齿轮齿条式（精选7篇）
齿轮齿条式 篇1
1 前言
齿轮齿条式施工升降机(以下简称升降机)是建筑施工中必不可少的起重运输机械,但是目前多数升降机操作台仅仅有简单的几个按钮和手柄,操作设备过于简陋,司机很难实时获得升降机自身的参数和运行状态,所以需要一种能实时显示升降机自身参数和运行状态,并能对某些参数或状态进行实时语音提示的监测设备,给司机以简单明了的提示或告警,以便司机能对下一步的操作做出正确的判断,确保升降机安全高效的运行。
2 系统的设计
2.1 确定显示的参数和运行状态
一般来说,为了防止超载,司机需要知道当前载荷与额定载荷。对于能否启动运行升降机,司机需要知道进口门、出口门和天窗门等处的安全保护开关是否已经闭合。对于要到哪层或多高停止升降机,司机需要知道当前楼层或当前高度,那么显示总楼层数和总高度数也是必要的。为了知道是否已运行到上下允许的最终位置,显示上下限位和上下减速开关的工作状态也是必要的。
实时语音提示应该提示诸如已超载、已到底、已到顶、门未关无法运行等,可以给司机更好的提醒,使司机心中有数,确保操作与运行安全有效。
2.2 安全参数与运行状态的获取
一般来说,升降机都有笼门限位、顶部底部限位、上下减速限位、起重量限制器,这些可以从控制升降机的PLC中获取相应的参数。为了测得运行高度和速度,需要选取测速装置,一般用速度编码器与运动部件相连接获取需要的参数。
2.3 确定显示与语音元件
针对显示亮度、显示效果和安装空间,显示部件选用目前技术比较成熟的TFT液晶显示屏,一般来说7寸屏足够显示所有这些参数,可以选用三菱、施耐德等国外厂商的专用液晶模组,用法简单,内嵌组态软件,还配有上位机修改软件,但是价格比较昂贵,可定制性也比较差。目前市场上国产液晶模组比较多,价格相对便宜了很多,用法略显复杂,但是可定制性非常好,对工业显示环境的适应能力也没问题。所以建议选用国产液晶模组。
目前语音产品种类繁多,新品层出不穷,但是实现的功能相差不多,抗干扰能力也基本没问题,出于成本和可靠性考虑,选用最常用的ISD4000系列语音芯片作为语音告警。主控制芯片选用8位的51系列单片机,可以满足运算速度的要求。
2.4 系统原理
系统主要由各种传感器、编码器、升降机控制单元(PLC)、监测装置控制单元和显示及声音告警装置组成,系统原理框图见图1。可编程控制器(PLC)通过各种传感器、监测仪表、限位开关、操作键盘等设备获取升降机自身的各种安全系数和运行状态,并将数据传送给监测装置控制单元(MCU),MCU将安全系数和运行状态进行相应的计算,并把最终结果显示到液晶面板上面,同时MCU根据重要性级别采用高级别优播技术对升降机自身的错误和误操作等信息进行真人语音告警。
系统运行界面分为2种,一个是升降机运行时的界面(图2),另一个是升降机停止时的界面(图3)。
3 结论
本监测系统已经在我院最新研制的SCD300/300高速重载节能型施工升降机上试验,目前运行良好。该装置可以通过液晶显示器实时动态显示升降机的各种运行参数并将其储存记忆,显示各安全限位开关的工作状态,还可以记录并显示电气控制系统的故障并发出真人语音报警提示等。通过液晶显示器可图文并茂的实时动态显示吊笼实际的载重量、运行速度、运行高度、各个限位开关的状态、所处的层站等信息,并将各种运动参数记忆储存。本装置可在实现上述显示内容的基础上,在设备超载、超速、限位开关故障、冒顶开关故障、选层错误、设备运行故障或人员误操作等情况下输出报警和真人语音提示,方便操作人员了解故障位置和原因,同时其记录存储的信息便于事后分析研究设备的工作时数及故障。
摘要：分析了齿轮齿条式施工升降机监测系统研究的重要性,确定了需要监测的升降机的运行及安全参数,并对系统的设计给出了指导思路,最后选择合适的器件与设备进行了系统的实现,并通过实际使用验证了系统的可靠性及先进性。
关键词：施工升降机,监测系统,运行状态
齿轮齿条式转向器的动力学仿真 篇2
关键词：转向器,齿轮齿条,瞬态动力学仿真
齿轮齿条转向器的核心部件是齿轮齿条啮合副, 其啮合齿面的应力分布对转向器的设计具有重要的指导意义。 本文使用Workbench软件对某型号的转向器进行了仿真分析, 由于施加的是交变载荷 ( 模拟急打方向盘工况) , 故属于动力学仿真范畴。
1模型的建立
本文所仿真的齿轮齿条转向器实物。 首先依据设计图纸在CATIA软件中建立其三维模型, 然后将其简化成仿真模型 ( 图1) , 再用.stp格式将该模型导入到Workbench中。
仿真模型中保留了转向器啮合副的全部约束: 齿轮轴两端有轴承支承, 齿条左端为轴套, 右端为浮动弹性支撑。 为仿真时施加约束创造条件。
2定义材料属性
在Engineering Data选项中设置各个零件的材料属性, 齿轮轴为20Cr Mn Ti, 支撑座为45号钢, 其中齿条的含齿的部分为45号钢热处理, 另一部分为45号钢, 故将这两部分切开, 分别指定不同的抗拉和屈服强度后再使用From new part指令将其和为一体[2,3]。
3建立约束条件
