宮繼儒，陳國強，劉寬，曲文靜

1.濰柴動力股份有限公司大缸徑發(fā)動機研究院，山東 濰坊 261061；2.濰柴動力股份有限公司發(fā)動機研究院，山東 濰坊 261061

0 引言

可靠性是發(fā)動機開發(fā)過程中需要關(guān)注的重點之一，齒輪系統(tǒng)可靠性在發(fā)動機可靠性中起重要作用。齒輪結(jié)構(gòu)復(fù)雜，而且運行工況多變[1-2]，影響齒輪系統(tǒng)可靠性的因素較多。齒輪系統(tǒng)可靠性是復(fù)雜的動力學(xué)問題，涉及強度、潤滑、連接可靠性等因素，不同因素對齒輪系統(tǒng)動力學(xué)特性的影響不同，解決齒輪系統(tǒng)的問題和更改相關(guān)參數(shù)時，往往無法直接評估各因素對齒輪系統(tǒng)的影響，因此，設(shè)計、優(yōu)化齒輪和其他相關(guān)系統(tǒng)時，分析不同因素對齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性的影響十分必要[3-5]。

某柴油機傳動齒輪系統(tǒng)在使用過程中故障頻發(fā)，可靠性問題突出，為提高該發(fā)動機齒輪系統(tǒng)的可靠性，本文中使用EXCITE Timing Drive軟件建立齒輪和配氣系統(tǒng)的動力學(xué)模型，分析齒側(cè)間隙、齒寬、負載等因素對齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性的影響，為提高齒輪系統(tǒng)可靠性和優(yōu)化設(shè)計提供參考。

1 動力學(xué)模型

1.1 整機及齒輪參數(shù)

某大缸徑柴油機主要技術(shù)參數(shù)如表1所示，齒輪傳動系統(tǒng)的主要正時齒輪參數(shù)如表2所示。

表1 整機主要技術(shù)參數(shù)

表2 齒輪主要參數(shù)

1.2 建模

某大缸徑柴油機的齒輪系統(tǒng)及配氣機構(gòu)模型如圖1所示。在動力學(xué)分析時，把構(gòu)件簡化為等效集中質(zhì)量，等效質(zhì)量之間通過無質(zhì)量彈簧和阻尼相連，使用振動力學(xué)中集中質(zhì)量-彈簧的模型進行分析，每個質(zhì)量用1個自由度表示。

圖1 齒輪系統(tǒng)及配氣機構(gòu)

按此方法將齒輪及配氣系統(tǒng)簡化為多自由度振動模型，考慮支撐剛度、負載轉(zhuǎn)矩波動、缸壓及進排氣波動、間隙等因素的影響，通過EXCITE Timing Drive軟件建立齒輪系統(tǒng)的多自由度動力學(xué)計算模型，如圖2所示。

圖2 齒輪動力學(xué)模型

1.3 相關(guān)參數(shù)

通過軟件測量及有限元計算得到動力學(xué)計算所需的配氣機構(gòu)和齒輪系統(tǒng)相關(guān)參數(shù)如表3、4所示。

表3 配氣機構(gòu)參數(shù)

表4 齒輪系統(tǒng)參數(shù)

1.4 邊界條件

齒輪動力學(xué)計算的邊界條件主要包括：1)曲軸轉(zhuǎn)速波動采用動力學(xué)計算的波動曲線，并作為研究對象研究其對齒輪動態(tài)特性的影響；2)配氣機構(gòu)動力學(xué)模型的缸壓曲線和進、排氣道壓力曲線，通過熱力學(xué)計算得到；3)齒輪系統(tǒng)的負載，包括噴油泵、淡水泵、海水泵、機油泵、發(fā)電機的轉(zhuǎn)矩。額定轉(zhuǎn)速下噴油泵轉(zhuǎn)矩曲線如圖3所示，海水泵、淡水泵、機油泵、發(fā)電機的轉(zhuǎn)矩分別為46.0、58.0、84.4、22.4 N·m。

