基于AMESim的某潤滑系統(tǒng)仿真

高久好,張 靖,卞斌華,姚立波

(63983部隊,江蘇 無錫 214035)

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基于AMESim的某潤滑系統(tǒng)仿真

高久好,張 靖,卞斌華,姚立波

(63983部隊,江蘇 無錫 214035)

建立了某潤滑系統(tǒng)的仿真模型,研究了主油路通向換擋離合器的小孔孔徑對潤滑系統(tǒng)最小需求流量的影響,分析計算了行星輪軸承端泄油槽寬度和行星輪轉(zhuǎn)速對行星輪軸承的潤滑流量、流速和最小油膜厚度的定量關(guān)系.應(yīng)用仿真結(jié)果,確定了潤滑泵的排量,找到了行星輪軸承潤滑故障的原因,提出的改進設(shè)計得到了臺架試驗的驗證.

潤滑系統(tǒng)建模與仿真; 軸承潤滑; 故障分析

與高速低扭履帶式車輛或低速高扭履帶式工程機械的傳動系統(tǒng)相比,某高速高扭履帶式工程機械的傳動系統(tǒng)的工作轉(zhuǎn)速和工作轉(zhuǎn)矩變化范圍都要寬,給傳動系統(tǒng)的潤滑設(shè)計帶來了很大的困難：主要表現(xiàn)在不能簡單地通過經(jīng)驗或類比等傳統(tǒng)方法來確定潤滑系統(tǒng)的總流量、各潤滑節(jié)點的流量分配以及孔隙的大小.隨著工程機械傳動系統(tǒng)集成化程度和功率密度的提高,其潤滑系統(tǒng)趨于更復(fù)雜、更非線性化,依靠傳統(tǒng)的方法來優(yōu)化潤滑系統(tǒng)或定量分析潤滑系統(tǒng),逐漸變得不可能.在計算機仿真計算潤滑系統(tǒng)方面,很多文獻主要集中在發(fā)動的機潤滑系統(tǒng)[1-5],近年來還有裝甲車輛傳動裝置的潤滑系統(tǒng)研究[6].

某傳動系統(tǒng)的潤滑系統(tǒng)是一個典型的非線性多支路潤滑系統(tǒng),沒有相似的潤滑系統(tǒng)設(shè)計可以借鑒,尤其是行星輪軸承處于潤滑回路的最末端,而且承受的扭矩大、轉(zhuǎn)速高,是整個潤滑系統(tǒng)的關(guān)鍵節(jié)點.為了準(zhǔn)確、全面地掌握潤滑回路的結(jié)構(gòu)參數(shù)和工作參數(shù)等對潤滑系統(tǒng)整體性能的定量影響關(guān)系,提高潤滑系統(tǒng)的設(shè)計效率和水平,確保行星輪軸承得到可靠潤滑,建立了該傳動裝置潤滑系統(tǒng)的仿真模型.通過仿真計算,確定了最小工作流量和潤滑泵的排量;分析了相關(guān)參數(shù)對行星輪軸承潤滑的影響,解決了行星輪軸承潤滑不良的故障,并通過了臺架可靠性試驗驗證.

1 潤滑仿真模型

為了便于計算,在不影響仿真準(zhǔn)確性的前提下,進行了以下假設(shè):①潤滑油流體連續(xù),不可壓縮;②所有的密封絕對可靠,沒有泄漏;③傳動裝置油底殼氣壓與外界大氣壓相等.

該潤滑系統(tǒng)由高檔分路和低檔分路組成,潤滑油通過高檔分路和低檔分路的主油道,同時潤滑換換離合器、高(低)檔被動齒輪、滑動軸承、行星輪軸承、太陽輪軸承和聯(lián)接齒輪花鍵,最后都匯入油底殼.高檔分路和低檔分路在潤滑結(jié)構(gòu)及其孔隙尺寸上完全相同,但換擋離合器在某個確定時刻只有一個是結(jié)合的,因而只有這處孔隙尺寸有差別.由于關(guān)注的重點不是潤滑泵(定量泵),因而可以使用一個定量的供油模型來模擬潤滑泵.建立的仿真模型如圖1所示,由供油模型、管道模型、軸承模型、離心力模型、節(jié)流孔模型和油箱模型組成.其中等直徑管道的節(jié)流孔流量、離心力、壓力損失,以及管道在分支、變直徑、折彎等處的局部損失系數(shù)等按文獻[7]選取,通過軸承的流量按式(1)計算.