根据转向器的机械结构建立约束。 首先在齿轮齿条的接触面上建立摩擦接触副 ( frictionl) , 摩擦因数为0.08;在弹簧座与齿条接触面之间也建立接触副, 摩擦因数为0.06 ( 摩擦副在求解过程中的行为是非线性的) 。 在齿轮轴前轴承处建立转动副, 并释放轴向移动;在其后轴承处建立转动副。 对浮动支撑座的约束方式为:在支撑座侧壁上建立滑动副; 在支撑座尾部添加弹簧副 ( Spring- Ground) , 并设定弹簧刚度为150N/mm, 预紧力为550N。 最后将齿条左端固定以平衡加载力。
上述约束条件均根据该转向器的设计图纸及在试验台上的装夹方式建立, 数据由厂家提供。
4划分网格
使用六面体单元进行网格划分, 并使用局部加密来节约计算时间。 其中齿形部分的网格加密为3mm, 其余部分为4mm, 并使用Refine- ment指令对接触部位的网格进行细化。 划分完成后模型共有164508个节点, 103818个网格单元, 如图2所示。
5施加载荷
本文仿真的是转向器在急打方向盘工况下的动力学过程, 故据此设计在齿轮轴上的加载扭矩曲线 ( 图3) 。 载荷幅度为±30000Nmm, 作用时间为1秒。 其中0~0.45秒为顺时针加载, 0.55~1.0秒为逆时针加载, 转矩在0.45~0.55秒区间内换向。 这种加载设计是为了模拟急打方向盘时转向器的受载过程。 求解过程设计为变步长, 在0~0.4秒及0.6~1.0秒两个时间段计算步长为0.02秒, 各安排了20个计算点;而在换向段 ( 0.45~0.55秒) 计算步长为0.005秒, 共安排40个计算点。
6计算求解及分析
完成上述前处理过程后, 即对模型进行仿真计算。 计算用时10小时, 获得了仿真模型的位移、应力、应变云图。
图4为模型在加载结束后的位移云图。 因齿条左端固定, 其位移向右扩展并在右端最大, 符合实际情况。
图5~ 图8为加载过程的不同阶段齿轮齿条啮合副中齿面上的应力云图。 图中显示在交变扭转作用下, 啮合副中出现了前后两个啮合区。
图5、图6的应力云图出现在加载0.4秒左右的位置。 此时为顺时针加载, 齿轮齿条的啮合区位于齿面的前端。 齿条接触区的最大应力为883MPa, 齿轮为924.1MPa。 齿条接触区位于齿高中部, 齿轮接触区位于齿顶部。
图7、图8的应力云图出现在加载0.9秒左右的位置。此时为逆时针加载, 齿轮齿条的啮合区位于齿面的后端。 齿条接触区的最大应力为1033MPa, 齿轮为787MPa。 接触区也分别位于齿条的齿高中部及齿轮的顶部。
上述啮合区的交替变化与载荷变化相对应, 符合实际情况, 佐证了本文仿真的正确性。 仿真过程显示齿面的最大接触应力为1033Mpa。
仿真结果显示, 齿轮的接触区均在齿顶部附近, 说明在加载时啮合副出现径向分离现象。 此现象预示着齿条右端的浮动支撑的刚度可能不足, 导致齿条在急打方向盘的工况下弯曲变形过大。 应在支撑弹簧的设计中考虑此现象。
7结论
本文使用Workbench软件对齿轮齿条转向器模型进行了瞬态动力学仿真分析, 获取了啮合副处的变形及应力云图。 验证了齿面的接触强度, 发现了在急打方向盘工况下啮合副的径向分离现象, 并得出了弹性支撑结构可能刚度不足的结论。 对齿轮齿条转向器中浮动支撑的设计具有一定的参考价值。
参考文献
[1]西北工业大学机械原理及机械零件教研组.机械设计[M].北京:人民教育出版社, 1987.
[2]李范春.Ansys Workbench设计建模与虚拟仿真[M].北京:电子工业出版社, 2011:1-10, 216-263.
齿轮齿条式 篇3
干熄焦工艺是治理焦化厂炼焦污染的有效手段, 作为一项节能减排和循环经济的重要技术, 干熄焦工艺得到越来越多的推广和应用。我公司积累多年的干熄焦经验, 并适时开发了许多可靠、经济、实用的设备。本文主要介绍干熄焦横移工艺中的齿轮齿条式牵引装置。
1 牵引装置结构
牵引装置用于将焦罐沿横移轨道牵引, 移送至提升机下。为满足不同工艺需要, 公司分别开发研制了齿条固定式和齿轮固定式牵引装置。
1.1 齿条固定式牵引装置
齿条固定式牵引装置为双挂钩系统, 可同时牵引两个“带轮焦罐”, 实现高效横移。齿条固定式牵引主要由挂钩机构、齿条机构、走行小车、防倾翻装置、小车轨道、手动牵引装置组成 (见图1) 。
1) 挂钩机构。焊接件通过销轴连接在走行小车上, 挂钩机构的抬起和落下由安装于走行小车上的电液推杆驱动。
2) 走行小车。主要由车架、车轮装配、电动驱动装置等组成。车架为焊接件;车轮装配通过螺栓连接于车架上;电动驱动装置主要由电机、减速机、联轴器、齿轮轴组成, 电机驱动齿轮轴在齿条机构上运动, 从而带动走行小车在小车轨道上运动。受限于走行小车的空间大小, 每台走行小车只包含一套电动驱动装置。
3) 防倾翻装置。主要由保持架和滚轮组成, 它与小车轨道底座配合, 使走行小车在小车轨道上平稳运行, 防止倾覆。
4) 手动牵引装置。当电动驱动出现故障时, 需要通过手动牵引装置实现整个系统的正常运行。手动牵引装置安装在提升机附近的地面上, 主要由摇把、行星减速机、卷筒装配、钢丝绳、压辊装配组成。
1.挂钩机构2.齿条机构3.车轮装配4.齿轮轴5.走行小车6.电液推杆
1.2 齿轮固定式牵引装置
此装置为单挂钩系统, 每次牵引1个焦罐, 用于一般的干熄焦横移工艺中。
主要由挂钩机构、摆动装置、滑杆机构、滑杆轨道、压辊装置、传动装置、滚轮支撑装置组成 (见图2) 。
1.挂钩机构2.滑杆机构3.压辊装置4.滚轮支撑装置5.传动装置6.滑杆轨道7.走行框架8.摆动装置9.旋转框架10.拉臂11.挂钩
