒輪箱三維模型導(dǎo)入MSC.Patran，對(duì)模型進(jìn)行一系列屬性處理與網(wǎng)格劃分，即可得到齒輪箱有限元模型。

本次研究的對(duì)象是空間結(jié)構(gòu)相對(duì)復(fù)雜的齒輪箱，因此選擇實(shí)體單元對(duì)于后期網(wǎng)格劃分更加便捷，網(wǎng)格增強(qiáng)可以適當(dāng)減少運(yùn)算時(shí)間，結(jié)合齒輪箱實(shí)際受力情況，本次研究最終使用四面體四節(jié)點(diǎn)單元進(jìn)一步定義齒輪箱實(shí)體。

該單元具有十個(gè)節(jié)點(diǎn)，并且每個(gè)節(jié)點(diǎn)x、y、z方向都具有靈活、可塑性強(qiáng)的自由度，更加適用于對(duì)類似于齒輪箱復(fù)雜實(shí)體進(jìn)行定義、網(wǎng)格劃分工作。本次研究的齒輪箱為鑄鐵制造，所以材料屬性為鑄鐵。

4.2 齒輪箱動(dòng)力學(xué)分析

通常對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析會(huì)使用模態(tài)分析，首先需要將齒輪箱三維模型導(dǎo)入MSC.Patran有限元分析軟件當(dāng)中，不需要施加載荷僅需施加約束。齒輪箱動(dòng)態(tài)性能主要取決于低階頻段振型，對(duì)于機(jī)械結(jié)構(gòu)而言，通常在低階頻段更容易出現(xiàn)耦合，最終引發(fā)的高階頻段會(huì)帶來(lái)更加明顯的振型。

本次研究的齒輪箱以底座下平面、底座螺栓孔的方式施加位移約束，致使齒輪箱上方動(dòng)剛度效果相對(duì)較差。齒輪箱初期階段振型沿X、Y、Z方向移動(dòng)，并未出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)陣型。鑒于此，要提升齒輪箱動(dòng)剛度就需要強(qiáng)化軸層安裝面與底座連接剛度。

5 齒輪箱油路油量

確定齒輪箱的結(jié)構(gòu)性能與油路控制方式以后，開(kāi)始對(duì)齒輪箱油路系統(tǒng)的油量進(jìn)行計(jì)算。已知本次研究的齒輪箱輸入轉(zhuǎn)速為1000r/s，額定功率79Pa，摩擦片外徑173mm，內(nèi)徑68mm。

5.1 油缸流量

油缸活塞端面積A與最大移動(dòng)速度Vmax，對(duì)油缸最大流量Qkmax進(jìn)行計(jì)算：

Qmax=ηvAVmax/10= （d12-d22）×0.05ηv ? ? ? ? ? ? ? ? ?（1）

式中：

ηv——油缸容積效率（0.98-1）。

A——油缸活塞端面積。

Vmax——活塞最大移動(dòng)速度（0.5m/min）。

d1——摩擦片外徑。

d2——摩擦片內(nèi)徑。

本次研究專門對(duì)輕型高速船離合器進(jìn)行設(shè)計(jì)，使用多離合器油路控制系統(tǒng)。結(jié)合離合器的實(shí)際傳遞能力規(guī)定的活塞軸向壓緊力、活塞以動(dòng)摩擦力、確定實(shí)際的活塞端面積以及活塞斷面總油壓力。鑒于液壓系統(tǒng)沿程壓力損失與局部壓力損失，將油缸油壓設(shè)計(jì)為20bar。

5.2 潤(rùn)滑散熱部位流量

輕型高速船為柴油機(jī)驅(qū)動(dòng)，齒輪箱怠速狀態(tài)下為額定功率79Pa，通常規(guī)定每個(gè)潤(rùn)滑散熱部位油壓在怠速狀態(tài)下Pn≥0.5bar;中轉(zhuǎn)pm≥2bar;工轉(zhuǎn)p≥4bar。潤(rùn)滑散熱部位主要有齒輪副、離合器摩擦片、滾動(dòng)軸承：

QS=∑QZ+∑QR+∑QL ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （2）

QZ——齒輪副流量：分度圓線速度≤10m/s的情況下，此時(shí)QZ=（0.6-1.2）b。

分度圓線速度≤40m/s，此時(shí)QZ=（1.8-2.3）b。

計(jì)算出QZ以后在此基礎(chǔ)上對(duì)齒輪副一系列參數(shù)進(jìn)行確定，本次研究的齒輪箱通過(guò)攪油、飛濺實(shí)現(xiàn)潤(rùn)滑，并未設(shè)置強(qiáng)制噴油點(diǎn)，因此最終QZ=0。

離合器摩擦片摩擦副流量QR：

QR=7.5×10-3∑Fr=7.5×10-3nS ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?（3）

式中：

Fr——單離合器—擦副總有效摩擦面積。

n——擦副有效接觸面數(shù)量。

S——摩擦副實(shí)際接觸面積。

最后對(duì)滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑流量QL進(jìn)行計(jì)算。在滾動(dòng)軸承結(jié)構(gòu)形式、軸承外徑、安裝部位基礎(chǔ)上，根據(jù)無(wú)需散熱軸承流量上限、對(duì)稱型結(jié)構(gòu)軸承實(shí)現(xiàn)潤(rùn)滑所需要的上限流量、非對(duì)稱型結(jié)構(gòu)軸承實(shí)現(xiàn)潤(rùn)滑所需要的上限流量確定滾動(dòng)軸承外徑與油路關(guān)系。本次研究的齒輪箱每個(gè)潤(rùn)滑點(diǎn)需要流量為0.2L/min，共計(jì)需要流量0.4L/min。代入齒輪箱一系列參數(shù)以后計(jì)算得出Qkmax=10.2L/min，QR=13.28L/min，∑QL=0.4L/min。在結(jié)合齒輪箱實(shí)際運(yùn)作的基礎(chǔ)上得知，Qkmax=Q油泵800r/min，最終計(jì)算得出實(shí)際油泵流量為21.25L/min，實(shí)際流量25L/min，最終選擇使用30L/min的油泵避免低轉(zhuǎn)速情況下油壓過(guò)低引發(fā)報(bào)警。

6 結(jié)論

本次研究專門對(duì)輕型高速船離合器齒輪箱油路系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)。對(duì)比常規(guī)離合器油路系統(tǒng)與多離合器油路控制系統(tǒng)，結(jié)合實(shí)際需求最終使用多離合器油路控制系統(tǒng)。本次研究設(shè)計(jì)了一種適用于輕型高速船的減速器并對(duì)其進(jìn)行分析，明確齒輪箱的邊界條件與結(jié)構(gòu)性能。完全了解齒輪箱參數(shù)、性能以后對(duì)齒輪箱的油路流量進(jìn)行計(jì)算，最終計(jì)算得出實(shí)際流量25L/min，選擇使用30L/min的油泵避免低轉(zhuǎn)速情況下油壓過(guò)低引發(fā)報(bào)警。

參考文獻(xiàn)：

[1] 姚壯.船用齒輪箱減速比自動(dòng)調(diào)節(jié)系統(tǒng)分析[J].內(nèi)燃機(jī)與配件，2021（06）：64-65.

[2] 黃帥，洪榮晶，崔君君，等.減速齒輪箱試驗(yàn)臺(tái)監(jiān)控系統(tǒng)設(shè)計(jì)及實(shí)現(xiàn)[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2020（08）：108-111，116.455B36CD-4520-458B-A52A-A8DF97DC5278