基于動態嚙合力的人字齒輪摩擦因數分析

2021-10-11 09:50:04唐小林

振動與沖擊 2021年18期

王云，楊為，唐小林

（1.重慶大學機械傳動國家重點實驗室，重慶 400044；2.重慶大學機械與運載工程學院，重慶 400044）

多種因素會造成齒輪傳動系統的功率損失，其中齒面摩擦功率損失占比大，機械傳動效率是衡量傳動系統品質的關鍵指標之一。一直以來齒輪傳動系統的動力學特性、潤滑特性是研究熱點[1-2]。王明凱等[3]建立了雙漸開線齒輪傳動摩擦動力學模型，研究了混合彈流潤滑特性與動力學之間的耦合作用。陸鳳霞等[4]建立了人字齒輪副動力學模型，采用彈流潤滑摩擦因數經驗公式分析了齒面摩擦對人字齒輪動力學特性的影響規律，但是實際工況下人字齒輪副處于混合潤滑狀態，研究中未考慮齒面摩擦導致的齒面溫升的影響。袁冰等[5]基于Timoshenko梁理論和有限單元法，引入時變嚙合剛度和綜合嚙合誤差，建立了人字齒輪副系統動力學模型，研究了齒距累積誤差對人字齒輪系統動態特性的影響規律。茍向鋒等[6-7]考慮齒面閃溫對時變嚙合剛度的影響，建立了單級直齒圓柱齒輪系統動力學模型，分析了其對非線性分岔特性的影響。林騰蛟等[8]基于熱彈流潤滑理論獲得了人字星型齒輪不同表面粗糙度下的油膜承載比及摩擦因數，結合齒面接觸載荷和滑移速度，計算得到了齒面熱流密度分布。菅光霄等[9]計及齒輪副的時變嚙合剛度和表面粗糙度，建立了6自由度齒輪系統動力學模型，開展了動、靜兩種載荷模型下齒輪副彈流潤滑特性的研究。董輝立等[10]建立了漸開線齒輪有限長線接觸彈流潤滑模型，分析了干摩擦與潤滑條件下不同壓力分布的特征以及動載荷對油膜分布的影響規律，其動力學模型中只考慮了扭轉自由度。薛建華等[11]建立了動載荷下的瞬態熱彈流分析模型，分析了嚙合過程中的油膜最大壓力、油膜厚度以及齒面閃溫隨時間變化的規律。Li等[12]提出了一種直齒圓柱齒輪副潤滑-橫向扭轉動力學耦合模型，研究了表面粗糙度和潤滑特性對動力學響應的影響規律。鄒玉靜等[13]建立了考慮摩擦的6自由度漸開線直齒輪動力學模型，研究了摩擦學特性和動力學行為以及兩者之間的耦合關系。Jian等[14]建立了漸開線齒輪系統的動力學模型，詳細分析了齒輪系統的振動和潤滑特性，研究了不同轉速和載荷下油膜剛度的變化規律。Liu等[15]提出了一種計及滑動摩擦的直齒圓柱齒輪傳動系統的動力學模型，研究了小齒輪的轉速對齒輪系統動力學特性的影響規律。

已公開報道的參考文獻表明，研究人員對直齒、斜齒輪副進行了大量的動態特性和潤滑特性研究。在對漸開線斜齒輪的動態特性和潤滑研究中，大多數動力學數值計算模型中均只考慮了扭轉自由，且模型中未考慮溫度的影響。人字齒輪傳動系統由于具有承載能力高、振動噪聲小、工作平穩以及軸向力可以抵消等優點，被廣泛應用于船舶、航空等高速重載齒輪傳動裝置中[16]。在高速重載工況下，由于嚙合齒面相對滑動速度大，瞬時溫升高，影響了齒輪系統的溫度分布，易產生熱機耦合效應，進而導致增大齒輪系統的振動與噪聲，現有的參考文獻鮮有涉及此方面的研究。

