深海集成油壓動力源的傳動不對中研究

陸鈞成，柯堅(jiān)，劉桓龍，王國志，蔣超猛

(西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，四川成都 610031)

0 前言

(1)聯(lián)軸器傳動方式如圖1所示。

不對中是機(jī)械傳動時(shí)的正?，F(xiàn)象，引起不對中的原因有二，一是安裝不對中，二是傳動不對中。安裝不對中主要是因?yàn)橄到y(tǒng)各零件加工精度不高造成的。傳動不對中主要是因?yàn)橄到y(tǒng)在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中的摩擦和撞擊等原因造成的。摩擦和撞擊會加劇各零件嚙合處的磨損，使得各零件嚙合處精度變低，不對中量增大，所以在系統(tǒng)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，不對中量會慢慢變大直到最終系統(tǒng)失效［1-2］。系統(tǒng)起始的工作狀態(tài)就非常重要，只要控制好系統(tǒng)起始的工作狀態(tài)，就能保證系統(tǒng)的可靠性和壽命。系統(tǒng)一開始的工作狀態(tài)主要看安裝精度和應(yīng)力大小，文中著重考慮系統(tǒng)傳動部分的嚙合應(yīng)力，以盡量減小傳動應(yīng)力為目的，對傳動載體進(jìn)行優(yōu)化，從而改善系統(tǒng)的起始工作狀態(tài)。

1 傳動模型

1．1 傳動方式

圖1 聯(lián)軸器傳動方式

動力源的動力傳動方式有聯(lián)軸器傳動和直接傳動兩種。

液壓泵軸與電機(jī)軸和聯(lián)軸器的嚙合長度都為l。聯(lián)軸器通過液壓泵軸與電機(jī)軸的支撐實(shí)現(xiàn)徑向定位，聯(lián)軸器中間裝有圓形擋圈，通過圓形擋圈與左右兩軸的配合阻止其左右竄動，從而實(shí)現(xiàn)聯(lián)軸器軸向定位［2］。

(2)直接傳動方式如圖2所示。

圖2 直接傳動方式

與聯(lián)軸器傳動方式不同，直接傳動采用直接在液壓泵軸上加工外花鍵，同時(shí)在電機(jī)軸上加工內(nèi)花鍵的方式來傳遞動力。在連接橫向尺寸上比聯(lián)軸器縮短了一半。

2 不對中

動力源在實(shí)際工作時(shí)，很難保證液壓泵軸與電機(jī)軸絕對的對中安裝，即使初始安裝對中良好，在系統(tǒng)工作一段時(shí)間后，由于振動、磨損、安裝松動等原因也會使得傳動載體與傳動軸之間的不對中量變大，從而降低系統(tǒng)的工作性能。

2．1 平行不對中

(1)花鍵聯(lián)軸器傳動方式的平行不對中如圖3所示。

圖3 平行不對中

液壓泵軸與電機(jī)軸的不對中量為e，液壓泵軸與聯(lián)軸器軸的不對中量為e1，電機(jī)軸與聯(lián)軸器軸的不對中量為e2。由圖3可以看出e=e1+e2。由于安裝條件的限制，聯(lián)軸器只能由兩軸定位，在實(shí)際工作時(shí)，不對中將不可避免，并且各齒的最大應(yīng)力會隨不對中量的變化發(fā)生周期性變化。

(2)花鍵直接傳動方式的平行不對中情況如圖4所示。

圖4 平行不對中

相對于花鍵聯(lián)軸器傳動方式，花鍵直接傳動方式的平行不對中不管是在結(jié)構(gòu)上還是在不對中機(jī)制上都要簡單得多。液壓泵軸與電機(jī)軸的不對中量為e，液壓泵軸與電機(jī)軸的自由度都為1，所以動力傳動相對平穩(wěn)，各齒最大應(yīng)力在動力傳動時(shí)的變化較?。?-6］。

2．2 角度不對中

(1)花鍵聯(lián)軸器傳動方式的角度不對中如圖5所示。

圖5 角度不對中

液壓泵軸與聯(lián)軸器軸的角度不對中值為θ1，電機(jī)軸與聯(lián)軸器軸的角度不對中值為θ2。角度不對中有兩種主要形式，分別為兩軸偏向同一方向，如圖5a所示(θ=θ1+θ2);以及兩軸偏向不同方向，如圖5b所示，此時(shí)兩軸近似平行(θ1≈θ2)。

(2)花鍵直接傳動方式的角度不對中情況如圖6所示。

圖6 角度不對中

同樣，相對于花鍵聯(lián)軸器傳動方式，花鍵直接傳動方式的結(jié)構(gòu)就要簡單得多，角度不對中值為θ，傳動過程中各齒的最大應(yīng)力會隨不對中量的變化發(fā)生周期性變化［3-6］。

2．3 對比

花鍵聯(lián)軸器傳動方式與花鍵直接傳動方式在動力傳動時(shí)各有優(yōu)缺點(diǎn)，分4個方面進(jìn)行比較:

(1)采用花鍵聯(lián)軸器傳動的動力的整體尺寸較花鍵直接傳動大，不符合動力源的輕量化要求;

(2)花鍵聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，自由度較多，安裝精度不易控制［7］;而花鍵直接傳動方式的結(jié)構(gòu)簡單，自由度少，安裝方便且安裝精度容易控制;

