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    采煤機搖臂齒輪傳動系統(tǒng)的動態(tài)仿真

    2020-12-28 11:15:22劉乙慧
    煤礦機電 2020年6期
    關鍵詞:倍頻搖臂傳動系統(tǒng)

    劉乙慧

    (山西焦煤機械電氣有限公司, 山西 太原 030024)

    0 引言

    采煤機作為煤礦開采的重要機械設備,對提高采煤效率和企業(yè)經(jīng)濟效益具有重要作用。搖臂齒輪傳動系統(tǒng)作為采煤機的核心部件,承擔了采煤機80%以上的功率消耗[1-4],采煤機通過搖臂將動力傳遞給截割滾筒實現(xiàn)落煤和裝煤,其性能直接影響采煤機的可靠性和效率。搖臂傳動系統(tǒng)主要由各級齒輪傳動組成,由于工作環(huán)境惡劣,齒輪系統(tǒng)不僅要受到外部載荷激勵的影響,還要受到內(nèi)部齒輪嚙合誤差和內(nèi)部激勵的作用,因此系統(tǒng)的負載特性較為復雜。

    采煤機搖臂內(nèi)部齒輪一般都是在靜力學的基礎上進行設計和計算,隨著采煤機設計功率的不斷增大,傳統(tǒng)設計方法很難滿足使用要求,為了提高采煤機搖臂傳動系統(tǒng)的可靠性,降低系統(tǒng)發(fā)生故障的概率,本文對采煤機搖臂傳動系統(tǒng)的動態(tài)特性進行了研究。

    1 搖臂齒輪傳動系統(tǒng)

    圖1 搖臂傳動系統(tǒng)示意圖

    本文主要研究搖臂傳動系統(tǒng)中齒輪的動態(tài)響應,忽略系統(tǒng)中軸承、密封等其他零件的影響。

    2 傳動系統(tǒng)工作參數(shù)的計算

    2.1 額定負載

    采煤機截割部在工作過程中受力較復雜,并且受力的大小不固定。采煤機本體主要受3個力的作用,即采煤機截割阻力、引阻力和側向力。受煤層特性、滾筒截齒排列方向等因素的影響,3個力的大小和方向均隨時間的變化而變化。將截齒所受的負載轉(zhuǎn)換至行星架中心線上后,行星架軸線上受到3個方向力和力矩。考慮到牽引力和側向力主要對系統(tǒng)中的軸承影響較大[7-8],本文通過簡化后主要考慮截割阻力矩對搖臂齒輪傳動系統(tǒng)的影響。

    最大恒定負載是采煤機各工況中使用時間最長的工況,并且在該工況狀態(tài)下,電動機的功率為額定功率。因此,對該工況下系統(tǒng)的動態(tài)特性進行研究能夠更加準確的了解系統(tǒng)的性能和質(zhì)量情況。以7LS06-LW536型采煤機進行研究,其搖臂的截割功率為750 kW,搖臂系統(tǒng)總的傳動比為56,忽略傳動系統(tǒng)效率,搖臂系統(tǒng)最大的輸出扭矩為:

    (1)

    式中:T為搖臂傳動系統(tǒng)輸出最大扭矩,N·m;P為電動機的輸出功率,kW;N為電動機轉(zhuǎn)速,r/min;i為搖臂傳動系統(tǒng)總的傳動比。

    2.2 傳動系統(tǒng)嚙合頻率

    齒輪在嚙合過程中周期性的進入嚙合和退出嚙合,將產(chǎn)生周期性的沖擊載荷,并且齒輪對工作過程中存在單齒嚙合期和雙齒嚙合區(qū)的交替,這些齒輪傳動的固有特點使得系統(tǒng)承受交變載荷的影響,交變載荷的作用必將引起齒輪的振動。齒輪嚙合的基本頻率即嚙合頻率計算方法如下:

    (2)

    式中:fm為齒輪的嚙合頻率,Hz;N1、N2為主動齒輪轉(zhuǎn)速和從動齒輪轉(zhuǎn)速,r/min;Z1、Z2為主動齒輪齒數(shù)和從動輪齒數(shù)。

