csp轧机鼓形齿联轴器磨损区域的研究

csp轧机鼓形齿联轴器磨损区域的研究

1齿面磨损问题齿面磨损是鼓齿联轴器失败的最重要形式。威廉姆斯等人通过衰减、热阻、涂层和力阻托盘等方法测量了咬合区域和接触应力。试验方法破坏了现有的接触特性，存在一些缺陷。许多科学家使用有限元和边界元等数值方法研究了鼓齿联轴器的齿面接触，但只使用单个齿进行建模和分析。由于鼓齿联轴器的角位变大，因此联轴器没有绝对的对称轴，因此单齿不能分析每个齿的模型中的接触状态。国内某轧机的鼓形齿联轴器齿面上齿顶和齿根磨损严重,形成“工”字形磨损区域,影响其使用寿命;磨损严重时,造成传动系统速度周期性波动,影响生产正常进行和产品质量。为了解决磨损问题,应用解析方法和有限元仿真两种方法,探寻了这一现象的成因,并提出解决办法。2齿轮齿面磨损特征鼓形齿联轴器(如图1所示)位于轧辊与齿轮座之间,用来传递扭矩,并起到补偿轧辊与齿轮座之间角位移的作用。联轴器的外齿套和内齿圈模数、齿数分别为12和51;外齿套与浮动轴通过梅花键连结,外齿套齿顶直径为635mm;左右两个内齿圈各与轧辊和齿轮座相连,内齿圈齿底直径为634mm;内齿套和外齿圈的位移圆直径等于节圆直径d=m·z=612mm(m为模数,z为齿数),空载许用补偿角2°20′,负载许用补偿角1°05′。联轴器服役两年后,发现传动速度波动变大,换下的联轴器齿面上出现较大的磨损,内齿套和外齿圈齿面磨损区域均呈现“工”字形,如图2所示:齿面中等磨损,有“磨光”现象;齿面上沿联轴器轴向有带状磨损痕迹;顶面节曲面附近磨损带长度16mm左右,齿顶和齿底约为45mm;齿面中部节曲面附近的磨损带为断续状,而齿顶和齿根磨损带是连续的,且较齿中部严重很多。3旋转四氟组合fc传动中,鼓形齿联轴器应保证自动对心,否则由于自重和偏心而产生的离心力作用将破坏运动的稳定性,使运转不平稳,并产生齿面磨损。若鼓形齿联轴器齿顶隙Δy在传动中没有消除,将产生离心力(如图3所示)Fc:式中m——外齿轴套和浮动轴的总质量,7×103kg;ω——联轴器的工作转速,6πrad/s;e——相对径向位移,考虑到浮动轴自重偏心,e取齿顶隙的10倍,10mm。由于离心力的存在,为了使联轴器内外齿能自动对中,需要传递最小力矩Tmin为式中,d为轮齿分度圆直径,612mm。代入参数计算,得Tmin=3.8×103N·m,而实测扭矩约TT=1.9×105N·m,稳定性系数ε=TT/Tmin=207,理论上ε>10即可满足自动对中和稳定性的要求,所以该鼓形齿联轴器在传动中无偏心,可排除齿顶隙及浮动轴自重引起的质量偏心对齿面磨损的影响。4点空间分析模型4.1齿廓线坐标系的建立两个半联轴器存在角位移的情况下,内、外齿由全齿接触变为部分齿接触,齿面接触应力将大大增加。计算刚体条件下,联轴器接触情况。轧机鼓形齿联轴器外齿套齿面为鼓形齿面,铣齿加工的特点决定了各外齿节圆面是一个中点在质心的球面,外齿面被与外齿中截面垂直且过球心的平面所截得的线均为相同的渐开线(图4)。依此规律建立外齿的齿面方程。1)坐标系P1(O,x1,y1,z1)为不动的固定坐标系,z1轴与内齿圈轴线重合;2)坐标系P1c(O,x1c,y1c,z1c)为z1c轴与外齿套轴线重合的固定坐标系,x1c轴与x1轴重合,z1轴与z1c轴的夹角为θ1c,即为联轴器的角位移;3)坐标系P1r(O,x1r,y1r,z1r)为与外齿套固联的动坐标系,z1r轴与z1c轴重合,x1r轴与联轴器起始齿中线重合,x1r轴与x1c轴的夹角为θ1r,即起始齿角;4)坐标系P1g(O,x1g,y1g,z1g)为与距起始齿夹角为θ1g齿的固联坐标系,z1g轴与z1r轴重合,x1g轴与x1r轴的夹角为θ1g,即齿周各齿距离起始齿的偏角;5)坐标系P1i(O,x1i,y1i,z1i)为与外齿中截面垂直且过球心的平面的固联坐标系,y1i轴与y1g轴重合,x1i轴与x1g轴的夹角为θ1i,即齿廓线沿齿宽方向(外齿套轴向)的偏角;图4e)中的齿廓线坐标方程为:其中式中r1——齿廓方程半径坐标;θ1——齿廓方程角坐标;α1——渐开线自变量;α——节圆上的压力角20°;x——变位系数0.5;z——齿数51。