（机械设计及理论专业论文）采煤机截割部齿轮传动系统的动态特性的研究.pdf

摘要 行星齿轮被广泛应用于船舶、飞机、汽车、重型机械等许多领域，它的振动和噪 音一直以来都是普遍关注的问题。为了减小其振动和噪音，动力学分析是必不可少 的。本文分析了行星齿轮动力学当中的一些关键性问题，提高了对于行星齿轮传动动 态特性的理解。为了对行星齿轮传动进行动力学分析，首先建立了两个分析模型，利 用这两个模型回顾了具有回转对称性结构的行星齿轮固有频率和振动模态特点，为后 续研究奠定了基础。 通过p r o e 绘制各部件三维立体图形，并在p r 胡狲啪e r 环境下进行装配，实现 可视化，p r o e n g i n e e r 接口模块( 姬c h a n i s m 刃r o ) 实现p r o e 向a d a m s 的导 入。利用a d a m s 软件对三维图形干涉检查、确定运动锁止的位置、计算运动副的作 用力，进行全面的动力学分析及仿真。用a d a m s 动力学分析软件对采煤机截割部齿轮 传动系统进行运动学仿真。 关键词：采煤机：行星齿轮；速度：时变啮合刚度；重合度；齿数：啮合力 a b s h 魏d p i 锄豳哆咎蕾醅锄d 啊k 面m 雠芦h 哪眦懿i n 由由雄棚翻妇缸怔位岱m 鼢0 f m 豳 w 图d s 面吣棚蛔瑚坷咚a n d 岫m 笛陆坶d ”匝庇卸d 呻i s 岱删协位减a n d 啊h ：缸 向如c 缸t b 西、 珂( 扣a b 五c a 哆缸鸭面g 曲嚣s o 雠商斑d 蠡跚苍锄d a d 切鼠 位删b 啪曲罄0 f l 妇唧乒咖蒯阻1 如聊踟缸n l d d | 凼瓣蛐妨位由瑚疵锄瞵s 矾妇囱y 肛1 k 岫氍娜如0 f 恤删商哪h 珂印渤a n d 咖缸m o d d 勰敝斌1 h e 单e 耐疵妇 p 叩鲫b 硼o l 贼d b r 刚随o q 吼碹残吐 u 趣瞰厄豳臃蛆曲踟烈劬髓i 0 耐锄单搬晦，嗽浏矗蚰，a d 棚怔锄玎p 啦盎哪 黜砌捌缸幢胁位硒陋啄m 趣晦融r m o f 位p 舶皿晒n e e r 眦b c h a 嘲晒o t t 咖痂g 扯a e 吣艉妇啤西恤a i 埴搬；妯啪睇旬面灯嘲e 位b 幽0 1 1 曲。砸嗡此丑础田a c t 啤 白a d d | a l 陆骘m 蕊m 髓射蛾，羽缸疏唣n 譬m 咖1 0 d 【幻s a 唧i d 出m 峰，翻啦毗碰删 l 面d t m 目b 由o f 锄由s i s 锄d 盘m 舾眩u 盘培a k b i 函d t m 曲。凼o f 铀由出叠啪瞳c b d 好d 面衄 m 妇0 f 眦h e a d 驴柑昏盯m 岫培$ 妲n 诩面出翻击苍o i t a 虹茸溅盘咖蜥喀 k 眄w o s ：d m a 凼尬；p h 娃孕i o c 睁；血晡l y 崦i r 囊矗蚯d k 鼢c 曲d 幽；m d l 如e 蓼蕾n m 由盯 创新点声明 本人声明所呈交的论文是我个人在导师的指导下完成的。 ( 1 ) 将动力学分析软件a d a i 憾应用到采煤机截割部行星齿轮的运动学分析中，在设计阶段对 所研究的系统进行分析，能及时的找到设计中的错误，并且能够保证机械产品具有优良的 质量和性能。 圆对采煤帆截割部行星齿轮的时变刚度和间隙振动进行了非线性分析。 尽我所知，到目前国内外燃见报道。 作者：堑笠叁日期：型竖趔 辽宁工程技术大学硕士学住论文 l 绪论 1 1 采煤机概述 采煤机的发展近几年发展很快，牵引方式向电牵引方向发展，装机总功率也 不断增大，元件的可靠性更是大幅度提高，有些采煤机的监控系统也基本实现了 智能化。 2 0 世纪4 0 年代，国外相继研制出了链式采煤机，这种采煤机的工作效率较 低。但德国研制出了用刨削方式的刨煤机。 5 0 年代，滚筒采煤机研制成功，这种采煤机为煤炭开采的机械化奠定的基 础。 6 0 年代，对刨煤机进行了改进。 自7 0 年代以来，采煤机向着大功率、遥控、遥测的方向发展，生产率和可靠 性进一步提高。 9 0 年代中后期研制的大功率电牵引采煤机均采用交流变频调速牵引系统，交 流牵引正逐步取代直流牵引，它将成为今后电牵引采煤机的发展方向。德国在开 发s l 3 0 0 型采煤机时，采用了2 个变频器分别拖动2 台牵引电机的牵引系统，使牵 引的控制和保护性能比早期的一个变频器拖动两个牵引电机完善的多了。这种“一 拖一”的牵引系统正被逐渐采用，已成为电牵引技术的又一大特点。 我国采煤机始于5 0 年代，主要从国外引进，自7 0 年代开始，我国处于引进于 开发相结合的发展时期，能自行设计和生产适合各种煤层的螺旋滚筒式采煤机。 我国采煤机至8 0 年代兴盛、到9 0 年代进入电牵引阶段。1 9 9 7 年研制了我国第一台 大功率电牵引采煤机，在国内率先实现了采煤机技术的升能换代。中国采煤机向 高技术、高性能、高可靠性及电牵引方向发展。 近年来，缸着煤炭行业的好转，为满足煤炭开采的需要，于2 0 0 3 年研制出了 m 0 2 x 1 0 0 4 5 6 w d 型采煤机，该机现已在大同煤矿公司四老沟矿投入使用，日生 产能力2 0 0 0 - 3 0 0 0 吨。 采煤机的截割部分为包括截割机构( t 作结构) 及传动装置。