1) 挂钩机构。四杆机构, 由挂钩、拉臂、旋转框架、走行框架组成, 挂钩通过销轴、走行框架通过螺栓连接在滑杆机构上, 旋转框架在摆动装置的驱动下实现挂钩的升起和降落。
2) 摆动装置。主要由摆动轨道、摇杆、液压缸、轴、支座组成, 液压缸伸缩带动摇杆、摆动轨道在一定角度内旋转。
3) 滑杆机构。主要由齿条和齿条架组成, 齿条通过螺栓连接在齿条架底部, 通过传动装置的驱动实现挂钩机构和滑杆机构在滑杆轨道上行走;靠滚轮支撑装置实现对滑杆机构的支撑。
4) 传动装置。主要由齿轮轴、电机、减速器、制动器、离合器、底座等组成, 每套传动装置包含两种驱动装置, 一种为电动驱动 (含变频电机和减速机) , 另一种为手动驱动 (含行星减速机) 。当电动驱动出现故障, 通过离合器切换到手动驱动, 保证系统顺利运行。
5) 压辊装置。由压辊和支架组成, 压辊通过支架固定于传动装置底座上, 2个压辊要求间隔至少1m以上, 在滑杆运行过程中压住滑杆, 避免滑杆翘起。
2 牵引装置技术特点
1) 齿轮齿条式牵引装置具有传动平稳、停车位置可靠的优点。
2) 本着经济、可靠的原则, 牵引装置正常驱动均采用电动, 应急驱动均采用手动。
3) 齿条固定式的牵引装置投资最大, 齿轮固定式的次之, 卷扬驱动的投资最小。因此, 齿条固定式的牵引装置多应用于横移距离较短、需要高效横移 (两个焦罐同时横移) 的干熄焦工艺, 卷扬驱动则多用于距离较远、牵引重量较轻的横移。
4) 齿轮固定的牵引装置, 长齿条运动再加上横移行程, 需要较大的空间。当场地受限时, 可将齿条架设计成铰接的两部分。当空间有限时, 铰接的后半段齿条架可跟随一回转臂移动, 减少所占用的空间。
5) 牵引速度由工艺需要决定, 由变频电机和接近开关联合控制, 一般为0~0.73 m/s。
3 电机选型
计算各种情况下所需驱动力矩的大小, 从而确定驱动电机功率。
3.1 平稳运行阶段
焦罐容积大 (每孔出焦量为17.8t的焦炉, 需要配容积约50m3的焦罐) , 必须考虑风压阻力。运行过程中, 承受的静阻力主要为摩擦阻力、风压阻力、轨道坡度阻力等。
1) 计算摩擦阻力:
式中:Mm为摩擦阻力矩, N·m;G、Q为分别为横移台车、焦罐的重量, N;k为滚动摩擦因数;μ为车轮轴承摩擦因数;d为轴承内径, m;β为附加摩擦阻力系数, 主要考虑车轮轮缘与轨道的摩擦、轨道的弯曲与不平行性、轨道不直以及运转时车轮的摆动等因素。
代入数据, 得到摩擦阻力矩。代入以下公式, 可计算得到摩擦阻力:
式中:Dc为车轮直径, m。
2) 风压阻力:
式中:Pf为由风压产生的阻力, N;q为计算风压, 取98 N/m2;∑F为横移台车及焦罐的迎风面积, m2。
3) 轨道坡度阻力:
式中, kp为轨道坡度阻力系数, 当轨道水平安装在钢筋混凝土基础上时, kp取0.001。
满载运行时静阻力矩:
因此, 在平稳运行时, 电动机轴上须克服的静阻力矩为:
式中:i为减速机减速比;η为系统总传动效率。
减速机速比i的确定:首先预选电机转速n1, 平稳横移的速度v, 通过 确定齿轮转速;其次通过i=n1/nc, 初步确定减速机速比i。
3.2 起动阶段
在起动加速时, 电机除克服上述平稳运行的静阻力外, 还必须克服运行机构转动质量和移动质量的惯性力。
使运行机构转动零件转动加速时的动力矩为:
式中:J1、 (GD2) 1为第一根轴上零件的转动惯量 (kg·m2) 与飞轮矩 (N·m2) ;ω1、n1为第一根轴上的角速度 (rad/s) 与转速 (r/min) ;tq为起动时间, s;C为将第二、第三根轴上的零件的动力矩换算到第一根轴上所乘的系数。
(GD2) 1的计算为:
(GD2) 1= (GD2) 电机+ (GD2) 联轴器=4g (J1) 电机+ (J1) 联轴器]。
使带载荷的横移台车、焦罐质量水平移动加速时 (换算到第一根轴上) 的动力矩:
在起动时, 电机要克服的总阻力矩为:
取过载系数1.3, 则计算的电机额定转矩为:Mc=Mq/1.3。
计算电机额定功率:Pc=Mc·n1/9550
查样本, 从而确定电机型号、额定转速和额定功率。
4 结语
以上介绍的干熄焦横移牵引装置具有经济、实用、可靠的特点, 是我公司多年干熄焦工程设计和总承包技术的总结和创新, 且已在各项干熄焦工程中得到应用, 设备投产多年, 用户反映良好。
摘要：主要介绍了所开发的干熄焦齿轮齿条式横移牵引装置的结构、技术特点和电机选型。
齿轮齿条钻机相似样机研制 篇4
1 齿轮齿条钻机相似模型系统设计
1.1 系统组成
齿轮齿条相似模型样机系统由钻机模型样机、控制系统、检测系统和钻头模拟机构组成。钻机的控制系统是由上位机、多轴运动控制器IMAC、变频器和必要的电气元件组成;检测系统主要由拉力传感器、扭矩传感器组成;钻头模拟系统是由安装在地面上的电磁刹车装置和轴向载荷加载装置组成;钻机模型样机是按照相似理论独立研制的,其结构如图1所示,模型样机主要模拟了钻机的升降、顶驱的旋转钻进、顶驱导向和井架承担反扭矩等作业。
1—三相异步电动机,2—摆线针轮减速器,3—主体面板,4—电机(模拟顶驱),5—槽钢,6—齿条,7—角钢,8—上挡板,9—角钢桁架,10—横梁加强板,11—工字钢底座,12—斜支撑,13—三向导轮侧轮机构,14—三向导轮主轮机构,15—支撑铰耳,16—底座装配体