因此，計及齒面閃溫的影響，在人字齒輪傳動系統平移-扭轉動力學模型的基礎上，將動態嚙合力用于求解混合彈流潤滑摩擦因數，開展人字齒輪的動態特性和潤滑特性研究，研究動態嚙合力下人字齒輪嚙合副摩擦因數的變化規律，對提高人字齒輪的嚙合平穩性、承載能力和降低摩擦損耗等具有重要理論意義和工程實用價值。

1 人字斜齒輪動力學模型

1.1 單側動力學模型

設左右斜齒的軸向力相互抵消，每個斜齒輪都考慮了x，y平移自由度以及繞z軸的扭轉自由度θ。人字齒輪副多自由度動力學模型，如圖1所示。圖1中:β為螺旋角；et為綜合嚙合誤差；αt為端面壓力角；ψ為安裝相位角；φ為端面嚙合線與y軸夾角。左右嚙合齒面節點廣義坐標為

圖1 人字齒輪嚙合副動力學模型Fig.1 Dynamic model for herringbone gear

式中:下標p，g為主動輪和從動輪；下標i為l或r，左嚙合副或右嚙合副。L（t）為嚙合副在嚙合方向上的相對位移，可表示為

綜合嚙合誤差et=e0sin（ωmt），其中:e0為齒輪誤差平均幅值，根據齒輪制造精度選取；ωm為嚙合頻率。

輪齒的動態嚙合力為

齒面摩擦力為

式中:cm為嚙合副的平均阻尼，Ns/m；km為平均嚙合剛度，N/m；u為摩擦因數；sgn（vs）為摩擦力方向系數；vs為嚙合點相對滑動速度，m/s；sgn（x）為符號函數，其表達式為

采用Kisssoft軟件計算了平均嚙合剛度km，嚙合阻尼cm由經驗公式計算[17]。

式中:r1，r2分別為兩齒輪的節圓半徑，m；I1，I2分別為兩齒輪的轉動慣量，kg·m2；ξ為齒輪副的阻尼比，通常取值范圍為[0.03，0.17]，研究中取為0.1。

采用拉格朗日方程建立齒輪傳動系統的運動方程

式中:T為系統動能；U為系統內力勢能；D為系統對于黏性阻尼的逸散函數；qi為廣義坐標；Pi為載荷列向量。

令

系統的內力勢能為

系統動能為

系統黏性阻尼的逸散函數為

式中，[M]，[C]，[K]為實對稱矩陣，因此可以得到

式（6）可以寫成矩陣形式為

1.2 系統的動力學方程

如圖2所示，人字齒輪分為三部分:左側斜齒輪、右側斜齒輪及中間連接結構。連接結構從右側齒面中點到左側齒面中點。使齒輪的總質量等于左右兩側和連接結構的單個質量之和。因此，連接結構的子矩陣為

圖2 人字齒輪左右斜齒梁單元連接Fig.2 Beam element for herringbone gear

式中:下標e1為梁單元1；下標e2為梁單元2。

將式（12）和式（13）定義的從右到左的耦合矩陣一起系統地裝配，以獲得由一對人字齒（總共12自由度）組成的人字齒輪組的整體運動方程。采用Runge-Kutta積分法，調用軟件MATLAB的ode45函數進行數值求解。人字齒輪傳動系統的參數如表1所示。

表1 齒輪傳動參數Tab.1 Parameters of gear transmission

2 混合熱彈流潤滑模型

2.1 摩擦因數

混合彈流潤滑摩擦因數可以通過邊界潤滑摩擦因數和彈流潤滑摩擦因數加權和的形式表示[18]

式中:uML為混合潤滑條件下摩擦因數；uEHL為全膜潤滑條件下摩擦因數；uBDR為邊界潤滑條件下摩擦因數，實驗所測該系數摩擦因數在0.07～0.15；fλ為在混合潤滑狀態下點接觸載荷分布百分比；Ra為齒面等效平均粗糙度。

由參考文獻[19]，人字齒輪嚙合中心油膜厚度公式為

式中:η為潤滑油動力黏度，Pa·s；ve為卷吸速度，m/s；ξ為黏壓系數；Fn為基于動態嚙合力的齒面法向載荷；R嚙合點的綜合曲率半徑；E為等效彈性模量，單位為GPa。