(3)花鍵聯(lián)軸器的各齒最大應(yīng)力在動力傳動過程中會發(fā)生周期性變化，能夠有效避免應(yīng)力集中，減小傳動載體的失效率［8］;而花鍵直接傳動方式因?yàn)楦鼾X最大應(yīng)力在動力傳動過程中變化較小，應(yīng)力集中，失效率較大;

(4)花鍵直接傳動方式的兩軸嚙合為剛性嚙合，花鍵齒在動力傳動過程中容易發(fā)生剛性脆斷;而花鍵聯(lián)軸器方式在動力傳動過程中，花鍵能夠起到緩沖保護(hù)作用。

通過以上4點(diǎn)對比，權(quán)衡利弊，動力源選用直接傳動方式來傳遞動力。

3 對中仿真

對中安裝時(shí)，花鍵嚙合寬度越大，最大應(yīng)力越小;花鍵嚙合寬度越小，最大應(yīng)力越大。但動力源有功率密度的限制，花鍵嚙合寬度必須控制在一定范圍內(nèi)。也就是說，從花鍵強(qiáng)度角度考慮的話，花鍵嚙合寬度越大越好，從動力源功率密度限制方面考慮的話，花鍵嚙合寬度越小越好。對于不同大小的l，對對中安裝的花鍵嚙合應(yīng)力進(jìn)行仿真，仿真結(jié)果如圖9所示。

圖9 對中安裝應(yīng)力仿真結(jié)果

由圖9可以看出，花鍵的最大應(yīng)力隨嚙合寬度的增大整體呈近乎一條直線的趨勢下降。

4 不對中仿真

4．1 平行不對中仿真

直接傳動方式的平行不對中仿真結(jié)果如圖10所示。

圖10 直接傳動平行不對中仿真結(jié)果

由圖10的仿真結(jié)果可以看出，隨著平行不對中量的增大，相同嚙合寬度的花鍵齒的最大應(yīng)力也增大，且增大的幅度隨嚙合寬度的增大越來越小。

4．2 角度不對中仿真

直接傳動方式的角度不對中仿真結(jié)果如圖11所示。

圖11 直接傳動角度不對中仿真結(jié)果

由圖11的仿真結(jié)果可以看出，隨著角度不對中量的增大，相同嚙合寬度的花鍵齒的最大應(yīng)力會增大，且增大的幅度越來越大;角度不對中量不變，花鍵齒的最大應(yīng)力隨嚙合寬度的增大先減小后增大，這期間有一個拐點(diǎn)，角度不對中值為0．5°、1°、1．5°時(shí)，拐點(diǎn)大概出現(xiàn)在嚙合寬度為23、21、19 mm的這些點(diǎn)上，由此可見，隨著角度不對中值的逐漸增大，花鍵嚙合寬度的最優(yōu)值會相應(yīng)地減小。

5 結(jié)論

(1)雖然花鍵聯(lián)軸器在系統(tǒng)動力傳動過程中能夠起到壓力緩沖的作用，但由于動力源功率密度的限制，動力源選用花鍵直接傳動方式傳遞動力。

(2)平行不對中應(yīng)力沒有拐點(diǎn)，其對系統(tǒng)應(yīng)力的影響不大。因此，如果不對中不可避免，可盡量調(diào)整將角度不對中轉(zhuǎn)化為平行不對中。

(3)對中傳動時(shí)，嚙合寬度越大越好，但實(shí)際情況是不可能保證完全的對中，特別當(dāng)傳動存在較大角度不對中量時(shí)，太大的嚙合寬度反而會縮短傳動壽命。

(4)對于一開始安裝對中的傳動，可能工作一段時(shí)間后會出現(xiàn)不對中情況。所以動力源必須定期對傳動部分進(jìn)行檢查，發(fā)現(xiàn)不對中，特別是角度不對中情況時(shí)要立馬進(jìn)行調(diào)整。

［1］李奇，王憲成，何星，等．高功率密度柴油機(jī)缸套——活塞環(huán)摩擦副磨損失效機(jī)理［J］．中國表面工程，2012，23(4):76-79．

［2］靳廣虎．正交面齒輪傳動的強(qiáng)度與動力學(xué)特性分析研究［D］．南京:南京航空航天大學(xué)，2012．

［3］劉占生，趙廣，龍鑫．轉(zhuǎn)子系統(tǒng)聯(lián)軸器不對中研究綜述［J］．汽輪機(jī)技術(shù)，2007，10(5):321-325．

［4］韓捷．齒式連接不對中轉(zhuǎn)子的動態(tài)特性研究［J］．機(jī)械強(qiáng)度，1997，19(3):14-16．

［5］李明，虞烈，沈潤杰．DH型壓縮機(jī)組齒輪聯(lián)軸器耦合軸承——轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)研究［J］．機(jī)械強(qiáng)度，1999，21(3):166-173．

［6］趙廣，劉占生，葉建槐，等．轉(zhuǎn)子——不對中花鍵聯(lián)軸器系統(tǒng)動力學(xué)特性研究［J］．振動與沖擊，2009，28(3):78-83．

［7］劉輝，項(xiàng)昌樂．彈性聯(lián)軸器對動力傳動系統(tǒng)扭振特性影響研究［J］．機(jī)械強(qiáng)度，2009，31(3):349-354．

［8］李明．齒輪聯(lián)軸器不對中轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)振動特征分析［J］．機(jī)械強(qiáng)度，2002，24(1):52-55．