圖3 額定轉(zhuǎn)速下噴油泵轉(zhuǎn)矩曲線

2 齒輪動力學(xué)計算

齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性主要為齒輪強度、連接可靠性、潤滑特性等，其中：齒輪強度主要通過動態(tài)齒間力評估，連接可靠性主要通過襯套徑向力評估，潤滑特性主要通過襯套油膜厚度評估[6-8]。齒輪基本參數(shù)不變，研究齒側(cè)間隙、噴油泵負載、齒寬對齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性的影響；以噴油泵傳動鏈上的齒輪為例，考慮不同齒輪的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量等參數(shù)，分析額定轉(zhuǎn)速下曲軸齒輪-凸輪軸齒輪動態(tài)齒間力、噴油泵惰輪徑向力以及各轉(zhuǎn)速下凸輪軸齒輪和噴油泵惰輪的襯套油膜厚度變化。

2.1 齒側(cè)間隙的影響

設(shè)計齒輪系統(tǒng)時，齒側(cè)間隙通常為0.1～0.3 mm，考慮到加工、裝配、熱變形等因素的影響，齒側(cè)間隙可能在一定范圍內(nèi)波動[9]，綜合考慮各種誤差影響，選擇齒側(cè)間隙分別為0、0.1、0.2、0.3、0.4 mm評估齒側(cè)間隙對齒輪動態(tài)特性的影響，不同齒側(cè)間隙時齒輪系統(tǒng)的驅(qū)動側(cè)齒間力、背側(cè)齒間力、襯套徑向力如圖4～6所示。

圖4 驅(qū)動側(cè)齒間力 圖5 背側(cè)齒間力

圖6 襯套徑向力

由圖4～6可知：齒側(cè)間隙為0、0.1、0.2、0.3、0.4 mm時，最大驅(qū)動側(cè)齒間力分別為17 756.7、18 103.7、17 969.9、19 675.2、20 922.9 N，最大背側(cè)齒間力分別為12 677.5、12 488.0、12 167.7、11 943.6、12 287.4 N，最大襯套徑向力分別為9 232.7、9 782.7、9 475.2、9 168.1、8 864.4 N；在齒側(cè)間隙的設(shè)計范圍內(nèi)，齒側(cè)間隙對該發(fā)動機齒間力的影響主要體現(xiàn)在驅(qū)動側(cè)齒間力上，整體來看，驅(qū)動側(cè)齒間力峰值隨著齒側(cè)間隙增大而增大，但在齒側(cè)間隙變化不大時驅(qū)動側(cè)齒間力峰值變化不顯著，齒側(cè)間隙每變化0.1 mm，驅(qū)動側(cè)齒間力峰值變化為1%～2%；不同曲軸轉(zhuǎn)角對應(yīng)的各局部峰值不滿足以上規(guī)律，有的驅(qū)動側(cè)齒間力峰值隨著間隙增大而增大，有的峰值隨間隙增大而減小，小間隙情況下各曲軸轉(zhuǎn)角對應(yīng)的驅(qū)動側(cè)齒間力峰值差別小，大間隙情況下各曲軸轉(zhuǎn)角對應(yīng)的峰值差別增大，整個周期內(nèi)的齒間力更加不均勻，不利于降低發(fā)動機噪聲；齒側(cè)間隙對背側(cè)齒間力影響很小，但是考慮到轉(zhuǎn)速波動、負載等因素對齒輪動態(tài)敲擊的影響，不排除在其他機型中齒側(cè)間隙的變動會對背側(cè)動態(tài)齒間力影響顯著，需結(jié)合具體機型和邊界條件具體分析；該機型中齒側(cè)間隙增大對襯套徑向力的影響不明顯。

齒側(cè)間隙分別為0、0.1、0.2、0.3、0.4 mm時，凸輪軸齒輪襯套油膜厚度、噴油泵惰輪襯套油膜厚度如圖7、8所示。

圖7 凸輪軸齒輪襯套油膜厚度 圖8 噴油泵惰輪襯套油膜厚度

由圖7、8可知：低轉(zhuǎn)速時在齒側(cè)間隙設(shè)計范圍內(nèi)，齒側(cè)間隙變化對襯套油膜厚度的影響很小，可以忽略不計，但在額定轉(zhuǎn)速附近，襯套油膜厚度發(fā)生較大幅度波動，實際情況中應(yīng)當(dāng)注意該情況。

