關(guān)于輕型高速船用齒輪箱油路系統(tǒng)設(shè)計研究

江增輝 殷少華 劉文廣 孫雁梁 石岳林

?摘 要 齒輪是機械設(shè)備重要的傳動器件，直接關(guān)系到機械設(shè)備最終的傳動效果，而許多機械傳動失效的事故都是齒輪導致的。在船體研究制造過程中始終追求高輸出功率動力系統(tǒng)、更低的空間占有率。船體的傳動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)階段我國艦船制造所追求的目標，因此需要在現(xiàn)有的基礎(chǔ)上對齒輪箱進行優(yōu)化設(shè)計。

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

中圖分類號：TU986 文獻標識碼：A 文章編號：1007-0745（2022）05-0010-03

齒輪的潤滑效果、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)系到齒輪的潤滑效果，齒輪減速器結(jié)構(gòu)關(guān)系到齒輪的傳動效果，充足的潤滑油可以避免齒輪面之間直接接觸，在降低摩擦系數(shù)的同時也提升了齒輪的承載力。本次研究中對輕型高速船齒輪箱油路系統(tǒng)、齒輪箱減速器結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計。

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。齒輪箱在運作時主泵率先啟動，怠速狀態(tài)下的系統(tǒng)油路最低壓力一般≤0.4MPa。前進狀態(tài)下離合器接排控制操縱閥，此時控制油經(jīng)過二級壓力閥調(diào)節(jié)閥進入到離合器油缸與活塞接觸，這種狀態(tài)下的工作油壓開始增加到2MPa并足以推動活塞，離合器摩擦光片與對偶片被壓緊，可以提供有效的動力輸出，脫排狀態(tài)下的離合器操縱閥會再次被切換到怠速狀態(tài)，此時離合器不需要工作油且速泄閥啟動，而殘留在離合器油缸內(nèi)的工作油會快速流回油池進而達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)當中，借助操縱閥可以實現(xiàn)離合器接排，不過僅限于單個離合器運作控制，雙機并連系統(tǒng)主機離合器作業(yè)。

2 多離合器油路控制系統(tǒng)

多離合器油路控制系統(tǒng)當中的每個離合器都有對應(yīng)的獨立油泵、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)可以實現(xiàn)每個離合器的獨立運作，不過實際上因為船體機艙空間有限，齒輪箱使用多掛件、管系布置難度極高并且不夠美觀。使用多機帶油泵驅(qū)動并不現(xiàn)實，因此從實際需求出發(fā)需要在船體機艙內(nèi)部配備相應(yīng)的電動泵組，無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)上對多離合器油路控制系統(tǒng)進行優(yōu)化。

優(yōu)化后的離合器控制油路系統(tǒng)二級壓力調(diào)節(jié)閥反饋增壓油路需要設(shè)置在操縱閥之前，啟動主泵以后控制油會直接進入到二級壓力調(diào)節(jié)閥當中，此時油壓會迅速達到2MPa，滿足離合器接排的油壓條件。如果油壓已經(jīng)達到高壓水平，此時的油路控制系統(tǒng)可以對多個離合器工件進行控制。

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)上實現(xiàn)離合器的軟接排。[1]不過優(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)風險，離合器接排完成后其他的離合器依然會陸續(xù)接排。操縱閥后管路、油缸充油需要消耗一定的時間，因此在離合器接排的一瞬間壓力會顯著下降。有時在第二個離合器接排成功以后，首個接排成功的離合器會導致系統(tǒng)的壓力下降、離合器摩擦片摩擦力下降進而出現(xiàn)滑動。

3 齒輪箱受力分析與邊界條件

3.1 齒輪箱參數(shù)設(shè)計

具體內(nèi)容如表1。

3.2 齒輪箱邊界條件

實際作業(yè)過程中，任何產(chǎn)品都不可以獨立于環(huán)境之外單獨進行運作，而是勢必與環(huán)境之間產(chǎn)生相互作用。常見的產(chǎn)品間相互作用關(guān)系為物理性質(zhì)與電磁固定連接，不過在對產(chǎn)品進行有限元建模分析過程中，并不能對準備分析的結(jié)構(gòu)、結(jié)構(gòu)相互作用所處的外界環(huán)境進行完全建模，進而不可以完全以實際情況為依據(jù)開展建模的模擬，致使研究分析對象和外界環(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。所以在對產(chǎn)品開展有限元分析時，往往將分析結(jié)構(gòu)、外界環(huán)境的相互作用分別作為獨立的分析對象。

分析邊界條件是為了實現(xiàn)對實際問題的準確模擬，邊界條件加載方式可以直接反映在有限元計算結(jié)果當中，很大程度上影響最終的計算精度，倘若邊界處理沒有達到理想效果，會進一步增加計算結(jié)果誤差，嚴重影響未來的數(shù)據(jù)處理效果。

可見，實際作業(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中，同時也是使用計算機進行建模作業(yè)的重點和難點。通常將模型上施加的所有外界條件稱作邊界條件，邊界條件進一步劃分為實際作業(yè)過程中施加的載荷與分析對象的約束位置，在構(gòu)建邊界條件時明確邊界條件施加位置是首要任務(wù)，隨即進一步分析明確對象與外界環(huán)境之間的連接方式，在此基礎(chǔ)上進一步構(gòu)建可以實現(xiàn)模擬實際作業(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，底座下平面約束與平面垂直方向運動。

