吳南星 陳 磊 陳 濤

(景德鎮(zhèn)陶瓷學(xué)院機(jī)電學(xué)院，江西 景德鎮(zhèn) 333403)

0 引言

受益于手機(jī)、電腦等電子產(chǎn)品需求量暴增，雙面研磨機(jī)［1］的應(yīng)用得到了迅速的發(fā)展，工業(yè)需求越來(lái)越大。

然而，雙面研磨機(jī)的穩(wěn)定性直接決定其生產(chǎn)產(chǎn)品的質(zhì)量，而雙面研磨機(jī)的穩(wěn)定性［2-4］主要取決于齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的穩(wěn)定性。因此，齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的性能和可靠性是雙面研磨機(jī)的重要技術(shù)指標(biāo)。本文正是基于雙面研磨機(jī)的齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的重要性，通過(guò)UG建立齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的三維造型，從而在ADAMS中對(duì)其進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)仿真［5-6］分析，驗(yàn)證齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的穩(wěn)定性。本文研究的成果對(duì)雙面研磨機(jī)技術(shù)的積累和改進(jìn)具有一定的工程參考價(jià)值。

1 齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)三維造型建立

根據(jù)雙面研磨機(jī)的工作原理，通過(guò)UG建立了雙面研磨機(jī)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的三維造型，具體如圖1所示:

圖1 齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)三維造型圖Fig.1 3d model of gear transmission system

2 齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)仿真過(guò)程

本文主要針對(duì)雙面研磨機(jī)的齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)做了運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)仿真分析，其中運(yùn)動(dòng)學(xué)主要研究各齒輪和軸的角速度;動(dòng)力學(xué)主要研究各齒輪和軸所受的徑向力與切向力。

2.1 約束設(shè)置

將建立的齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)三維造型導(dǎo)入ADAMS中，對(duì)模型進(jìn)行必要的約束。依據(jù)多級(jí)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方式，依次給齒輪和鏈輪添加相應(yīng)的旋轉(zhuǎn)副、固定副和耦合副。

2.2 載荷施加

分別給輸出齒輪添加扭矩，方向與運(yùn)動(dòng)方向相反，最大反向扭矩值從上到下依次為:545253Nmm，1394693Nmm，296491Nmm，2091877Nmm。同時(shí)在嚙合齒輪間添加接觸力。

2.3 驅(qū)動(dòng)施加

本文研究的雙面研磨機(jī)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)由兩電機(jī)同時(shí)驅(qū)動(dòng)，一個(gè)是7.5KW/1450rpm的主電機(jī)，另一個(gè)為1.5KW/1450rpm的輔助電機(jī)，與電機(jī)直接連接的都是減速比為1∶20的減速器。因此，兩電機(jī)輸出到驅(qū)動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)速為72.5rpm(435deg/s)。

3 齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)仿真結(jié)果分析

雙面研磨機(jī)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)仿真結(jié)果，主要獲得了傳動(dòng)齒輪的角速度、齒輪嚙合力和鏈輪傳動(dòng)力隨時(shí)間變化的曲線圖，具體分析如下。

3.1 運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真結(jié)果分析

3.1.1 傳動(dòng)軸角速度分析

圖2傳動(dòng)軸角速度曲線圖Fig.2 Shaft angular velocity curve

由圖2傳動(dòng)軸角速度曲線圖可知，當(dāng)傳動(dòng)軸運(yùn)行0.005s時(shí)，傳動(dòng)軸開(kāi)始處于基本穩(wěn)定狀態(tài)，而曲線存在一定的周期性變化是由于齒輪嚙合所致，傳動(dòng)軸的平均角速度為205.85deg/sec，最大角速度為:212.28deg/sec，最小角速度為:198.04deg/sec。

3.1.2 輸出鏈輪角速度

由圖3輸出鏈輪角速度曲線圖可知，當(dāng)輸出鏈輪運(yùn)行0.005s時(shí)，輸出鏈輪開(kāi)始處于基本穩(wěn)定狀態(tài)，輸出鏈輪的平均角速度為102.47deg/sec，最大角速度為:105.099deg/sec，最小角速度為:100.351deg/sec。