由此通过四个坐标变换矩阵将齿面上任意渐开线齿廓面变换到固定坐标系上:从而建立了任意外齿面齿上的任意一条过球心截得的齿廓线与固定坐标系之间的联系。与外齿套齿面方程的建立类似,只需将各符号角标从1换作2,再令θ2i=0,z2i=b(b为齿面轴向长度方向的自变量),即可得到内齿圈的齿面方程。按刚体接触条件,通过下式编程求解各齿对的最小角间隙点。4.2齿面接触应力计算结果显示(图5):内外齿在水平面上的2～5个齿对上接触,角位移越大则接触齿数越少,有啮合的齿面上的接触应力就越大;齿宽方向上,角位移越大则齿宽方向上接触的范围越大,齿体受到的弯矩越大,齿面上交变作用的正应力和剪应力就越大。以上两方面作用到齿体和齿面上,在联轴器转动过程中,内外齿接触区域由齿宽方向上的一边移动到另一边,齿面上就形成了磨损带。5简化的单齿和组合齿前人对鼓形齿联轴器齿面接触的有限元接触研究中均只拿出单个齿对建模计算分析,有很大的弊端:一方面,单齿对的简化中约束条件严重退化,与实际情况差别很大;另一方面,忽略了联轴器角位移对齿面接触的影响。还有一些模型只拿出最危险的单个齿做有限元分析,直接将扭矩简化为力加载到齿面上。而要想得到与实际情况相符的结果只有建立全齿对鼓形齿联轴器三维模型计算与分析。5.1接触单元的选择依照图纸,用有限元软件Ansys建立鼓形齿联轴器外齿套和内齿圈有限元模型(如图6所示)。弹性模量取2.06e11Pa、泊松比0.28、摩擦系数0.1。选用Solid45号8节点6面体等参单元和contact170、contact174接触单元,接触齿面和齿根倒角均局部网格细化,外齿套共43248个单元,内齿圈共38454个单元,其中各6426个接触单元。为避免圣维南定理中所述的局部应力效应,模型的约束与载荷均没有加到外齿套和内齿圈本身,而是将外齿套的内圈和内齿圈的外圈各向一侧延长200mm,在各自延长部分加载(图中未显示),载荷为扭矩790kN·m。5.2齿面磨损的“工”弧形磨损模型分析及注意事项计算发现,每个齿面上的齿顶和齿根附近接触应力均大于节圆附近的,如图7所示,这是由于内外齿之间的啮合是齿根、齿顶相互对应,而每个齿在齿根处弯曲刚度最大;外齿套齿面上的齿根和齿顶最大接触应力在联轴器圆周上分布均为正弦(余弦)分布,且相位上差π(图8),具有此消彼涨的特点。通过以上啮合点空间解析模型和有限元模型的分析可知,齿面上出现的“工”字形磨损区域是由于内齿圈和外齿套之间补偿角的存在,齿根和齿顶附近的齿面上各出现接触应力极值区域,啮合区域随联轴器的转动在齿面上沿齿宽方向横向往复运动,从而使齿根和齿顶的磨损远远大于齿面中部节圆附近的磨损,形成齿面上的“工”字形磨损形貌。如果润滑条件不良,则齿根和齿顶附近的齿面将会由于较大的接触应力而出现局部失效,如点蚀或者更严重者出现胶合,所以鼓形齿联轴器的润滑是其正常使用的必要条件;另外,应定期检查齿面磨损情况并测量齿侧间隙,做好齿面磨损早起预报,避免对生产的影响;还有就是在设计和制造过程中,齿形联轴器齿根和齿顶的修形也至关重要,应保证在额定扭矩条件下,齿面接触不要出现应力极值区域,从而降低接触应力水平,降低磨损发生。6“工”球形磨损形成原因分析1)该鼓形齿联轴器有很高的稳定性系数ε,具有良好自对心性,齿顶隙及浮动轴自重引起的质量偏心不是引起“工”字形磨损的原因。2)通过空间解析模型和有限元模型的分析,齿根和齿顶出现的接触