截割部是采煤 机进行落煤和装煤的部分。截割部消耗的功率占整个采煤机功率的8 0 9 0 。因 辽宁工程技术大学硕士学位论文2 此，其结构、参数的合理与否直接影响采煤机的生产率、传动效率、能耗和使用 寿命。 m g 2 0 0 4 7 5 一w 型采煤机是“八五”期间开发的液压牵引采煤机，采用多电机横 向布置方式。各部件就有相对独立性，总体结构大大简化。该采煤机的采高范围 为1 3 3 5 m ；截割功率为2 x 2 0 0 k w ；截深为6 3 0 和8 0 0 m m 。截割电机横向布置的 传动方式，取消了复杂的螺旋伞齿轮和通轴机构、截割电机输出轴采用细长的弹 性扭矩轴结构，对截割部传动系统的齿轮和轴承起缓冲和保护作用。该采煤机的 截煤部采用新型的双球面浮动油封，无齿轮油泄漏现象。 4 m g 2 0 0 w l 型采煤机是目前我国高档普采工作面的主要机型之一。该采煤 机的截割部第一级减速器机构采用的是螺旋锥齿轮传动，在传动过程中，轮齿从 一端进入啮合，再沿齿长方向连续而平稳地逐渐移向另一端。它与斜齿轮一样， 重合度大，故具有传动平稳、噪声小、承载能力大的优点。然而，截煤部的行星 传动机构为末级传动，直接与滚筒相联。行星机构中的行星架由3 5 3 8 和4 2 2 3 6 两 轴承支撑。 a m 4 2 0 型采煤机是英国安德森。斯屈克拉衣德公司生产的一种双滚筒爬底 板式采煤机，适用于采高范围为o 8 6 1 4 m ，煤层中硬或硬、倾角小于3 0 。的煤 层。该采煤机截煤时，靠一个装有倾斜传感器的水平控制装置使机器保持预定的 倾角工作。当机器偏离预定的倾角时，倾斜传感器发出信号，使倾斜油缸的电磁 动作，从而达到机器的水平控制。滚筒上还装有文丘里通风系统，可以吹散积聚 瓦斯。 m x a 3 0 0 3 5 型采煤机用无链牵引、运动平稳，安全可靠；并且功率大，结 构强度高，可截割较硬的煤层；它可用于倾斜煤层，最大倾角可达4 0 。该采煤机 的截割部的传动系统主传动为三级减速，电动机经牵引部过轴和齿轮联轴器及齿 轮输入动力，经离合齿轮传动一对弧锥齿轮；大锥齿轮经齿轮联轴节及摇臂中的 齿轮驱动四个惰轮，最后经齿轮驱动一组行星轮传动的系杆驱动滚筒截煤。因为 在摇臂中增加了两个惰轮，大大的增加了摇臂的长度，使采煤机可采高达4 5 m 的 煤层；并且为了加强摇臂的刚性在机头靠采空区一侧增加一个摇臂的附加支撑 臂，支撑臂由连接块和轴组成。随着摇臂的加长，作用在摇臂上的力矩也加大， 为此在该采煤机原有调高油缸的基础上每个摇臂各增加一个附加千斤顶。 辽宁工程技术大荦项士学住论文 1 2 采煤机截割部传动系统概述 1 2 1 截割部传动方式和传动特点 ( 一) 传动方式 采煤机截割部大多采用齿轮传动，主要有以下几种传动方式1 2 1 ： ( 1 ) 电动机_ 机头减速籍摇臂减速箱滚筒。这种传动方式应用较多，d y - 1 5 0 、m z s 2 - 1 5 0 、b m - 1 0 0 、s i r u s - 4 0 0 等型采煤机都采用这种传动方式。它的特点是传 动简单，摇臂从机头减速箱端伸出( 称为端面摇臂) ，支承可靠，强度和刚度好，但摇 臂下限位置受输送机限制，卧底量较小。 ( 2 ) 电动机机头减速箱摇臂减速箱行星齿轮传动滚筒，由于齿轮传动的 传动比较大，因此可使前几级传动比较小，系统得以简化，并使行星齿轮的齿轮模数较 小。但行星齿轮的采用使滚筒毂尺寸增加，因而这种传动方式适应在中厚煤层以上工作 的大直径滚筒采煤机，大部分中厚煤层采煤机如am _ 5 0 0 、b u 3 0 0 、m x a - - 3 0 0 、 m c l e - - d r 6 5 6 5 6 等型采用这种方式。这里摇臂从机头减速箱侧面伸出( 称为侧面摇 臂) 所以可获得较大的卧底量。 在以上两种传动方式中都采用摇臂调高，获得了好的调高性能，但摇臂内齿轮较多，要 增加调高范围必须增加齿轮数。由于滚筒上受力大，摇臂及其与机头减速箱的支承比较 薄弱，所以支承距离加大才能保证摇臂的强度和刚度。 ( 3 ) 电动机机头减速箱一滚筒。这种传动方式取消了摇臂，而靠由电动机、机 头减速箱和滚筒组成截割部来调高，使齿轮数大大减少，机壳的强度、刚度增大，可获 得较大的调高范围，还可使采煤机机身长度大大缩短，有利于采煤机切口等工作。 ( 4 ) 电动胡一握臂行星齿轮传动滚筒。这种传动方式的主电动机采用横向布 置，使电动机轴与滚筒轴平行，取消了承载大、易损坏的锥齿轮，使截割部更为简化。 采用这种传动方式可获得较大的调高范围，并使采煤机机身长度进一步缩短。 ( 5 ) 为加长摇臂，扩大调高范围，摇臂内常装有一串惰轮，致使截割部齿轮数较 多。 ( 二) 传动特点 ( 1 ) 采煤机的电动机多采用四级电机，其出轴转速n d = 1 4 6 0 - 1 4 7 5 r m i n ，即滚筒转 速为n = 2 0 - 5 0 r r a i n ，因此截割部总传动比为： 辽宁工程技术大学硕士学位论文 4 一般采用3 - o 级齿轮减速。由于采煤机机身高度受到严格限制，所以各级传动比 不能平均分配，一般前级传动比较大，而后级逐渐减小，以保持尺寸均匀。各圆柱、圆 锥齿轮的传动比一般不大于3 _ _ 4 ，当末级采用行星齿轮传动时，其传动比可达5 6 。 ( 2 ) 采用电动机轴心与滚筒轴心垂直时，传动装置中必须装有圆锥齿轮。为减小 传递扭矩及便于加工，圆锥齿轮一般放在高速级( 第一或第二级) ，并采用弧齿锥齿 轮。两齿轮安装时应使两轮的轴向力将两轮推开，以增大齿侧间隙，避免轮齿楔紧造成 损坏。弧锥齿轮的轴向力方向取决于齿轮转向及螺旋线方向。 ( 3 ) 采煤机电动机除驱动截割部外还要驱动牵引部时，截割部传动系统中必须设 置离合器，使采煤机在调动工作或检修时将滚筒和电动机脱开。离合器一般放在高速 级，以减小尺寸及便于操纵。 ( 4 ) 为适应不同煤质的要求，滚筒有两种以上转速，因此截割部应有变速齿轮 ( 常利用离合把手a 来变速) 。没有变速齿轮时，至少应当设置变换齿轮，以获得两种 以上转速。 ( 5 ) 为加长摇臂，扩大调高范围，摇臂内常装有一串惰轮，致使截割部齿轮数较 多。 ( 6 ) 由于行星齿轮传动为多齿啮合，传动比大，效率高，可减小齿轮模数，故末 级采用行星齿轮传动可简化前几级传动。 ( 7 ) 因采煤机承受大的冲击载荷，为保护传动件，某些采煤机如m g 一3 0 0 及 m c l 啪r 6 5 6 5 的传动系统设置了安全剪切销，当外载荷到了三倍额定载荷时，剪切 销被简断，滚筒停止工作。剪切销一般放在高速级。 1 2 2 截割部齿轮传动系统的功能 滚筒采煤机截割部传动装置的功用是将采煤机电动机的动力传递到滚筒上， 以满足滚筒转速及扭矩的需要；同时传动装置还要适应滚筒调高的要求，使滚筒 保持适当的工作要求，使滚筒保持适当的工作位置【弘6 1 。 采煤机截割部的功率消耗占装机功率的8 0 - - 9 0 ，并且承受很大的负载和 冲击载荷。因此，要求截割部传动装置具有较高的强度、刚度和可靠性，良好的 润滑、密封、散热条件和高的传动效率等。 辽宁工程技术大学硕士学位论文5 1 2 3 齿轮传动系统的发展 齿轮传动是机器中最常见的一种机械传动是传递机器动力和运动的一种主要 形式是机械产品更新换代的重要基础零部件它与带链摩擦液压等机械传动相比， 具有功率范围大、传动效率高、圆周速度高、传动比准确、使用寿命长、结构尺 寸小等一系列特点。因此，它已成为许多机械产品不可缺少的传动部件，它也是 机器中所占比重最大的传动形式，齿轮的设计与制造水平将直接影响到机械产品 的性能和质量齿轮传动技术经历了长期的历史发展过程。但在1 7 世纪末人们才开 始研究能正确传递运动的轮齿形状，1 8 世纪，欧洲工业革命以后，齿轮应用日益 广泛。到1 9 世纪发展成切齿法的原理及利用此原理切齿的专用机床与刀具的相继 出现，使齿轮加工具有较完善的手段后，渐开线齿形才显示出巨大的优越性。为 了提高动力传动齿轮的使用寿命并减少其尺寸，人们先后发明了圆弧齿形、法面 圆弧齿形、斜齿轮、双圆弧齿轮等。 1 2 4 齿轮传动系统的动态特性的研究 随着现代齿轮传动技术的发展，对其动态性能提出了愈来愈高的要求，齿轮 传动的强度、振动和噪声的要求更加严格，促使人们在齿轮动力学方面进行深入 的研究。近几十年来，在齿轮传动装置内部的齿轮传动副乃至齿轮传动系统为对 象的动态特性分析方面取得了不少的研究成果，并逐步运用到齿轮副的动态设计 中。日本学者u m e z a w a 提供了斜齿轮振动特性曲线图以设计低振动和低噪音的齿 轮。1 9 9 1 年，n o n a k a 通过齿轮副的精度及安装误差计算振动激励，根据激励力的 水平修改设计参数和齿轮精度以使振动激励达到足够笑。许多研究业已表明，齿 轮传动装置的振动和噪音基本上使由于动载荷激励的齿轮箱的振动引起的。对于 齿轮传动装置的这一复杂弹性结构振动系统，不仅应从分析和改善其内部传动件 的动态特性着手，更应从动力系统的角度研究其综合动态性能，进而进行低噪 声、低振动的齿轮传动装置的动态设计【7 ，s 1 。 从齿轮传动系统动力学研究现状来看，围绕动力学模型的建立、激励因素的 分析和确定、动力学方程的求解等方面取得了一些重要研究成果。研究齿轮传动 系统的整体动态特性已成为当前的热点和前沿课题，主要研究内容包括：( 1 ) 内、外激励因素的分析和确定；( 2 ) 系统动力学分析模型的建立和用于预估系统 动态响应的计算机软件的研制；( 3 ) 用于动态性能评价的目标函数和参数优化设 辽宁工程技术大学项士学0 - - 沧 文 6 计的方法研究；( 4 ) 实验模态分析技术在齿轮传动装置动态设计中的广泛应用； ( 5 ) 齿轮装置综合的减振和降噪技术研究与应用。 总之，系统全面地分析齿轮传动装置的动态性能已经成为齿轮动力学研究的 新趋向。但从齿轮传动系统的动态设计还有待于对其动态设计方法进行深入研究 及其内部复杂齿轮传动系统动态特性的分析。 1 3 齿轮系统动力学行为研究目标及内容 齿轮系统动力学研究的目标，是确定和评价齿轮系统的动态特性，从而为设 计高质量的齿轮从系统提供理论指导【8 9 1 。齿轮系统的动态特性的研究一般包括 以下四方面的内容： ( 1 ) 固有特性 固有特性指系统的固有频率和振型，是齿轮系统的基本动态特性之一目 前，齿轮系统的固有特性分析主要包括：利用集中参数法研究齿轮传动系统的固 有频率和振型：利用有限元方法计算齿轮体和箱体结构的固有频率和振型：利用 灵敏度分析和动态优化设计方法研究系统的结构参数、几何参数与固有频率和振 型的关系，进行结构动力修改，提高和改善系统的固有特性。 ( 2 ) 动态响应 在动态激励作用下齿轮系统的响应是齿轮系统动力学研究的重要内容，主要 包括轮齿动态啮合力和轮齿激励在系统中的传递以及传动系统中各零部件和箱体 结构的动态响应等。研究轮齿的动态啮合力，可以了解系统动态激励产生的机 理、大小和性质。确定轮齿的动载荷和动载荷系数，对轮齿强度和可靠性设计具 有重要的意义。研究系统中动态激励的传递及各零部件的动态响应，目的在于通 过系统的设计修改，减小动态激励的传递，降低系统各零部件的振动，减小支承 轴的受载，提高寿命，降低振动和噪声。 ( 3 ) 动力稳定性 齿轮系统是一种参数激励系统，与2 般的机械振动系统的区别在于它存在稳 定性问题，通过齿轮系统动力稳定性分析，评价响应稳定性的因素，确定稳定区 与非稳定区，为齿轮系统的设计提供指导。 ( 4 ) 系统参数对齿轮系统动态特性的影响 辽宁工程技术大学硕士学往论文 在验机系统的各种动态性能时，重要的任务时研究齿轮系统的结构形式，几 何参数等动态特性的影响，特别是可以验机系统动力学模型为基础，通过灵敏度 分析定量了解各类参数的灵敏程度，在此基础上进行齿轮系统的动态优化设计。 一、分析模型 齿轮系统动力学中所建立的力学模型均是离散化的单自由度或多自由度模 型，虽然将齿轮动力学分析模型进行分类是相当困难的，但按照研究对象的复杂 程度的不同，可规类如下： ( 1 ) 动载荷系数模型 这类模型主要包括早期用于建立齿根应力公式的动载荷系数的确定，还有后 来用于仅仅确定动载荷系数的模型。 ( 2 ) 齿轮副扭转振动模型 这种模型以一对齿轮副为分析对象，假设支撑是刚性的，不考虑齿轮的横向 位移，模型的广义自由度是齿轮副的扭转振动。这种模型主要用来研究齿轮副的 动态啮合问题，由于轮齿啮合动态激励的最直接结果是齿轮副的扭转振动，因此 扭转振动模型也是齿轮系统动力学模型的最基本的形式。 ( 3 ) 传动系统模型 这种模型是以齿轮传动系统作为建模对象，模型中包括齿轮副、传动轴，有 时由可以包含支承轴承、原动机和负载的惯性。这类模型根据所考虑的振动形式 ( 即广义自由度性质) 又分为纯扭模型，弯扭或弯、扭、轴、摆等各类自由度相 互耦合的耦合模型，且耦合模型中根据耦合性质的不同又可分为啮合耦合型、转 子耦合型和全耦合型等多种形式。利用传动系统的模型，不仅可以分析啮合轮齿 的动载荷，而且可以确定系统中所有零部件的动态特性及相互作用。 ( 4 ) 完整齿轮系统模型 这种模型同时以齿轮系统中的传动系统和结构系统作为建模对象。因此，这 种模型是耦合型模型，可以在分析中同时考虑传动和结构的相互作用、全面确定 齿轮系统的动态特性，尤其适用于分析齿轮系统的噪声的产生与传递。 在上述四种模型中，除动载系数模型外，其余三类均是常用的。其中齿轮副 扭转模型最简单，常用于传动轴和支承系统刚度较大的齿轮系统的建模，以研究 轮齿啮合的动态特性。第四类齿轮系统模型最为复杂。当需要全面研究系统动态 辽宁工程技术大学项士学位论文 特性是采用，利用这种模型不仅可以全面了解系统中各零部件的动态特性，而且 还可以研究动态啮合力和啮合力由轮齿至箱体的动态传递过程以及箱体的振动和 噪声辐射特性。 在振动理论范畴内，齿轮系统的动力学模型又经历了由线性振动到非线性振 动、由定常系统向参变系统的发展，可规类为： ( 1 ) 线性时不变模型 这类模型线性振动理论，以平均刚度代替时变的啮合刚度，并由此计算齿轮 副的固有频率和振型，不考虑由时变啮合刚度引起的参数激励、啮合间隙引入非 线性对系统的动态特性的影响。 ( 2 ) 线性时变模型 在齿轮传动过程中，由于参与啮合轮齿的个数和啮合位置的变化，齿轮的啮 合刚度是随时间周期性交化的。线性时变模型就是因考虑了啮合网4 度的时变效应 而将问题转化为线性参变问题。这类问题依然不考虑啮合间隙的影响。 1 4 论文课题的背景及意义 随着科学技术的飞速发展，机械工业也发生着日新月异的变化，特别是近二 三十年来机电产品的广泛应用，在机械、航空、航天领域的机电系统正朝着高 速、重载、大柔度、高精度和自动化的方向发展，使得人们对设备的动态性能提 出了更高的要求。非线性动力学、振动、噪声及其控制已成为当前国际科技界研 究的非常活跃的前沿课题之一。在此同时，传统的静态设计方法也逐渐不能适应 设计的要求，而新兴的动态设计方法越来越被认同和采用。 机械在工作中所产生的振动恶化了设备的性能，影响了设备原有的精度、生 产效率和使用寿命，同时，机械振动所产生的噪声，又使环境受到了污染，齿轮 系统是各种机器和机械设备中应用最为广泛的动力和运动传递装置，其力学行为 和工作性能对整机有着重要的影响、机械的振动和噪声，其中大部分来源于齿轮 传动过程中产生的振动。因此，机械产品对齿轮系统的动态性能方面的要求就更 为突出。研究齿轮系统动力学一直受到人们的关注。 齿轮传动系统包括齿轮副、轴、轴承和箱体，也可以包括与齿轮传动有关的 联轴器、飞轮、原动机和负载等。其中各部件的结构及相互连接关系构成了一个 复杂的弹性机械系统。