綜上所述，齒側(cè)間隙對齒輪動態(tài)特性的影響主要體現(xiàn)在動態(tài)齒間力方面，對其他齒輪動態(tài)特性整體影響不大，在齒輪強度裕度較大時，可以適當(dāng)放寬對齒側(cè)間隙精度的要求，但考慮到振動噪聲等方面的影響，應(yīng)盡可能減小齒側(cè)間隙。

2.2 負載的影響

各附件負載作為齒輪傳動鏈的末端，直接影響齒輪系統(tǒng)的強度、連接可靠性、潤滑等動態(tài)特性，在工作過程中受工作狀態(tài)和實際工作需求的影響，齒輪系統(tǒng)中的水泵、噴油泵、機油泵等負載不斷變化，本文中以驅(qū)動噴油泵的齒輪系統(tǒng)為例研究負載對齒輪系統(tǒng)的影響，根據(jù)廠家提供的噴油泵實測負載曲線，考慮實際工作情況，研究100%、105%、110%、115%、120%噴油泵負載時齒輪系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)。

不同噴油泵負載時驅(qū)動側(cè)齒間力、背側(cè)齒間力、襯套徑向力如圖9～11所示。

圖9 驅(qū)動側(cè)齒間力 圖10 背側(cè)齒間力

圖11 襯套徑向力

由圖9～11可知，100%、105%、110%、115%、120%噴油泵負載時，最大驅(qū)動側(cè)齒間力分別為18 103.7、19 120.9、20 485.5、21 559.4、22 345.4 N，最大背側(cè)齒間力分別為12 488.0、13 313.2、14 119.0、14 602.3、15 004.0 N，最大襯套徑向力分別為9 782.7、10 615.7、11 441.7、12 233.2、12 868.2 N；負載的變化對驅(qū)動側(cè)齒間力和背側(cè)齒間力均有顯著的影響，各齒間力峰值均隨負載的增大而增大，變化明顯，且在載荷較大情況下，齒間力變化更加不均勻；負載變化對襯套徑向力的影響顯著，徑向力直接影響到齒輪的連接可靠性。

不同噴油泵負載時，凸輪軸齒輪襯套油膜厚度和噴油泵惰輪襯套油膜厚度變化如圖12、13所示。由圖12、13可知：隨著負載增大，襯套油膜厚度和噴油泵惰輪襯套油膜厚度逐漸減小，且在一定的轉(zhuǎn)速內(nèi)襯套油膜厚度與負載近似呈線性關(guān)系，當(dāng)負載變化范圍增大時，襯套油膜厚度的變化趨向于緩慢。

圖12 凸輪軸齒輪襯套油膜厚度 圖13 噴油泵惰輪襯套油膜厚度

綜上所述，即使噴油泵負載變動較小，對整條傳動鏈的各項主要動態(tài)特性的影響也較顯著，因此，在提升齒輪系統(tǒng)各項動態(tài)指標時，除對齒輪系統(tǒng)本身的優(yōu)化，對各附件進行合理的優(yōu)化和匹配以減小動態(tài)載荷，可以間接提升齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性[10-11]。

2.3 齒寬的影響

齒寬通常作為提高齒輪強度的一種有效措施，但在實際設(shè)計過程中，更改齒寬時齒輪系統(tǒng)的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量和齒輪配合偏心量等參數(shù)也會發(fā)生變化，且齒寬變化受到多方面因素的制約，僅憑經(jīng)驗很難估計齒寬變化對齒輪各項動態(tài)特性的影響[12-13]。本文中以驅(qū)動噴油泵中強度較弱的凸輪軸齒輪齒寬作為變量，考慮實際情況及正常設(shè)計情況下質(zhì)量等其他相關(guān)參數(shù)的變動，研究齒寬分別為20、21、22、23、24、25 mm時齒輪的動態(tài)特性。

