江增輝 殷少華 劉文廣 孫雁梁 石岳林

（1.杭州前進齒輪箱集團股份有限公司，浙江 杭州 311203；2.杭州而然科技有限公司，浙江 杭州 310051）

齒輪的潤滑效果、結構是關系到齒輪系最終效果的主要因素，齒輪箱的油路直接關系到齒輪的潤滑效果，齒輪減速器結構關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)、齒輪箱減速器結構進行優(yōu)化設計。

1 常規(guī)船用離合器油路系統(tǒng)

油路控制系統(tǒng)需要為離合器供應相應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的獨立油泵、壓力調節(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。使用多機帶油泵驅動并不現(xiàn)實，因此從實際需求出發(fā)需要在船體機艙內部配備相應的電動泵組，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)二級壓力調節(jié)閥反饋增壓油路需要設置在操縱閥之前，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)結構依然具有結構風險，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)設計

具體內容如表1。

表1 本次研究減速器主要技術參數(shù)

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)品間相互作用關系為物理性質與電磁固定連接，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構、結構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，往往將分析結構、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，在構建邊界條件時明確邊界條件施加位置是首要任務，隨即進一步分析明確對象與外界環(huán)境之間的連接方式，在此基礎上進一步構建可以實現(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部結構自重，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，使結構質點與螺栓孔面節(jié)點直接構建連接，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合面作為主要的作用位置，mass21 是齒輪箱模型結構質點，動力、靜力分析均可以形成一種質量矩陣，簡化齒輪結構僅需使用一個質點來表示齒輪、軸承等一系列復雜結構，在模型中也僅需表示出其質量即可。[2]

4 齒輪箱結構性能

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，以及齒輪箱結構在工作狀態(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，并在此基礎上將每個方向的位移、力表達出來。MSC.Patran 是現(xiàn)階段學術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。

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構相對復雜的齒輪箱，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

通常對結構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，對于機械結構而言，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

確定齒輪箱的結構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速為1000r/s，額定功率79Pa，摩擦片外徑173mm，內徑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：

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——摩擦片內徑。

本次研究專門對輕型高速船離合器進行設計，使用多離合器油路控制系統(tǒng)。結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，將油缸油壓設計為20bar。

5.2 潤滑散熱部位流量

輕型高速船為柴油機驅動，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pm≥2bar；工轉p ≥4bar。潤滑散熱部位主要有齒輪副、離合器摩擦片、滾動軸承：

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，并未設置強制噴油點，因此最終QZ=0。

離合器摩擦片摩擦副流量QR：

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。在滾動軸承結構形式、軸承外徑、安裝部位基礎上，根據(jù)無需散熱軸承流量上限、對稱型結構軸承實現(xiàn)潤滑所需要的上限流量、非對稱型結構軸承實現(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。在結合齒輪箱實際運作的基礎上得知，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 的油泵避免低轉速情況下油壓過低引發(fā)報警。

6 結論

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構性能。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的油泵避免低轉速情況下油壓過低引發(fā)報警。