(1)

式中:QT為通過軸承的潤滑油總流量;QP為由于軸承進出口壓力差產(chǎn)生的潤滑油流量;QH為由于流體動力學(xué)效應(yīng)而產(chǎn)生的潤滑油流量;q為泵的排量；D為軸承徑;L為軸承寬度;c為軸承與軸徑徑向間隙;ε為軸徑相對軸承的偏心率;ω為主軸轉(zhuǎn)速.

圖1 潤滑系統(tǒng)仿真模型Fig.1 Simulation model of the lubrication system

2 最小需求流量和行星輪軸承潤滑仿真

軸承轉(zhuǎn)速越高,對流量需求越大,潤滑條件越苛刻,因而以下的仿真都是在高速狀態(tài)下進行,即高檔分路的換擋離合器結(jié)合而低檔分路的換擋離合器分離,軸承的受力和轉(zhuǎn)速都是按該工況下的計算參數(shù).

2.1 最小需求流量仿真

仿真表明,潤滑油大部分通過高檔分路和低檔分路的換擋離合器流回了油底殼,因此主油道通向換擋離合器的孔徑是潤滑系統(tǒng)重要的設(shè)計參數(shù)之一,若其孔徑與供油流量不匹配,則有的潤滑節(jié)點可能潤滑不足甚至得不到潤滑,從而引起油溫升高甚至機械故障,因而有必要計算該孔孔徑與最小供油流量的定量關(guān)系.在仿真計算中,某孔徑下的最小供油流量的判斷依據(jù)是至少一個潤滑節(jié)點的流量恰好降低為零.

在主軸轉(zhuǎn)速為4 856 r·min-1(最高工作轉(zhuǎn)速)時的仿真結(jié)果如圖2所示.隨著孔徑的增加,所需的最小需求流量呈非線性增長,而且絕大部分的潤滑油通過兩側(cè)的換擋離合器流回了油底殼,余下所有軸承的潤滑總流量在2.0 L·min-1左右.

圖2 孔徑與流量關(guān)系曲線Fig.2 Oil flow quantity vs.the diameter of the orifice from the main oil passage to the clutch

2.2 行星輪軸承潤滑仿真

(1) 端泄油槽寬度 行星架的潤滑結(jié)構(gòu)如圖3所示.潤滑油從主油道1流入徑向油道2,然后通過行星輪軸4的斜油道3流入行星輪軸4的內(nèi)腔,再通過行星輪軸的兩個豎直油道5潤滑行星輪軸承6,最后經(jīng)過行星輪7與擋圈8之間的端泄油槽流回油底殼.在供油流量充足情況下,仿真得到行星輪軸承潤滑性能(流量和流速)與油槽寬度的關(guān)系,如圖4所示.行星輪軸承的最小油膜厚度保持在9.1 μm.

(2) 行星輪轉(zhuǎn)速 主軸高速旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心效應(yīng)對其中的潤滑油流動特性影響很大,考慮潤滑油的離心力作用后,在供油充足和端泄油槽寬度3 mm情況下,行星輪軸承的潤滑流量、軸承最小油膜等隨轉(zhuǎn)速的變化曲線如圖5所示.

3 仿真分析及應(yīng)用

3.1 潤滑工作流量和潤滑泵選擇

仿真結(jié)果表明,隨著通向換擋離合器的孔徑的增加,需要的潤滑流量也呈非線性增長.若孔徑過大,則需要大排量或者選擇高轉(zhuǎn)速的潤滑泵,給潤滑泵的取力裝置設(shè)計、潤滑系統(tǒng)的布置等帶來不便;若孔徑過小,則潤滑油交換時間長,對散熱不利,且過小的孔徑也很難加工.因此,綜合考慮取力裝置的設(shè)計、潤滑泵的選型和油孔加工工藝,設(shè)計的孔徑是4.0 mm(等效孔徑是8.0 mm),對應(yīng)在最高工作轉(zhuǎn)速下的最小需求流量27.6 L·min-1,則潤滑泵的最低排量按式(2)計算:

圖3 行星輪部件潤滑油道Fig.3 Sketch of internal oil passage of planetary-gear assembly

圖4 行星輪軸承潤滑特性與油槽寬度關(guān)系曲線Fig.4 Lubrication performances of planetary-gear bearings vs.width of groove on the plate

圖5 行星輪軸承潤滑特性與轉(zhuǎn)速關(guān)系曲線Fig.5 Lubrication performances of planetary-gear bearings vs.rotation rate of planetary-gear

(2)

式中:q為泵的排量;Q為潤滑流量,取27.6 L·min-1;ηv為潤滑泵的容積效率,外嚙合齒輪泵一般取0.9;nb為潤滑泵額定轉(zhuǎn)速,一般在1800～2500 r·min-1.