1.2 工作原理
通过调整钻头模拟系统中的电磁刹车装置的参数,来调整模型钻机的输出扭矩,模拟钻头钻进扭矩;通过调整轴向钻杆加载装置,来调整升降系统的轴向载荷,模拟钻机作业过程中的钩载;通过安装在模拟顶驱电机输出端的拉力传感器和扭矩传感器,将该参数传递到IMAC中。此外,在两个举升电机的电缆线上分别安装了电流传感器,通过测量电流,计算每个电机的输出扭矩,进而研究两个升降齿轮的工作特性。
2 钻机相似样机设计
因为对钻机进行模拟的过程中,对动力的要求最高,即对钻柱要求最高,所以对实体钻机,根据鲁宾斯基的钻柱弯曲理论[1],有:
只适用于一次弯曲,式(1.A)中:P—每m钻铤在泥浆中的有效重量:E—钢的弹性模量;I—钻柱的截面惯性矩;y—钻柱的横向位移;x—钻柱的纵向长度;其相似弯曲的数理方程为:
相似常数表达式为:
因为:I=π64(D4-d4),P=ρπ(D2-d2)/4得到:
将式(2)代入式(1.B)式得:
将式(4)与式(1.A)比较可得:
把式(3)代入式(4)可得:
带上标的表示是模型的参数。由转子动力学知识可知,转轴临界转速(ω*)公式为[2]:
因为是一次弯曲,所以i=1,从而
钻压计算公式为[3]:
模型与原型不仅要满足几何相似和物理相似条件,还必须以相似准则为依据来选择试验参数。由上述相似准则,结合量纲分析,导出如下关系式:
转速比:c=ω'=cE(11)
ω槡cρc12
钻压比为:
实际钻柱的材料为钢,模拟钻柱的材料为ABS塑料,通过查取相应材料的性能,并取模型与原型的几何比c1=1:10,钻井参数与实验参数的关系为:
转速比:cω=ωω'≈2.8;
钻压比:cPcr=PP'crcr≈19 091。
也就是说,当实验转速是现场的2.8倍,实验钻压是现场的1/9 091时,可以用上述模拟装置来研究钻柱的运动状态。由式(1A),根据积分类比法,将第一项除以第二项得:
去掉微分号并变形得:
按模型钻机与实体钻机几何尺寸之比为c1=110缩小建立模型后,如果模型的弹性模量和密度满足此式,则实物与模型相似。模型钻机与实体钻机不仅要求原型和模型之间在几何结构上具有相似关系,而且相应的力、质量、转速等物理量都必须满足一定的相似关系。
模型钻机与实物钻机顶驱电机的功率分别为P'0=1.5 k W和P0=150 kW,若两电机效率相同,则有:cT=TT'=1280;也就是说,实物钻机钻进的扭矩是模型样机的280倍。实验室中,1 N·m的转矩就相当于现场280 N·m。因此可通过样机的实验数据预测实物钻机的工作情况。
3 实验研究
通过该模型样机主要完成以下实验内容:
(1)验证两个升降齿轮的同步驱动性能实验。实验过程中,在其它实验参数不变的情况下,调整导向轮与导轨间的摩擦阻力,观测两个升降齿轮的运行情况,可以靠电机本身的特性实现两个升降齿轮的同步驱动;
(2)恒压恒速钻进、悬停控制和能耗制动;在该样机模型上,通过编写运动程序和PLC程序,实现了钻机的恒压恒速和悬停控制。进行了初步的能耗制动实验,该实验正在进行中。
4 结论
(1)基于相似理论研制了齿轮齿条钻机的相似模型样机,通过室内实验及对实验数据的检测和分析,验证此种钻机的可行性;
(2)在齿轮齿条钻机上模拟了自动送钻等现代化钻井工艺,实验过程中两个升降齿轮运行平稳,同步性能好。
摘要：齿轮齿条钻机取消了传统钻机的绞车、钢丝绳和大钩等结构,而利用齿轮与齿条的相互啮合带动顶驱上下运动,进行钻进作业,是更先进的钻机。对齿轮齿条钻机的相似模型样机的设计方法进行了研究,按照功能和动力相似的相似理论建立了相似准则,并研制了齿轮齿条钻机的相似模型样机。该相似样机具有完整的控制和检测系统。通过该相似模型样机仿真平台,对钻井作业进行了模拟仿真,实现了自动送钻等现代化钻井作业工艺的控制方法研究,为以后研发齿轮齿条钻机提供了理论基础和确切的实验数据。
关键词：齿轮齿条,钻机,相似理论,模型
参考文献
[1]刘清友.钻柱扭矩振动模型的建立及求解.石油学报,2000;(3):78—82
[2]肖文生,钟毅芳.顶驱钻机动力学研究及其虚拟样机设计系统.北京:石油工业出版社,2008
齿轮齿条式 篇5
人字齿轮齿条传动机构[1]是一种重要的机械传动机构, 研究人字齿轮齿条传动机构具有很大的现实意义及经济意义。人字齿轮齿条传动机构具有对中性好, 承载能力高, 传动平稳的特点, 广泛应用于航天、航海、车辆制造等领域。
人字齿轮齿条传动是机械领域研究的一项重要课题, 但仍落后于直齿轮传动、斜齿轮传动等其他类型齿轮传动的研究;另外, 人字齿轮齿条机构在运转时会因自身振动及外力作用下振动引起局部破坏甚至整体破坏, 这就为本文的研究内容提供了一定的研究空间。由于人字齿轮齿条机构在结构上有着不同于直齿轮、斜齿轮的特点, 也为研究其运动及振动特性提供了可行性。
本文通过选取一对人字齿轮与人字齿条的参数, 在Pro/E软件中建立实体模型, 通过该软件装配, 并进行运动仿真, 观察其运动状况;然后, 将Pro/E模型保存为.x_t格式文件导入ANSYS Workbench软件中, 进行包括零约束条件下和约束条件下的模态分析, 得出了其不同频率不同状态下振动特性及相关结论。
1 基于Pro/E的人字齿轮齿条建模