齿轮系统的动力学行为包括轮齿的动态啮合力、动载荷系 辽宁工程技术大擘硕士学位论文9 数以及齿轮系统的振动和噪声特性等。目前，对齿轮传动所用的常规分析和设计 方法已满足不了控制系统的动态性能的要求，因而必须采用现代的分析方法和手 段，通过对齿轮动力学行为进行深入的研究，以进一步了解齿轮系统结构形式、 几何参数、加工方法对系统动力学行为的影响，从而指导高质量齿轮系统的设计 和制造。 齿轮传动系统的工作状态极为复杂，不仅载荷工况和动力设置对系统引入外 部激励；而且齿轮副本身的时变啮合刚度和误差也会对系统产生内部激励。同 时，处于润滑和安装方面的考虑，一般都会提供必要的齿侧间隙。由于齿轮传动 过程中的磨损，也不可避免地在齿轮副中产生间隙。在齿轮处于低速，重载的情 况下，间隙对齿轮系统的动态性能不会产生严重影响。此时传统的线性动力学模 型可以较好地反映齿轮传动的振动特性。 然而，在工程实际中，齿轮可能在高速轻载工况下运转( 如汽车变速系统 等) 。在像机器人这类高速、高精度控制机器中，齿轮系统更是处在频繁启动、 制动的工作条件下。由于齿侧间隙的存在，轮齿间的接触状态将会发生变化，从 而导致轮齿间接触、脱离、再接触的重复冲击。这种由间隙引发的冲击带来的强 烈振动、噪声和较大的动载荷，影响了齿轮的寿命和可靠性，从而促使人们对齿 轮系统的间隙非线性动力学引起了足够的关注。 行星齿轮减速器功率经多个行星轮分流同轴输出，减小了轴和轴承上的载 荷，与其他平行轴系齿轮传动相比，它具有结构紧凑、扭矩与质量比大等优点。 在直升机、汽车、航天器、重型机械和航海机械等领域被广泛应用。 国内外虽然有些学者已经对行星齿轮传动系统的静态特性做了大量大研究并 在设计过程中也考虑了某些动态特性分析方法，但都仅限于线性范围，仍不能避 免齿轮系统在工作过程中发生预料之外的振动破坏。特别是传动系统在工作时产 生的异常振动常常是引起灾难性事故的原因。对此类现象是无法用线性理论来解 释的，必要采用非线性振动的现代方法来研究功率分流传动系统的动态特性。 目前国内外对齿轮非线性动力学研究一般仅限于单对齿轮传动，对星型、行 星的功率分流齿轮系统非线性动力学的研究尚未达到工程的要求。由于行星齿轮 传动一般都包括多对齿轮的啮合问题，其自由度数目较多，非线性响应特性更为 复杂，研究其存在间隙的情况下的时变的非线性振动机理和动态特性，以及载荷 辽宁i 程技术大学硕士学住论文1 0 分配的动态均匀性，对于进一步提高减速器的功重比、延长工作寿命、降低振动 和噪声以及保证其工作可靠性方面都具有重要的理论意义和工程应用价值。 整机的工作性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声，在很大程度上都取决于 传动系统的质量和性能。因此开展对齿轮传动系统的研究，不仅对提高采煤机的 整机性能有极为重要的意义，而且会带来巨大的经济效益和社会效益， 在制造方面，其齿轮采用渗碳淬火合金钢的硬齿面齿轮，每个轮齿都需经过 修形，齿轮的精度达4 5 级。这种齿面的齿轮的承载能力大，齿面的接触疲劳强 度有了很大的提高。其他零件的精度也相当高。从这些角度来看，要在制造方面 挖掘潜力来提高性能会增大制造成本，并且也不会有很大的改观。 在设计方面，由于各设计参数及参数间相互制约的条件较多，强度、应力计 算复杂，技术设计较为繁复。依靠常规的设计方法和手段确定各项参数，工作量 相当大，也难以得到理想的设计结果。因此，为了提高质量、高效率的完成设计 任务，使设计更接近客观实际，进一步减少系统的总体尺寸和重量，缩短设计周 期，提高设计质量和降低设计成本，按照设计方法学的观点，有必要将优化设计 的思想引入到齿轮传动装置的设计研究中，进而根据优化设计结果为工程设计提 供较高的参考价值和整体指导作用的意见。 近几十年来，由于计算机的迅速普及和优化理论的不断发展和完善，国内对 齿轮传动系统的优化设计作恶拉大量的工作。如河南农业大学所做的研究：“齿轮 减速器优化设计参数的转换”，以单级圆柱齿轮减速器为例进行了优化设计，根据 量纲理论，求出相似准则，将优化设计参数转换为不同设计要求的其他齿轮减速 器的优化设计。吉林化工学院的研究工作：“二级圆柱齿轮减速器的模糊优化设 计”，以各级传动的承载能力大致相等和一定承载能力下减速器具有最小的外形尺 寸和重量为多目标。云南工业大学研究的“行星齿轮减速器的模糊多目标优化设 计”，大庆石油学院也将优化设计理论应用于“抽油机双弧齿轮减速器”的研究开发 中等。 目前，国内外许多学者对齿轮传动系统的动态性能的最优化设计进行了研 究。比如，以加速度均方根加权和作为齿轮传动系统动态性能最优化设计的目标 函数，以三对齿轮副的螺旋角和变位系数作为设计变量，经优化设计的齿轮，其 动态性能有明显的改善。李润方、王立华等利用有限元理论和数值分析方法，对 辽宁工程技术大学硕士学位论吏 高速重载齿轮系统在加载和离心力共同作用下的变形和强度进行了分析，研究了 离心力对该系统的影响和动态响应。利用三维啮合弹塑性接触有限元方法对高速 重载齿轮进行了接触强度分析。并基于热弹耦合进行了轮齿的修形计算，得到轮 齿的理想修形曲线，为高速重载齿轮动态设计提供了一种非常有效的方法。