計算得到泵的排量q=12.3～17.0 mL·rev-1.為了利于潤滑油的循環(huán)和散熱,考慮到容積效率隨著工作時間而有所下降,實際設(shè)計中選擇了排量20 mL·rev-1的齒輪泵,對應(yīng)的潤滑工作流量是32.4～45.0 L·min-1.

3.2 行星輪軸承潤滑故障分析和改進設(shè)計

(1) 行星輪軸承潤滑故障 在臺架試驗的高速工況(潤滑回路中的高擋分路的換擋離合器結(jié)合)進行到60.6 h時,發(fā)生了行星輪軸承潤滑故障,拆檢后發(fā)現(xiàn)行星輪軸與軸承已經(jīng)在高溫下黏結(jié)在一起了(圖6的左側(cè)零件).

圖6 行星輪軸故障件與正常件Fig.6 Part of planetary-gear axle failed and the normal one

(2) 故障分析和改進設(shè)計 仿真計算表明：行星輪軸承端泄油槽寬度在2.0 mm以下時,對行星輪的潤滑流量和流速影響很大(圖4),隨著孔徑的增加,潤滑流量急劇增加而流速急劇下降;當(dāng)端泄油槽寬度大于2.0 mm時,流量增加的幅度和流速降低的幅度都很小.行星輪軸承的潤滑流量和油膜最小厚度隨著行星輪轉(zhuǎn)速的增加而近似線性增加(圖5).端泄油槽寬度初始設(shè)計是通過調(diào)整行星輪和擋圈的軸向裝配間隙來保證(圖3)的,其值是0.3 mm,對應(yīng)的潤滑流量是0.16 L·min-1,流速37.5 m·s-1.流速遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過了一般潤滑系統(tǒng)的推薦值.過高的流速不但不利于潤滑油品質(zhì)的穩(wěn)定,還將引起溫度的升高.因此,根據(jù)仿真結(jié)果和故障現(xiàn)象,判斷故障是由端泄油槽寬度偏小而引起的.由于端泄油槽寬度偏小，使通過行星輪軸承的潤滑油流速太高而引起軸承發(fā)熱嚴(yán)重,再加上流量偏低,單位時間內(nèi)帶走的熱量有限,導(dǎo)致軸承溫度持續(xù)升高.為此,將端泄油槽寬度加寬到4.0 mm(通過在擋圈內(nèi)側(cè)開槽),對應(yīng)的潤滑流量是0.363 L·min-1,流速1.9 m·s-1.重新加工損壞的零件,裝配后順利通過了170 h的臺架試驗,其中高速行駛工況120 h.

4 結(jié)論

建立了某傳動裝置潤滑系統(tǒng)的仿真模型,在AMESim軟件中分析了該潤滑系統(tǒng)的最小需求流量、行星輪軸承的工作參數(shù)和結(jié)構(gòu)參數(shù)對潤滑性能的影響等.

(1) 根據(jù)仿真計算得到的最小需求流量,確定了潤滑泵的排量,指導(dǎo)了潤滑泵的選型.

(2) 行星輪軸承端泄油槽寬度在2.0 mm以下時,行星輪軸承的潤滑流量隨著端泄油槽寬度增加而急劇增加,流速急劇下降;當(dāng)端泄油槽寬度在2.0 mm以上時,行星輪軸承的潤滑流量和流速變化平緩.

(3) 找到了行星輪軸承潤滑故障的原因,提出了改進的技術(shù)措施,并得到了試驗驗證.

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Simulation on lubrication system via AMESim

GAO Jiu-hao,ZHANG Jing,BIAN Bin-hua,YAO Li-bo

(The 63983 PLA Troops,Wuxi 214035)

Based on a proposed lubrication system,the minimum oil flow quantity regarding orifice diameter from main oil-passage to shift-gear clutch is first investigated.By calculating the plate groove width near the planetary-gear bearing and the rotation rate of planetary-gear regarding the lubrication oil flow quantity,the oil flow velocity and the minimum oil film thickness of planetary-gear bearing is then completed.Next,the lubrication pump displacement,together with the lubrication failure of the planetary-gear bearing,is detected.Finally,the failure-correction design is verified by bench testing.

lubrication system modeling and simulation; bearing lubrication; failure analysis

高久好(1974-),男,高級工程師.E-mail:jiuhaogao@126.co

TH 137

A

1672-5581(2016)02-0137-04