人字齿轮与人字齿条准确啮合传动的前提是人字齿轮基圆齿距与人字齿条基圆齿距相等。可选人字齿轮与人字齿条实体建模的主要参数为:人字齿轮齿数32, 法面模数2 mm, 螺旋角10°, 法面压力角20°;人字齿条齿数28 mm, 法面模数2 mm, 螺旋角10°, 法面压力角20°。
1.1 人字齿条的实体建模
当人字齿轮直径无限增大时, 齿根圆、分度圆、齿顶圆和齿廓曲线成为直线, 就形成了人字齿条。人字齿条的Pro/E实体建模步骤[2]分四步:参数计算, 齿端草绘, 单齿绘制, 阵列单齿。建立的人字齿条实体模型如图1所示。
1.2人字齿轮的实体建模
人字齿轮可由一对齿数模数相等、螺旋角相反的斜齿轮组合而成。在Pro/E软件中建模时, 首先建立一个人字齿, 其次以经过圆心的轴为中心轴阵列出32个齿, 便得到了人字齿轮的实体模型, 如图2所示。
2 基于Pro/E人字齿轮齿条机构的仿真
将建好的人字齿轮与人字齿条实体模型进行装配, 采用Pro/E装配功能中的骨架模型装配[3], 经检验无干涉。机构仿真时, 人字齿轮采用“销钉”连接, 人字齿条采用“滑动杆”连接, 在“应用程序”中选择“机构”命令, “齿轮副定义”选择“齿条与小齿轮”类型, “伺服电动机定义”后, “分析定义”中选择“运动学”类型, 进行机构运动仿真, 运动仿真始、末位置如图3所示。
3 基于ANSYS Workbench的齿轮副模态分析
模态分析[4]是基于振动理论, 获取模态参数的一种研究结构动力特征的方法。模态参数一般包括固有振动频率和振型, 通过运用ANSYS Workbench软件对人字齿轮齿条机构模态分析来获取模态参数等结果, 得到其固有振动特性, 分析其振动类型, 为机构的优化设计提供一定的理论及实践基础。
模态分析的基础可由以下公式推导得来:
经典力学中物体的动力学通用方程为
式中, [M]为质量矩阵, [C]为阻尼矩阵, [K]为刚度矩阵, [x]为位移矢量, {F (t) }为力矢量, {x′}为速度矢量, {x″}为加速度矢量。
无阻尼模态分析的动力学运动方程为
结构自由振动的位移为正弦参数, 得
由式 (2) 、式 (3) 可得
式 (4) 为经典的关于特征值问题方程, 特征值为ωi2, 自振频率为f=ωi/ (2π) , 特征向量{x}i为与之对应的振型。
人字齿轮齿条传动机构的振动从理论上看是由无穷阶模态叠加而成的, 但在实际情况下各阶模态对振动的贡献是不同的, 一般前几阶起主导作用。此处模态分析取前6阶模态。
3.1 有限元模型的建立
将已建立的人字齿轮齿条机构Pro/E实体模型保存成后缀为.x_t文件, 导入ANSYS Workbench软件中, 人字齿轮与人字齿条材料采用45钢, 弹性模量EX为210 GPa, 泊松比PRXY为0.3, 材料密度DENS为7 850 kg/m3, 采用默认的有限元网格划分方式, 可得到Nodes36175个和Elements6450个。有限元模型如图4所示。
3.2 零约束条件下的模态分析
零约束条件下, 在ANSYS Workbench软件中对人字齿轮齿条机构进行模态分析, 可以得到零约束条件下的固有振动频率, 提取前6阶固有振动频率[5], 如图5所示。
从图5可知, 第1阶至第3阶固有振动频率基本为零, 为刚体模态, 即此模态对应各个自由度的相对位移为零。从第4阶频率开始, 呈现正常的模态响应。考虑到在实际情况下, 人字齿轮齿条机构主要是在约束条件下的模态, 故对其零约束条件下的振型不详细分析。
3.3 约束条件下的模态分析
在实际工作中, 人字齿轮齿条机构是会受到轴等其它零件外部力作用的, 故做约束条件下的模态分析, 更加接近真实情况。约束模态分析是在零约束模态分析的基础上施加给齿轮一个转矩225 N·m, 齿轮面为目标面, 齿条面为接触面, 接触对中的目标面和接触面自动识别, 其他条件设置同前, 进行模态分析, 可以得到约束条件下的固有特性, 提取前6阶模态, 如图6所示。
约束条件下人字齿轮齿条机构的固有振动频率高于零约束条件下的固有振动频率。该机构的第1阶、第4阶固有振动频率对应的振型如图7、图8所示。
4 结语
1) 完成了人字齿轮与人字齿条的Pro/E实体建模、装配及运动仿真, 观察了其运动状况, 具有很好的平稳性, 可靠性。
2) 通过模态分析获得了人字齿轮齿条传动机构在零约束条件下的固有振动频率, 约束条件下的模态。约束条件下的一阶模态比零约束条件下的一阶模态先进入正常的振动状态;约束条件下的模态比同阶的零约束条件下的模态要大。
3) 人字齿轮齿条机构传动作为重要的传动形式, 通过运动观察, 模态分析, 可以得到其具体的性能特点, 以便合理优化, 提高可靠性与寿命, 满足低振动的要求, 为后续的设计提供一定的理论及实践基础。
摘要：人字齿轮齿条传动机构是齿轮传动系统中很重要的一种, 其自身的良好结构决定了其具有传动准确、运动平稳、传递效率高的特点。在Pro/E软件中建立了人字齿轮与人字齿条的实体模型, 装配该机构并进行运动仿真, 观察了其运动性能;运用ANSYS Workbench软件将导入后的人字齿轮齿条传动机构进行动力学分析中的模态分析, 分别进行了零约束条件下和约束条件下的模态分析, 研究了该传动机构的振动特性。
关键词：人字齿轮齿条传动机构,仿真,模态分析
参考文献
[1]孙恒, 陈作模, 葛文杰.机械原理[M].北京:高等教育出版社, 2006:174-209.