机械 系统的动态特性产品设计重要的研究内容，文献提出的基于灵敏度分析的梯度投 影法就是一种十分成功的方法，但是这种方法必须：a 寻求伴随方程；b 进行针 对设计变量的灵敏度分析；c 每一步寻优迭代同时求解系统动力学方程和伴随方 程。这样就给原本复杂的问题增加了理论分析难度和计算规模。 综上所述，对齿轮传动系统的动力学研究已经取得了众多成果。但对于在高 速重载工况下运转的齿轮传动系统的动态特性分析，在国内外很少见到这方面的 额研究报导。 本论文针对采煤机的截割部的行星齿轮传动系统，通过p r o e 、a d a m s 对其 进行可视化及动力学分析与仿真，通过此方法可以尽早发现设计中存在的问题 ( 如运动干涉、锁止等) ，及时对参数进行修正，大大缩短产品的生产周期。具 有较大的理论研究和实际应用的价值。 1 5 课题的实用价值 齿轮传动是由多个齿轮及其支承零件组成的机械结构，具有传动效率高、传 动功率范围广、速度范围大、结构紧凑、维护简便和使用寿命长等优点。然而， 齿轮系统传递的动力和运动是靠轮齿共轭面间的相互作用完成的，即使在外界载 荷恒定且工作负载稳定的情况下，如果啮合轮齿之间的作用力大小、方向或作用 点中任何一个因素发生变化，都会产生振动。由于负载在齿轮传动中是逐齿传递 的，对于直齿圆柱齿轮，在传动过程中总是出现单齿对啮合和双齿对啮合的交 替，从而产生啮入啮出冲击，引起齿轮上载荷的变化及转速的波动，造成传动中 的冲击和噪声。另外齿轮传动没有过载保护作用，传动过程中动载荷过大会对齿 轮造成致命性的危害，如齿根断裂。用虚拟样机技术，可对行星齿轮传动系统进 行仿真，对其动态特性进行分析，可以方便的了解行星齿轮传动系统的动力学性 能，为其优化设计提供依据。 辽宁工程技术大学硕士学位论文 1 2 运用机械系统动力学仿真分析软件a d a m s 与三维实体建模软件p o e e 相结 合，联合建立行星传动系统的仿真分析模型，可以为物理样机的设计和制造提供 依据，缩短设计制造时间。 因此，本文以三维实体建模软件p o e e 和动力学仿真分析软件a d a m s 为工 具，在虚拟样机技术的理论基础上，应用两者者之间的接口技术以及相关学科的 知识，完成对矿用减速器输出部分的渐开线行星齿轮传动系统仿真分析。 1 6 本文研究的主要内容 用f r o e 软件对采煤机截割部的齿轮传动系统进行三维实体建模、虚拟装配及 干涉检查。有些采煤机不用行星减速器，比如m g 3 0 0 型采煤机。而有些采煤机 的摇臂用行星减速器，比如m g 一4 7 5 型采煤机就采用了行星减速器，采用行星减 速器可以增大传动比，并且传动平稳。本文就是以m g 4 7 5 型采煤机的行星齿轮 减速器为研究对象，通过p r o e 绘制各部件三维立体图形，并在p r o e n g i n e e r 环境下进行装配，实现可视化，p r o e n g i n e e r 接口模块( m e c h a n i s m p r o ) 实现p r o e 向a d a m s 的导入。利用a d a m s 软件对三维图形干涉检查、确定运 动锁止的位置、计算运动副的作用力，进行全面的动力学分析及仿真。用a d a m s 动力学分析软件对采煤机截割部齿轮传动系统进行运动学仿真。即 ( 1 ) 在p r o e n g i n e e r 中建立渐开线行星齿轮传动系统的三维实体模型； ( 2 ) 针对行星齿轮传动系统建立数学模型和物理模型。在此基础上进行理 论分析。 ( 3 ) 对行星齿轮传动系统进行运动学仿真分析，验证模型的正确性。并且从 a d a m s 中输出传动系中各部件的运动曲线。 ( 4 ) 对行星齿轮系统时交刚度和间隙非线性振动特性进行分析，建立这种情况下 的力学模型和数学模型 1 7 本章小节 本章介绍了采煤机的研究现状及截割部的传动方式和传动特点，并且简要的 介绍了行星齿轮传动系统的功能，在此基础上给出了论文的研究背景及论文的主 要工作。 辽宁工程技术大擘硕士学住论文 2 模型建立及固有特性分析 2 1 引言 建立行星齿轮分析模型是行星齿轮动力学分析的首要问题，它是行星齿轮动 态分析的基本工具。固有频率和振型是行星齿轮的基本动态特性之一，对系统的 动态响应、动载荷的产生与传递以及系统的振动形式等都具有重要的意义。许多 资料中已经对行星齿轮的固有频率和振型特点进行了研究。行星轮均布的行星齿 轮机构，在转动过程中具有了回转对称性，本章建立了行星齿轮系统振动模型和 扭转振动模型1 1 0 】。 2 2 行星齿轮物理模型的建立 一个单级行星齿轮机构如图2 1 所示，由一个太阳轮( s u n ) ，一个内齿圈 ( r i n g ) ，一个行星架( c a r r i e r ) 和若干个行星轮( p l a n e t ) 组成。 图2 1 单级行星齿轮传动 在太阳轮、内齿圈和行星架三个基本构件中，任意固定一件，其余两件都可 以作为运动和动力的输入和输出构件。当内齿圈固定，用太阳轮或行星架做为动 力输入件，或者将太阳轮固定，用内齿圈或行星架做为运动和动力输入件时，均 称为行星传动或真行星传动。当行星架固定，用太阳轮或内齿圈作为动力或运动 辽宁工程技术走学硕士学位论文 1 4 输入件时，称为非行星传动或假行星传动，又称为分流式定轴传动。