彈流潤滑狀態是兩齒面完全被油膜分開的理想狀態，此時摩擦因數最小，功率損耗最小。彈流潤滑摩擦因數計算公式為[20]

式中:SR為接觸齒面的滑滾比；Ph為齒面最大接觸應力；Ra為表面粗糙度的均方根值；b1～b9取值參考陸鳳霞等的研究，具體數值如表2所示。

表2 參數取值Tab.2 Parameters value

由于摩擦副的載荷集中作用，接觸區內的壓力很高，且人字齒輪用于高速重載的場合，齒面摩擦導致齒面溫升較高，因而在潤滑模型中潤滑油的黏壓黏溫效應

式中:η0為環境溫度下潤滑油動力黏度，Pa·s；T0為環境溫度；z0，s0為無量綱常數，它們與常用的Barus黏壓系數ξ及黏溫系數ζ的關系為

2.2 斜齒輪副嚙合模型

圖3所示為一對漸開線斜齒輪副的嚙合過程[21]。r1，r2分別為兩齒輪的節圓半徑，ω1，ω2分別為兩齒輪的轉動角速度，αn為分度圓壓力角，嚙合點距節點的距離為s。嚙合點以絕對速度ω1rb1沿嚙合線作勻速運動，任意時刻t有:s=ω1rb1t。

圖3 齒輪傳動副嚙合過程Fig.3 Meshing model of gear transmission

設接觸線與齒面前端面的交點為K點，K點處的曲率半徑分別為R1和R2。

根據漸開線齒輪的幾何特點可知，在K點處，兩齒面的法向曲率半徑為

式中，s為嚙合線上嚙合點至節點的距離。

對任意時刻，兩齒面相對嚙合點的油膜速度及卷吸速度為

齒面間的相對滑動速度vs及滑滾比SR表示為

嚙合點的Hertz接觸最大應力為

如圖4所示，任何摩擦表面都是由許多不同形狀的微凸峰和凹谷組成。表面幾何特征通常采用形貌參數來描述，其中輪廓的均方根值Ra為

圖4 表面形貌輪廓曲線Fig.4 Surface topography profile curve

式中:z（x）為各點輪廓高度；LR為測量長度；zi為各測量點的輪廓高度。

2.3 齒面接觸Block閃溫

齒面接觸溫度ΔB由本體溫度ΔM和齒面瞬時閃溫Δf兩部分組成[22]

式中:本體溫度ΔM在系統達到穩定工作狀態后不再變化，此時兩齒輪本體溫度相同；齒面閃溫Δf是由兩齒面相對滑動時，摩擦消耗的能量轉化的熱量導致齒面局部瞬時溫度升高。根據Block閃溫理論，可得齒面瞬時閃溫Δf的表達式。

式中:κ為斜齒輪溫升系數；fe為單位齒寬上的齒面法向載荷；vi（i=1，2）為兩齒面上的切向速度；gi（i=1，2）為兩齒面的熱傳導系數；ρi（i=1，2）為兩齒面的材料密度；ci（i=1，2）為比熱容。主、從動輪齒寬相等，由Hertz接觸理論可得主、從動輪的接觸帶半寬B（t）表達式

式中:v為泊松比；b為主、從動輪齒寬，mm。

3 動力學模型和潤滑模型耦合計算

在獲得齒輪系統的結構參數、材料參數和工況參數的基礎上，對齒輪系統進行嚙合分析和內部激勵計算，計算齒輪嚙合剛度以及卷吸速度、滑滾比等參數。在建立考慮齒面摩擦的齒輪系統多自由度動力學模型的基礎上計算得到動載荷。將嚙合模型計算出的結果和動載荷結合可以得到混合彈流潤滑摩擦因數模型，其中還考慮了齒面溫升對齒輪系統和潤滑模型的影響，采取平均溫升和上一次迭代的平均溫升的絕對差值來判斷系統是否收斂，計算流程如圖5所示。