    從式(2)可以看出,對于定軸齒輪傳動,配對的主動齒輪和從動齒輪嚙合頻率相同。對于2K-H行星輪系,各齒的嚙合頻率相等,本文通過計算太陽輪的嚙合頻率來進行分析,其嚙合頻率為:

    fms=(frs-frc)×ZS

    (3)

    式中:fms為太陽輪的嚙合頻率,Hz;frs為行星輪系中太陽輪的轉(zhuǎn)動頻率,Hz;frc為行星輪系中行星架的轉(zhuǎn)動頻率,Hz;ZS為太陽輪的齒數(shù)。

    從式(3)可以看出,行星輪系的嚙合頻率與各齒輪的轉(zhuǎn)動頻率有關,因此需要對各傳動比進行計算。定軸傳動中,傳動比為:

    i1.2=z1/z2

    (4)

    式中:i1.2為定軸齒輪傳動比;z1為主動齒輪的齒數(shù);z2為從動齒輪的齒數(shù)。

    2K-H型行星輪系傳動比為:

    i1H=z3/z4+1

    (5)

    式中:z3為內(nèi)齒圈齒數(shù);z4為太陽輪齒數(shù)。

    根據(jù)滾筒給出的額定轉(zhuǎn)速26.4 r/min,即搖臂傳動系統(tǒng)第二級行星齒輪傳動系統(tǒng)中行星架的轉(zhuǎn)速為26.4 r/min,結合上述(2)~(5)式,可以計算出系統(tǒng)各部分的嚙合頻率如表1所示。

    3 仿真模型的建立與分析

    3.1 模型的建立

    本文在UG裝配環(huán)境下對齒輪傳動系統(tǒng)中各零部件進行組合,然后將系統(tǒng)裝配體模型以parasolid格式導出并保存,并在ADAMS/view環(huán)境中導入后建立MODEL_1動力學模型。旋轉(zhuǎn)副設置中將機架假設為ground,在8個齒輪質(zhì)心處設置Joint約束副,并分別添加相對于ground的旋轉(zhuǎn)副約束;在第一級太陽輪、第一、二級行星架的質(zhì)心處添加相對于ground的旋轉(zhuǎn)副約束;一、二級行星輪系中各行星輪質(zhì)心處添加相對于行星架的旋轉(zhuǎn)副約束;兩行星輪系內(nèi)齒圈質(zhì)心處分別添加相對于ground的固定副約束。

    表1 各齒輪的轉(zhuǎn)頻和嚙合頻率

    齒輪嚙合過程中,應用ADAMS/Solve中碰撞函數(shù)接觸算法計算出各輪對間的接觸力,從而用接觸力來模擬各齒輪副的嚙合力??紤]齒輪嚙合過程中摩擦的影響,分別設置靜摩擦因素、動摩擦因素為0.08和0.05,靜滑移速度、動滑移速度為0.1 mm/s和1 mm/s,建立了如圖2所示的采煤機搖臂傳動系統(tǒng)模型。

    圖2 采煤機搖臂傳動系統(tǒng)模型

    3.2 動態(tài)特性響應分析

    采煤機搖臂傳動系統(tǒng)變載響應分析對研究傳動系統(tǒng)穩(wěn)定性和可靠性至關重要,通過上述分析,搖臂傳動系統(tǒng)受截割阻力產(chǎn)生的扭矩影響較大,因此本文重點研究輸入扭振對傳遞系統(tǒng)的響應情況??紤]到齒輪傳遞系統(tǒng)零件較多,系統(tǒng)較為復雜,而且系統(tǒng)每一級齒輪傳動具有相同的嚙合頻率,受扭矩激勵后響應特點相似,所以重點選擇第二級傳動中高速齒輪Z4作為仿真分析的研究對象。仿真過程中通過設置不同的滾筒輸入載荷,即空載、F=1.35×105N·m、F=2.7×105N·m 3種不同情況進行分析,其中F=2.7×105N·m為滾筒的額定輸入載荷。

    通過ADAMS中simulation模塊對仿真參數(shù)進行設置,并分別添加3種不同的載荷,應用GSTIFF求解器進行仿真,在PostProcsser后處理模塊中輸出齒輪的時域圖,將相應數(shù)據(jù)導出后,在MATLAB中做出3種不同輸入情況下時域圖和頻域圖,具體如圖3~圖5所示。