3.4 明確邊界條件

明確邊界條件需要通過有限元分析的方式進行，齒輪箱在實際作業(yè)過程中通常安裝在固定支架上，底座下表面與機體直接接觸，相當于底座下表面直接固定于接觸面。鑒于此，在約束邊界條件時可以選擇直接約束接觸面三個自由度，采用剛度耦合的方式約束底座螺栓孔面，使結(jié)構(gòu)質(zhì)點與螺栓孔面節(jié)點直接構(gòu)建連接，六個方向的自由度相同（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，動力、靜力分析均可以形成一種質(zhì)量矩陣，簡化齒輪結(jié)構(gòu)僅需使用一個質(zhì)點來表示齒輪、軸承等一系列復雜結(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

為了對齒輪箱在工作條件下的強度、剛度、變形以及固有頻率等多方面特性進一步了解，以及齒輪箱結(jié)構(gòu)在工作狀態(tài)下是否可以滿足動力條件，同時對最薄弱環(huán)節(jié)進行分析，以便于后續(xù)開展一系列的模型改進，因此需要在齒輪箱的原模型基礎(chǔ)上進行動態(tài)的有限元分析計算。有限元基本思想就是將目標分析連續(xù)求解區(qū)域分解為有限個，同時確保通過某種特定關(guān)系將每個有限單元相互連接組成單元個體，每個單元體僅通過有限個單元節(jié)點相互連接。任意單元借助節(jié)點狀態(tài)開展數(shù)學插值，并在此基礎(chǔ)上將每個方向的位移、力表達出來。MSC.Patran是現(xiàn)階段學術(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開展對齒輪箱的有限元分析。455B36CD-4520-458B-A52A-A8DF97DC5278

4.1 有限元模型

將簡化完成的齒輪箱三維模型導入MSC.Patran，對模型進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。

本次研究的對象是空間結(jié)構(gòu)相對復雜的齒輪箱，因此選擇實體單元對于后期網(wǎng)格劃分更加便捷，網(wǎng)格增強可以適當減少運算時間，結(jié)合齒輪箱實際受力情況，本次研究最終使用四面體四節(jié)點單元進一步定義齒輪箱實體。

該單元具有十個節(jié)點，并且每個節(jié)點x、y、z方向都具有靈活、可塑性強的自由度，更加適用于對類似于齒輪箱復雜實體進行定義、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 齒輪箱動力學分析

通常對結(jié)構(gòu)進行動力學分析會使用模態(tài)分析，首先需要將齒輪箱三維模型導入MSC.Patran有限元分析軟件當中，不需要施加載荷僅需施加約束。齒輪箱動態(tài)性能主要取決于低階頻段振型，對于機械結(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)的高階頻段會帶來更加明顯的振型。

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，致使齒輪箱上方動剛度效果相對較差。齒輪箱初期階段振型沿X、Y、Z方向移動，并未出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)陣型。鑒于此，要提升齒輪箱動剛度就需要強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，開始對齒輪箱油路系統(tǒng)的油量進行計算。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與最大移動速度Vmax，對油缸最大流量Qkmax進行計算：

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。

本次研究專門對輕型高速船離合器進行設(shè)計，使用多離合器油路控制系統(tǒng)。結(jié)合離合器的實際傳遞能力規(guī)定的活塞軸向壓緊力、活塞以動摩擦力、確定實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)計為20bar。

5.2 潤滑散熱部位流量

輕型高速船為柴油機驅(qū)動，齒輪箱怠速狀態(tài)下為額定功率79Pa，通常規(guī)定每個潤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。潤滑散熱部位主要有齒輪副、離合器摩擦片、滾動軸承：

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QZ=（0.6-1.2）b。

分度圓線速度≤40m/s，此時QZ=（1.8-2.3）b。

計算出QZ以后在此基礎(chǔ)上對齒輪副一系列參數(shù)進行確定，本次研究的齒輪箱通過攪油、飛濺實現(xiàn)潤滑，并未設(shè)置強制噴油點，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——摩擦副實際接觸面積。

最后對滾動軸承潤滑流量QL進行計算。在滾動軸承結(jié)構(gòu)形式、軸承外徑、安裝部位基礎(chǔ)上，根據(jù)無需散熱軸承流量上限、對稱型結(jié)構(gòu)軸承實現(xiàn)潤滑所需要的上限流量、非對稱型結(jié)構(gòu)軸承實現(xiàn)潤滑所需要的上限流量確定滾動軸承外徑與油路關(guān)系。本次研究的齒輪箱每個潤滑點需要流量為0.2L/min，共計需要流量0.4L/min。代入齒輪箱一系列參數(shù)以后計算得出Qkmax=10.2L/min，QR=13.28L/min，∑QL=0.4L/min。在結(jié)合齒輪箱實際運作的基礎(chǔ)上得知，Qkmax=Q油泵800r/min，最終計算得出實際油泵流量為21.25L/min，實際流量25L/min，最終選擇使用30L/min的油泵避免低轉(zhuǎn)速情況下油壓過低引發(fā)報警。

6 結(jié)論

本次研究專門對輕型高速船離合器齒輪箱油路系統(tǒng)進行設(shè)計。對比常規(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)計了一種適用于輕型高速船的減速器并對其進行分析，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)、性能以后對齒輪箱的油路流量進行計算，最終計算得出實際流量25L/min，選擇使用30L/min的油泵避免低轉(zhuǎn)速情況下油壓過低引發(fā)報警。

參考文獻：

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

[2] 黃帥，洪榮晶，崔君君，等.減速齒輪箱試驗臺監(jiān)控系統(tǒng)設(shè)計及實現(xiàn)[J].機械設(shè)計與制造，2020（08）：108-111，116.455B36CD-4520-458B-A52A-A8DF97DC5278