[2]丁行武, 马咏梅, 李鑫.基于Pro/E的齿轮机构特征造型与运动仿真研究[J].煤矿机械, 2009 (2) :195-197.
[3]李科.基于UG人字形齿轮参数化设计及动力学仿真[D].石家庄:河北科技大学, 2013:29-31.
[4]齐有军, 程珩, 杨高宏.基于ANSYS Workbench的齿轮箱体固有特性分析[J].煤矿机电, 2009 (1) :40-42.
齿轮齿条式 篇6
关键词：齿轮齿条,伺服进给系统,动力学模型,综合结构图
0 引言
进给伺服系统是数控机床的重要组成部分,其决定了机床的工作性能。因此,在进给伺服系统设计过程中,不仅要满足其静态设计方面的要求,还须进行系统的动态分析。它主要表现在伺服进给系统的稳定性、动静态跟踪精度、快速响应以及负载特性等。在传动方案的选择中,由于齿轮齿条机构(即伺服电机通过减速机构驱动与齿条啮合的小齿轮将旋转运动转化为工作台或刀架的进给运动)具有高刚性,且其总刚度与行程位置无关,因而被广泛应用在高速或重型机床中。本文利用机械动力学原理,推导出了驱动电机、传动部件和执行件的综合数学模型,并将摩擦非线性和间隙非线性因素考虑在内,利用控制理论的方法建立了齿轮齿条机构进给伺服系统的参数化结构图,为数控伺服进给机构的设计、参数的选取以及动态性能的提高提供了理论方法和依据,具有较强的工程实用性。
1 机械进给系统建模
图1为一齿轮齿条进给机构简图。图1中,齿条固定在机床床身上,齿轮由伺服电机通过减速机驱动,电机轴输出角速度为ω,减速机速比为v,带动工作台实现直线运动。伺服电机和减速机均固定在工作台上,与工作台一起运动。
本文利用机械动力学原理,通过等效折算的方法将进给系统中的惯量、刚度和阻尼等机械性能参数归一处理,通过建立数学模型来反映各环节的机械参数对系统整体的影响。
图2为进给系统各自由刚体受力图。图2中,X0为执行部件工作台的线性位移;FM为工作台直线运动的驱动力,由齿轮所受反向力矩产生;TD为电机通过减速机作用到齿轮上的驱动扭矩;TN为各刚体间传递的扭矩;TG为伺服电机的输入扭矩;TF为因摩擦力而折算到电机轴上的等效扭矩;B1、B2分别为电机轴和齿轮轴的粘性阻尼系数;θ1、θ2分别为电机轴和齿轮的角位移,假定齿轮轴和齿轮的角位移相等。分别对工作台、齿轮轴和电机轴建立动力学方程[1~3],得:
其中:J1、J2分别为电机轴和齿轮轴的转动惯量;K1为工作台驱动力与驱动力矩之间的转换系数,K1=d/(2vη),d为小齿轮直径,η为齿轮齿条传动机构的效率;KL为电机与工作台之间的耦合刚度系数(包含工作台的刚度)。
在零初始条件下,对式(2)、式(3)进行拉氏变换,得:
整理式(1)、式(5)、式(6),得:
又根据牛顿力学定律得:
FF为包含库仑摩擦力与粘性摩擦力的阻力,表示为:
其中:M为直线移动部分的总质量;μc为库仑摩擦系数;μv为粘性摩擦系数。由式(8)、式(9)得:
对式(10)进行拉氏变换,有:
把式(11)代入式(7),得:
2 驱动电机模型
根据基尔霍夫电压定律,可列出电机的电枢电压方程为:
其中:U为电枢的输入电动势;L为电枢电路的电感;i为电枢的电流;R为电路的电阻;Ue为电枢反电势。
由电机输出的角速度与电枢的反电势关系,得:
其中:Ce为电机电枢反电势系数;θ1·为电机轴输出的角速度。
又由于电动机输出力矩与电枢的电流成正比,故:
其中:KG为力矩系数。
在零初始条件下,分别对式(13)~(15)进行拉氏变换,可以得到:
3 进给机电系统综合结构图
机床的进给系统是一个较为复杂的系统,建立一个准确反映数控机床进给系统的模型是分析系统动态特性的关键,除考虑传动部件及刚度的影响外,摩擦非线性以及间隙非线性因素不可忽视。根据以上所推导的公式(12)、式(16)~式(18),由控制理论的方法可以建立一个从驱动电机、机械传动部件到执行机构的系统模型。并将非线性间隙置于齿轮齿条的啮合位置,即构造出如图3所示的包含了间隙和摩擦非线性因素的机电进给系统综合结构图[4]。
4 结语
齿轮齿条进给机构中除传动件刚度的影响外,还存在着减速机以及齿轮与齿条之间的背隙,这种背隙对机床的精度与平稳性影响较大。通过图3所给出的机电系统的参数化模型,可以较为方便地分析和仿真出各参数对系统动态性能的影响,并为系统的结构参数设计以及性能的提高提供理论方法及依据,在理论和实践上具有较强的工程实用价值。
参考文献
[1]Ebrahimi M,Whalley R.Analysis modeling andsimulation of stiffness in machine tool drives[J].Computerand Industrial Engineering,2000,38:93-105.