    (a) 時域圖

    (b) 頻域圖

    (a) 時域圖

    (b) 頻域圖

    從圖3(a)所示可以看出,在搖臂傳動系統(tǒng)空載狀態(tài)下,系統(tǒng)所受最大振動幅值發(fā)生在0~0.1 s區(qū)間內(nèi),在0.1 s以后系統(tǒng)振動逐漸恢復平穩(wěn),但是從振動加速度幅值變化情況看系統(tǒng)振動依然較為明顯。這主要是由于齒輪傳動系統(tǒng)內(nèi)部各齒輪嚙合時產(chǎn)生的剛度激勵造成的。圖3(b)所示為空載情況下Z4質(zhì)心扭振的頻域圖,從圖中可以看出,角加速度幅值較大處對應的頻率分別為360.2 Hz、721 Hz、1 082 Hz、其中360.2 Hz與第二級齒輪嚙合頻率360.38 Hz接近,角加速度幅值較大處分別出現(xiàn)在第二級齒輪嚙合頻率1倍頻、2倍頻、3倍頻處,可以看出空載情況下,系統(tǒng)振動響應主要受嚙合頻率的影響較大。

    當系統(tǒng)輸入扭矩值為F=1.35×105N·m時的Z4質(zhì)心扭振的時域圖和頻域圖如圖4所示,從圖4(a)可以看出系統(tǒng)啟動時對角加速度幅值的影響明顯減小,沒有出現(xiàn)較大的幅值突變,系統(tǒng)進入平穩(wěn)運行階段后,角加速度的幅值較空載時明顯增大;從圖4(b)可以看出,系統(tǒng)雖然也出現(xiàn)了第二級齒輪嚙合頻率1倍頻、2倍頻、3倍頻,但是3倍頻的幅值明顯減小,1倍頻對應幅值明顯增大,于此同時出現(xiàn)了一級齒輪嚙合頻率的1倍頻739.9 Hz,幅值為2.73×104(°)/s2,說明此時一級傳動已經(jīng)對二級傳動響應產(chǎn)生了影響。

    (a) 時域圖

    (b) 頻域圖

    當系統(tǒng)輸入扭矩為滾筒額定值,即F=2.7×105N·m時,Z4質(zhì)心扭振的時域圖和頻域圖如圖5所示,從圖5(a)可以看出系統(tǒng)啟動時角加速度也沒有出現(xiàn)較大的幅值突變,系統(tǒng)進入平穩(wěn)運行階段后,角加速度的幅值比其在上述兩種工況中的明顯增大;從圖5(b)可以看出,系統(tǒng)雖然也出現(xiàn)了第二級齒輪嚙合頻率1倍頻、2倍頻,但是3倍頻的幅值已經(jīng)不具有明顯特征,1倍頻對應幅值達到最大,同時出現(xiàn)了一級齒輪嚙合頻率的1倍頻739.9 Hz,幅值增大至5.48×104(°)/s2,說明隨著外載荷的不斷增加,一級傳動嚙合剛度激勵對二級傳動振動響應影響逐漸增大。

    4 結語

    通過建立采煤機搖臂齒輪傳動系統(tǒng)的動力學仿真模型,分別研究了搖臂傳動系統(tǒng)在空載和不同變載情況的振動響應情況,并應用MATLAB軟件對仿真數(shù)據(jù)進行數(shù)值分析。分析結果表明:

    1) 搖臂齒輪傳動系統(tǒng)在空載情況下,最大激勵振動發(fā)生在啟動階段,隨著輸入載荷的不斷增加,啟動階段的振動幅值逐漸減小,但是系統(tǒng)平穩(wěn)運行后的振動幅值逐漸增大,當輸入載荷為滾筒額定轉(zhuǎn)矩時振動幅值達到最大。

    2) 在系統(tǒng)的頻譜分析中發(fā)現(xiàn)隨著輸入載荷的增大,一級齒輪嚙合頻率的對應角加速度幅值隨之增大,并且一級傳動嚙合剛度激勵對二級傳動振動響應影響也逐漸增大。

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