不同齒寬時驅(qū)動側(cè)齒間力、背側(cè)齒間力、襯套徑向力如圖14～16所示。

圖14 驅(qū)動側(cè)齒間力 圖15 背側(cè)齒間力

圖16 襯套徑向力

由圖14～16可知：齒寬分別為20、21、22、23、24、25 mm時，最大驅(qū)動側(cè)齒間力分別為18 103.7、18 367.2、18 481.2、18 386.1、18 459.6、18 573.4 N，最大背側(cè)齒間力分別為12 488.0、12 379.1、12 961.5、13 357.1、13 472.8、13 762.1 N，最大襯套徑向力分別為9 782.7、9 715.5、10 052.8、10 104.0、10 217.9、10 387.7 N；隨著齒寬增大，齒輪驅(qū)動側(cè)齒間力和背側(cè)齒間力整體上都呈現(xiàn)增大的趨勢；隨著齒寬的增加，襯套徑向力呈現(xiàn)增大的趨勢，但變化幅度較小，說明齒寬對襯套徑向力的影響較小。

不同齒寬的凸輪軸齒輪襯套油膜厚度、噴油泵惰輪襯套油膜厚度如圖17、18所示。由圖17、18可知：齒寬增加影響該齒輪所在襯套的油膜厚度，發(fā)動機轉(zhuǎn)速較高時襯套油膜厚度的變化更加明顯；齒寬增加對其周圍襯套油膜厚度影響較小，可忽略不計。

圖17 凸輪軸齒輪襯套油膜厚度 圖18 噴油泵惰輪襯套油膜厚度

齒寬增加，齒輪質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增加，齒輪間的沖擊作用增強，此時不能只通過齒間力判斷齒寬對強度的影響，應(yīng)考慮各方面變化對強度進行計算。使用Kisssoft軟件分析齒輪的基本參數(shù)變動及齒間力對曲軸齒輪、凸輪軸齒輪齒根彎曲疲勞強度及齒面接觸疲勞強度進行計算，得到曲軸齒輪齒根彎曲疲勞安全系數(shù)α1、凸輪軸齒輪齒根彎曲疲勞安全系數(shù)α2、曲軸齒輪齒面接觸疲勞安全系數(shù)β1、凸輪軸齒輪齒面接觸疲勞安全系數(shù)β2，如表5所示。

表5 質(zhì)量增加時齒寬對齒輪強度的影響

由表5可知：在質(zhì)量及轉(zhuǎn)動慣量隨齒寬同步增加的前提下，增加齒寬對齒輪安全系數(shù)雖有影響，但影響較小，齒寬增加5 mm，齒輪強度安全系數(shù)提高不到0.2。

在嚴格限制齒輪質(zhì)量增加前提下進一步分析強度計算結(jié)果，如表6所示。

表6 質(zhì)量不增加時齒寬對齒輪強度的影響

由表6可知：強度隨齒寬的增加提升較大，齒寬增加5 mm，齒輪疲勞安全系數(shù)最大可增加0.46。因此，在采用增加齒寬的方式提高齒輪強度時，必須調(diào)節(jié)其他參數(shù)嚴格控制質(zhì)量增加。

綜上所述，齒寬主要影響齒輪系統(tǒng)強度，在改變齒寬時應(yīng)限制質(zhì)量增加才可明顯提高齒輪系統(tǒng)強度；此外，齒寬對該齒輪襯套油膜厚度也有明顯影響，對襯套徑向力以及周邊齒輪襯套油膜厚度的影響較小。

3 結(jié)論

對某大缸徑柴油機通過EXCITE Timing Drive軟件建立了齒輪和配氣系統(tǒng)的多自由度動力學(xué)模型，分析了齒側(cè)間隙、負載、齒寬因素對特定齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性的影響。

1)單一的齒側(cè)間隙因素主要影響動態(tài)齒間力，對其他動態(tài)特性影響不明顯；在齒輪強度裕度較大時，可以適當(dāng)放寬齒側(cè)間隙精度，但考慮到振動噪聲等的影響，應(yīng)盡可能減小齒側(cè)間隙。

2)負載對整條傳動鏈主要動態(tài)特性的影響較顯著，在提升齒輪系統(tǒng)各項動態(tài)指標時，除對齒輪系統(tǒng)本身進行優(yōu)化外，還應(yīng)對各附件進行合理的優(yōu)化和匹配以減小動態(tài)載荷，提升齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性。

3)齒寬主要影響齒輪系統(tǒng)的強度，增大齒寬時應(yīng)限制齒輪質(zhì)量增加才可明顯提高強度；齒寬對齒輪襯套油膜厚度影響較大，但對襯套徑向力以及周邊齒輪襯套油膜厚度影響較小。