[2]陈庚顺.基于MATLAB的数控车床进给系统的建模与仿真[J].中北大学学报(自然科学版),2008,29(6):327-332.
[3]吴南星,孙庆鸿,冯景华.机床进给伺服系统非线性摩擦特性及控制补偿研究[J].东南大学学报(自然科学版),2004,34(6):771-774.
齿轮齿条式 篇7
关键词：Workbench,齿轮齿条钻机,井架,分析
0 引言
齿轮齿条钻机作为近年来发展起来的一种钻机, 是一种很有生命力的钻机。齿条固定在井架上, 齿轮安装在顶驱上, 工作时, 齿轮的驱动作用, 带动顶驱对钻具进行直接起下钻作业。它取消了传统石油钻机的绞车, 简化钻井设备, 并且可实现修井、钻井和强行下管柱作业的快速转化, 特别适合陆地水平井和中浅层海洋水平井钻井。
齿轮齿条结构形式特殊, 动力端也在井架上运动, 既要整个钻机结构紧凑, 方便移运, 钻机井架不能设计得太笨重, 又要满足其强度和刚度的要求, 这就对齿轮齿条钻机井架的设计提出更高的要求。
1 井架计算模型建立
本次设计采用K型井架的形式, 目前K型井架使用居多, 安装、搬运较方便, 可以给工人提供足够的空间, 创造良好的视野, 立柱所获得的承载能力因截面的不同会产生一定的差异, 很大程度上简化了设计工作, 适合小型钻机采用。由于整体结构简单, 本井架按照设计高度的要求, 分为上、下两节, 上节高度为10 m, 下节高度为14 m, 各节采用型材整体焊接而成, 两节之间采用销轴连接固定。整个井架低位安装, 通过液压缸作用, 将井架一次性起升到垂直工作位置, 然后通过销轴与人字架固定, 完成整个起升动作。
要对井架进行有限元力学分析计算, 需确定科学合理的有限元计算模型, 在确定计算模型的时候要满足以下几个方面的要求:首先要确保满足计算精度, 其次要减少不必要的工作量, 即可以对模型进行适当的简化。因此在对井架进行分析之前作出以下几点处理以及假设:1) 井架的本体为刚结构, 井架各个杆件之间采用刚性连接, 做焊接处理;2) 井架采用底部固定的方式, 在井架模型中省略护栏、护梯等一些附属物品。3) 井架的上下节为固定连接, 在设计分析时不考虑发生窜动的情况;4) 不考虑井架安装时存在的工艺误差;5) 顶驱等其它附属件质量视为集中质量分配到相应的节点位置。
对于梁结构的有限元分析, 在ANSYS里一般用梁单元进行, 可是梁单元有它的局限性。它是基于EulerBernoulli经典梁理论, 采用中性层假设, 即把梁模拟成一条直线, 分析得出的结论都是中性层上的数据。没有考虑到梁横截面上及内部各点的应力位移。由于齿轮齿条钻机结构的特殊性, 齿条固定在井架上, 对井架也有一定的加强作用, 在这种情况下, 单用ANSYS的梁单元进行分析不能满足此种情况下的需求, 因此, 采用三维设计软件对齿轮齿条钻机井架进行建模, 然后将模型导入到Workbench软件中进行分析。
使用Solid Works焊件命令, 画好整个井架的三维草图, 再对每个杆件赋予相应的型材, 然后再加上其他一些附件, 即可完成井架上、下节建模, 最后将上下井架装配就形成了完整的井架装配体。采用这种建模方式, 省去了繁杂的装配工作, 井架上、下节一次成形, 便于分析。
用Solid Works软件建立的井架全结构模型如图1所示。
2 前处理
将模型导入Workbench中的Static Structural模块中, 在Engineeringdata栏定义构件材料属性 (所有构件) , 弹性模量均为2×105MPa, 泊松比均为0.3, 密度均为7.85×103kg/m3。在Workbench中, 软件会自行定义接触类型, 由于此井架采用的是型材整体焊接成上下两节, 再将上下两节通过销轴固定成整体, 因此, 定义接触类型时, 将杆件之间以及上、下两节之间都定义为绑定 (Bonded) 接触, 小车与齿条之间定义为绑定 (Bonded) 接触, 小车与轨道定义为不分离 (No separation) 接触。
网格的划分是非常关键的一步, 网格有四面体与六面体2 种, 有限元分析理论单元形状越规范, 则公式矩阵求解越容易;反之, 网格单元形状过于异化就可能导致结果失真甚至求解失败。建立模型时去除尖角圆角正是为了减少模型中不规则的区域, 尽量避免不规则网格单元的产生。在一个模型中如果划分的网格尺寸越小, 相应的单元就越多, 所需求解的方程也会比较多, 这样对计算机的性能要求就会很高[2]。
综合考虑在实际操作中要选择合适的单元类型与网格尺寸, 以使得单元形状规范, 数量适中, 个别网格划分困难的构件单独定义划分规则。取主要杆件划分单元长度为杆长度的1/300为宜[3]。
3 约束及加载
3.1井架约束
对钻机井架进行受力分析计算时, 在建立了科学合理的有限元模型之后, 约束以及加载条件也要合理, 从而控制计算的精度与运行速度。