圖5 技術路線Fig.5 Solution flow chart

4 結果分析和討論

圖6（a）為赫茲接觸應力和綜合曲率半徑隨嚙合線的變化情況。齒輪由嚙入到嚙出的過程中赫茲接觸應力逐漸增加，嚙合點的綜合曲率半徑逐漸減小。如圖6（b）所示，隨著齒輪的嚙入到嚙出的過程中，滑滾比和齒面摩擦產生的閃溫先減小后增大，在節點處滑滾比和齒面摩擦產生的溫升為0，這是因為在節點處，兩齒輪的相對滑動速度為0。圖6（c）、圖6（d）分別為彈流潤滑摩擦因數、混合彈流潤滑各嚙合位置摩擦因數隨負載轉矩的變化情況，彈流潤滑摩擦因數在嚙合節點處最小，離嚙合節點越遠，摩擦因數越大。隨著負載轉矩的增大而增大，最大摩擦因數處于離節點最遠處為0.065，混合彈流潤滑摩擦因數也隨著負載轉矩的增大而增大，但是隨著嚙合線先緩慢增加，通過節點位置之后快速增加，其最大摩擦因數仍處于離節點最遠處為0.165，大于彈流潤滑摩擦因數。

圖6（e）、圖6（f）所示為彈流潤滑摩擦因數、混合彈流潤滑各嚙合位置摩擦因數隨齒面粗糙度的變化情況。兩種摩擦因數的變化趨勢一致，都是在嚙合節點處最小，離嚙合節點越遠，摩擦因數越大，隨著齒面粗糙度的增加而增加。圖6（g）、圖6（h）為不同嚙合位置摩擦因數隨齒面閃溫的變化情況。齒輪在嚙入到嚙出的過程中，彈流潤滑摩擦因數先減小后增大，隨著齒面閃溫的增加而減小。這是因為潤滑油的黏溫效應導致的；不同齒面溫升對應不同的混合彈流潤滑摩擦因數隨嚙合線的變化趨勢。不考慮齒面溫升和齒面溫升為5℃時，混合彈流潤滑摩擦因數隨嚙合線先緩慢增加，通過節點后快速增加，摩擦因數隨著齒面閃溫的增加而降低；當齒面溫升為15℃和20℃時，齒輪在嚙入到嚙出的過程中，混合彈流摩擦因數逐漸減小。由圖6（h）可知，混合彈流潤滑摩擦因數隨著齒面溫度的升高而下降，當齒面溫度升高到一定值時，摩擦因數隨著齒面溫度的升高而升高，這是因為齒輪嚙合處于邊界潤滑和彈流潤滑的混合潤滑，溫度越高導致油膜黏度下降，油膜厚度變薄。

圖6 穩態載荷下各參數的變化情況Fig.6 Changes of various parameters under steady-state load

如圖7（a）、圖7（b）所示為基于動態嚙合力的膜厚分布規律，膜厚隨著時間先經歷一個小的波谷到波峰，然后經歷一個大的波谷到波峰。圖7（c）為齒面溫升的分布規律，齒面溫升沿嚙合線先減小再增大，最小值處于嚙合節點位置，這是由于離嚙合節點越遠，兩齒輪相對滑動速度越大，齒面溫升就越高。如圖7（d）、圖7（e）所示為彈流潤滑摩擦因數和混合潤滑摩擦因數分布，它們的變化趨勢一致，隨時間先減小然后保持平穩，這是因為齒輪系統初始的振動不平穩導致動態嚙合力增大，沿嚙合線先快速降低然后緩慢增加。

圖7 基于動態嚙合力的膜厚、溫升和摩擦因數分布Fig.7 Distribution of film thickness，temperature rise and friction coefficient based on dynamic meshing force

從圖8～圖11可以看出，耦合計算和非耦合計算得出的振動位移與振動速度的變化趨勢是一致的，耦合計算得到的主、從動輪x，y方向以及繞z軸扭轉的振動位移和速度都高于非耦合計算結果，沿嚙合線方向的振動位移、速度以及動態嚙合力耦合計算結果略高于非耦合計算結果。表明齒面摩擦對齒輪系統各個方向的振動速度和振動位移都有一定程度的影響，同時也會影響齒輪系統沿嚙合線方向的振動位移、振動速度以及增大動態嚙合力。