圖3 輸出鏈輪角速度曲線Fig.3 Output chain wheel velocity curve

3.2 動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果分析

3.2.1 齒輪嚙合力分析

3.2.1.1 傳動(dòng)軸上端齒輪嚙合分析

傳動(dòng)軸上端齒輪嚙合切向力曲線如圖4所示，傳動(dòng)軸上端齒輪嚙合平均嚙合切向力為:2224.87N，最大嚙合切向力為:2490.12N，最小嚙合切向力為:2005.17N。

圖4 齒輪嚙合切向力曲線Fig.4 Gear mesh tangential force curve

傳動(dòng)軸上端齒輪嚙合徑向力曲線如圖5所示，傳動(dòng)軸上端齒輪嚙合平均嚙合徑向力為:785.24N，最大嚙合徑向力為:890.56N，最小嚙合徑向力為:713.76N。

圖5 齒輪嚙合徑向力曲線Fig.5 Gear mesh radial force curve

3.2.1.2 傳動(dòng)軸中間齒輪嚙合力分析

傳動(dòng)軸中間齒輪嚙合切向力曲線如圖6所示，傳動(dòng)軸中間齒輪嚙合平均嚙合切向力為:9746.07N，最大嚙合切向力為:13252.75N，最小嚙合切向力為:4306.88N。

傳動(dòng)軸中間齒輪嚙合切向力曲線如圖7所示，傳動(dòng)軸中間齒輪嚙合平均嚙合徑向力為:3552.96N，最大嚙合徑向力為:4886.65N，最小嚙合徑向力為:1490.13N。

圖6 齒輪嚙合切向力曲線Fig.6 Gear mesh tangential force curve

圖7 齒輪嚙合徑向力曲線圖Fig.7 Gear mesh radial force curve

3.3 仿真與理論對(duì)比分析

標(biāo)準(zhǔn)漸開(kāi)線直齒輪分度圓上法向力Fbn可以分解為分度圓切向力Ft和徑向力Fr，計(jì)算公式如下［7］:

式中:P—齒輪傳動(dòng)功率，單位:KW;n—轉(zhuǎn)速，單位:r/min;d—齒輪分度圓直徑，單位:mm;Ft—齒輪切向力，單位:N;Fr—齒輪徑向力，單位:N。

通過(guò)公式(1)計(jì)算結(jié)果如表1所示，ADAMS仿真平均值與理論計(jì)算值對(duì)比可知，誤差均在4%以下，證明雙面研磨機(jī)的齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的穩(wěn)定性良好。

表1 :仿真值和理論值對(duì)比Tab.1 Comparison of simulation value and theory value

4 結(jié)論

本文基于ADAMS對(duì)雙面研磨機(jī)齒輪系統(tǒng)進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)仿真分析。通過(guò)仿真結(jié)果與理論值對(duì)比分析表明:傳動(dòng)軸角速度誤差為3.79%，輸出鏈輪角速度誤差為3.33%，上端齒輪切向力、徑向力誤差分別為1.6%、0.62%，中間齒輪切向力、徑向力誤差分別為0.62%、0.79%。誤差均在允許范圍5%以內(nèi)，即雙面研磨機(jī)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)穩(wěn)定性良好。本文的研究成果對(duì)雙面研磨機(jī)的改進(jìn)具有一定的工程指導(dǎo)意義。

［1］程相文，王凌霄.四軸球體研磨機(jī)研磨軌跡的研究［J］.制造業(yè)自動(dòng)化，2013.

［2］穆雪健，路瑋琳.2MM8470型精密雙面研磨機(jī)的研制［J］.精密制造與自動(dòng)化，2008，(4).

［3］賈云剛，張春魁.16B雙面研磨機(jī)的氣動(dòng)控制系統(tǒng)［J］.流體傳動(dòng)與控制，2007，(1).

［4］詹承先.全自動(dòng)研磨機(jī)的研究和設(shè)計(jì)［M］.廈門大學(xué)，2008.

［5］李立斌，任成高.基于ADMAS仿真的離合器工作過(guò)程分析［J］.湖南工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)，2008，(4).

［6］呂鯤，袁揚(yáng).張家遠(yuǎn).基于ADAMS的六桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)及動(dòng)力學(xué)仿真分析［J］.河南理工大學(xué)學(xué)報(bào)，2012.