此外当三个 基本构件均不固定时，其中任意两个构件都能做为运动或动力输入件或输出件， 这种传动称为差动行星传动。可见行星齿轮系统和其它机械结构系统一样其组成 是相当复杂的，如果不加以简化就无法抓住主要因素，找到关键问题，无法进行 系统动力学分析。因此必须要根据问题的性质，抓住结构系统中的主要因素，忽 略次要因素，使复杂的结构抽象和简化为供分析的模型。为了对行星传动的振动 特性进行分析计算，首要任务是建立一个适用的分析模型。行星齿轮分析模型是 描述系统力学性质的数学表达式，建立分析模型就是对系统动力学模型进行数学 化处理，以得到相应的数学表达式，它是行星齿轮动力学进一步分析的工具。通 过这一数学模型，不仅可以分析行星齿轮振动的振动特性而且还可用来探究行星 齿轮结构动态特性的敏感度和啮合刚度变化引起的参数不稳定性等问题。 图2 2 单对齿轮啮合模型 在行星齿轮物理模型的建立过程中，涉及到以下两个问题： 1 本文涉及到的行星齿轮是如图2 1 所示的单级行星齿轮，所有齿轮被当作 刚体，齿轮间的啮合用一沿作用线方向的线性弹簧来模拟，并且涉及到三维立体 模型，而且认为齿轮存在着优良的润滑，不考虑齿间的摩擦力和阻尼的影响，忽 略齿间的油膜的影响。如图2 2 所示。 辽宁工程技术大学硕士学位论之 图2 - 3 行星齿轮传度系统的动力学模型图 2 单级行星齿轮有多种结构形式，如内齿圈固定，太阳轮或行星架为动力输 入件，或者将太阳轮固定，用内齿圈或行星架做为运动和动力输入件等，所建立 的模型要能够包括这几种形式，并且可以改变行星轮分布的位置和个数。对于图 2 - l 的行星齿轮，1 9 7 6 年b o t m a n 总结出了一种分析方法，分析模型如图2 3 所 示，每一个构件有两个位移和一个旋转三个自由度，这样整个系统最多有3 ( n + 3 ) 个自由度，并且太阳轮与行星轮啮合刚度和内齿圈与行星轮啮合刚度分 别用平均啮合刚度来表示，通过b o t m a n 分析模型可以求解无阻尼自由振动条件 下行星齿轮的固有频率和振型。 2 3 行星齿轮数学模型的建立 齿轮系统的模型可以分成动载系数模型、齿轮扭转振动模型、传动系统模型 和齿轮系统模型四种类型。在上述四种模型中，除动载系数模型外，其余都是常 用的。其中齿轮副扭转振动模型最简单，常用于传动轴和支撑刚度较大的齿轮系 统建模，主要用于研究轮齿啮合的动态特性；齿轮系统模型最复杂，当需要全面 考虑研究系统动态特性时，尤其分析齿轮系统振动噪声的产生与传递时采用，本 文建立了行星齿轮扭转振动模型和行星齿轮系统模型两个分析模型对行星齿轮系 统动态特性进行理论研究。 2 3 1 行星齿轮系统模型的建立 辽宁i 程技术大学硕士学位论文1 6 行星齿轮系统模型可以选用多种形式的坐标系，如内齿圈、太阳轮和行星架 以采用定坐标系或者动坐标系，各个行星轮可以采用彼此平行的坐标系或者采用 以每个行星轮切向的方向为坐标轴，以每个行星轮圆心为坐标原点的坐标系。采 取不同形式的坐标系不会改变行星齿轮的振动特性，但会影响分析的难易程度。 为了简化计算过程，太阳轮、行星架和内齿圈采用动坐标系，行星轮采用以行星 轮切向和法向为坐标轴，并以行星轮圆心为坐标原点的坐标系。b o t m a n 分析模 型各个构件所在坐标系如图2 4 所示： 图2 4 行星齿轮坐标系示意图 太阳轮、内齿圈和行星架所在坐标系为：f o ，五，y h ( h = c , r ，s ) ， o ，磊，巩 ，( m = 1 ，l ，) 是第m 个行星轮的坐标系。行星轮、太阳轮、内齿圈和行 星架坐标系都以固定在行星架圆心的坐标系 o ，i ，j 为参照系，并且随行星架一起 转动。太阳轮、内齿圈和行星架和第m 个行星轮的旋转坐标为u h = 咯幺f ( h = c rs 1 - - - , n ) ，其中皖是构件h 的旋转角，屹分别是太阳轮心到行星轮圆心的距离和 内齿圈、太阳轮和第m 个行星轮的基圆半径。v 是第m 个行星轮的位置角，以 坐标轴f 为基准，并且甲，= o 。下面应用牛第二定律，以太阳轮和第m 个行星轮 啮合为例，推导整个行星齿轮系统振动方程。 辽宁工程技术大学硕士擘住论文 1 7 图2 - 5 太阳轮与第m 个行星轮啮合 设太阳轮与每一个行星轮啮合的平均啮合刚度都相等，内齿圈与每一个行星 轮的平均啮合刚度都相等，每个构件的x ，y 轴方向的支撑刚度相等。图2 - 5 表示 为太阳轮与第m 个行星轮的啮合关系图，轮齿啮合静传递误差是动态激励，太 阳轮的位置和加速度分别是职= 巧+ 只_ ，和哦= 置f + 见_ ，则太阳轮振动方程为： m 。茸一k , p s i n 。+ 屯t = o i l l 。笕+ c o s 甲。+ t 只= o 卜粪饥吨虬= 式中：l 王，。甲。= i 王，。一致 ( 2 1 ) 表示为太阳轮与第m 个行星轮啮合时沿作用线方向的弹性变形，根据式 ( 2 - 5 ) 计算。 内齿圈、行星轮和行星架振动分析和方程建立过程与太阳轮振动方建立过程 相似，应用牛顿第二定律，得到内齿圈的振动方程： 辽宁工程技术大学硕士季位论文 1 8 m ，薯- z 七j l ，s i n 甲。+ 七，- - 0 m 。辫+ c o s l l ，+ 砖只= o 卜粪嘛+ k 咋= ( 2 2 ) 式中：一一内齿圈第m 个行星轮啮合沿作用线方向的弹性变形按式( 2 6 ) 进行计算。 壬，搠一l 壬，肼= 甲。+ 晖 行星架振动方程： i t i 。茸一( c o s l l ，。- c v 。s i n 。) + t = o m 虞+ e k p ( o , s i n w ，+ c o s 甲。) + 恕儿= o ) 玩+ 薹弛+ 屯= 式中：一第i n 个行星轮法向的弹性变形，按式( 2 7 ) 进行计算； ( 2 3 ) o m t 一第1 1 1 个行星轮切向的弹性变形，按式( 2 8 ) 进行计算第m 个 行星轮振动方程： m p 六一o s ms i n a , 一s i n a , 一七，口o = o m 毒。一k 。p 。c o s a l k 。芦。c o s a r k 。- 0 ( + 一k = 。 ( 2 4 ) 各个组件间相互作用的弹性变形如图2 6 所示，在图中( a ) 为太阳轮与第 m 个行星轮啮合时沿作用线方向的弹性变形，( b ) 为内齿圈与第m 个行星轮啮 合时，沿作用线方向的弹性变形，( c ) 为第m 个行星轮与行星架作用沿切向和 法向的弹性变形。 辽宁工程技术大学硕士擘住论文1 9 根据图2 - 6 ( a ) ，得到太阳轮与第m 个行星轮啮合沿作用线方向的弹性 形为： 盯m = 只c o s u 。一ts i n u s 。一厶c o s a , + 虬+ z + ( 2 5 ) 根据图2 - 6 ( b ) ，得到内齿圈与第m 个行星轮啮合沿作用线方向的弹性变形： = 只c o s u ，一s i n u 。一厶s i n q + c o s a , + “，+ “。+ ( 2 - 6 ) 根据图2 - 6 ( c ) ，得到第m 个行星轮与行星架作用沿法向的弹性变形为： = 只s i n q 。+ t c o s q j 。一厶 ( 2 7 ) 沿行星轮切向的弹性变形为： o m t = y 。c o s l f 。一ts i n , , i 。一+ 虬 ( 2 - 8 ) y 彻 图2 - 6 各个组件间相互作用弹性变形 将公式( 2 5 ) 一( 2 8 ) ，代入式( 2 1 ) 一( 2 4 ) ，并选取系统的广义坐标如 下： 辽宁工- f l 技术大擘硕士学位论文 2 0 il 小i 警百x r , y r , u r 百x i , y s , n s 警警j 。9 i 百、蔺，、：胃。耐j 5 防+ 局+ 盖：】r = r ( f ) + f ( f ) ( 2 - 1 0 ) 2 3 2 行星齿轮扭转模型的建立 轮齿啮合动态激励的最直接的结果是行星齿轮扭转振动，因此在行星齿轮机 构的不稳定性分析中，可以不考虑齿轮在位移坐标系上的弹性振动位移，模型的 广义自由度是扭转振动，假设支撑是刚性的，对于图2 1 所示的行星齿轮，扭转 振动的物理模型如图2 - 3 所示，采用与图2 4 所示相同的旋转坐标系，扭转振动 模型数学模型的建立过程与行星齿轮系统模型相似。 根据牛顿第二定律，得太阳轮的振动方程为： ) 吃+ 耋讹叫+ 萎n 饥= ( 2 - 1 1 ) ( 卜薹讹训+ 壹m = l 饥= 协 。r d ，7 行星架的振动方程为： 辽宁工程技术失学硕士学位论文 黔菩咻菩c 驴 薹k 蚱一薹锄芬叫= i ( 一) 一蚱+ 蚝+ ( + ) = o ( 2 1 4 ) 式中：工是第刀阶固有频率，振型叱= 【o 。，m ，q ，钆r ， 辽宁工程技术大荦硕士学位论文 hn ( 吒+ 磁- f 2 u c ) o + 啜m 。= o _ l il nn ( 如+ 群一彳m ) m ，+ 职由。= o - i* l i n ( 匕+ 霸一名m 弦，+ 哎中。= o m im - l ( 鼹) 7 + ( k t 0 7 + ( 磁) 7 + ( 翰一露坳) 西。= o ，m = l ，n 2 4 2 扭转振动模型固有特性分析 由式( 2 1 6 ) 得到扭转振动模型非时变性特征方程为： k o ( i ) n = 砖m 砷， ( 2 1 9 ) ( 2 2 0 ) ( 2 2 1 ) ( 2 2 2 ) ( 2 2 3 ) 内齿圈固定的扭转振动固有频率和振型可以分成以下三种类型 ( 1 ) 固有频率为零的刚体振动； ( 2 ) 两个单值解固有频率，行星轮的运动满足： 1 , 1 t = = ，( m = l ，) ( 2 - 2 4 ) ( 3 ) n - 1 个同值解的固有频率，太阳轮和行星架没有振动，第n 1 个行星轮振型与第l 、2 个行星轮的振型满足： 。= hs i n ( v 2 一甲。) + 啦s i n w 。 s i n w 2 ，珊= 3 ，n ( 2 - 2 5 ) 2 4 3 行星齿轮传动比的分析 图2 8 行星齿轮传动简图 辽宁工程技术大学硕士学住论文 传动比的计算公式： 磊=(-#a一-qo)x=ct，”磊：j：；竺主；i黼 c2 - 2 6 ， 一q、在仉6 间主动轮齿数的连乘积 式中：艺为将行星架固定、行星轮系转化为定轴轮系时齿轮a 和b 间的传动 比；吃、纯、q 分别为a 、b 和x 的角速度；m 为在a 、