在对井架进行约束时, 主要从以下几个方面考虑:1) 井架通过销轴与底座连接, 井架可绕销轴转动, 此处约束只允许井架绕销轴转动, 限制其它的平移与转动;2) 井架通过液压缸顶出完成起升作业, 然后通过销轴与人字架固定, 相当于固定约束, 因此, 此二处的约束限制3个方向的平移与转动。
齿轮齿条钻机结构的特殊性, 井架上没有放置立根, 因此, 根据石油钻机井架计算API 4F标准的有关规定, 我们认为齿轮齿条钻机井架在正常钻井作业中共存在着如下几种载荷工况[4]:1) 工况1、工作工况。井架最大钩载+井架恒载 (主体、齿条) +小车自重+工作风载荷, 风速为16.5 m/s, 风向为考虑正面来风和侧面来风。2) 工况2, 预期风暴工况。井架恒载 (主体、齿条) +小车自重+工作风载荷。风速为38.6m/s, 风向为考虑正面来风和侧面来风。3) 工况3, 非预期风暴工况。井架最大钩载+井架恒载 (主体、齿条) +小车自重+工作风载荷。风速为30.7 m/s, 风向为考虑正面来风和侧面来风。
3.2 载荷分析
3.2.1恒定载荷
井架的恒定载荷指长期作用在井架上的不变载荷, 主要包括井架自重及安放在井架上的各种设备与工具的重量, 根据三维模型, 计算出钻机各部分重量:井架自重G=175.2 k N;顶驱自重G1=30 k N;小车自重G2=66.3 k N。
恒载的施加:在Workbench中, 井架自重作为初始载荷直接添加, 小车和顶驱载荷作为一个整体, 根据小车位置的不同, 施加在井架的齿条上的不同部位。
3.2.2 工作载荷
齿轮齿条钻机井架工作时载荷分两种:最大钩载和工作时转矩载荷。
1) 在钻井的过程中, 当小车带动顶驱进行匀速提升时, 井眼中的全部载荷悬挂在顶驱上形成载荷。随着井深的增加, 顶驱悬挂的静载也不断增加, 当钻井至最大井深时, 悬挂在顶驱上的最大钻柱重量, 即最大静载荷。
最大静钩载:根据所设计齿轮齿条钻机名义钻深为1000 m, 钻杆单位重量为30 kg/m, 所以得最大静钩载为300 k N。
最大静钩载的施加:最大静钩载与小车和顶驱作为一个整体力施加在齿条上。
2) 工作转矩。钻进过程中, 由于顶驱直接带动钻柱旋转, 反转矩通过顶驱架传递到井架上, 由钻机参数得齿轮齿条钻机井架工作转矩为15 k N·m 。
工作转矩的施加:将工作转矩等效为大小相等、方向相反的两个力作用在井架导轨上。
3.2.3 自然载荷
根据API 4F规范, 井架的自然载荷包括风载荷、温度载荷和地震载荷, 由于此井架为常温、陆地钻机, 不考虑地震、温度作用的影响, 因此自然载荷只有风载。
由API 4F规范, 根据逐项计算法结构上的总风力应当通过单个构件和附件上作用的风力的向量和来估计, 根据下列公式计算设计风速的风力:
式中:Fm为垂直于单个构件纵轴或者挡风墙表面的风力, lb;Ki为单个构件纵轴与风向倾角系数;VZ为局部风速;Vdes为最大额定设计风速;Cs为形状系数;A为单个构件的投影面积;β为不同高度下的风载系数。
式中:Ft为作用在整个钻井结构每个独立构件和附件的风力矢量之和;Gf为说明空间相干性的阵风效用系数, 其选取基于井架的总投影面积, 它定义为垂直于风向的外围因素突出部分所包含的面积;Ksh为说明构件和附件的球面防护与气流环绕构件和附件末端的变化的减少因子, 对于该井架, 取Ksh=1.0。
根据式 (1) 、 (2) 、 (3) 、井架的结构形式以及API 4F标准, 计算得各种工况下风力矢量之和Ft值如表2所示。
k N
4 各种工况下的分析结果
4.1不考虑风载
齿轮齿条钻机结构特殊, 当传动小车位置不同, 对井架的载荷也不相同, 在此种情况下, 不考虑风载, 仅考虑工作载荷和恒载, 分析传动小车在井架不同位置时, 井架的受力情况。
4.2考虑风载
由于工况1和工况3只是所受风力大小不一样, 因此, 进行有限元分析时只分析工况3的情况, 工况2属于非钻进作业。综上所述, 只考虑传动小车在井架上部时, 计算在工况3时井架的受力和变形情况;只考虑传动小车在井架下部时, 计算在工况2时井架受力和变形情况。
不考虑风载, 小车在不同位置处的分析结果如图2~图4所示, 考虑风载, 不同工况下的分析结果如图5~图8所示。
井架在工况2和工况3时的计算结果, 见表3。
5 结语
通过建立井架三维模型, 对齿轮齿条钻机井架在不同工况以及小车在井架上不同位置时的静力进行了分析, 得到了井架位移及应力的相关数据, 根据分析结果可得以下结论:1) 忽略风载影响, 由于钻柱载荷作用点对于齿轮齿条机构有一定的偏移, 作用在井架上就形成一个力矩, 使得井架向开口方向产生倾斜, 小车越接近井架顶部, 倾斜程度越大。2) 考虑风载时, 分析结果显示, 风载对齿轮齿条钻机井架影响不大, 主要原因是齿轮齿条钻机取消了二层台结构, 井架上不放置立根, 大大减小了迎风面积, 因此, 风载对井架影响较小。3) 各种工况下齿轮齿条钻机井架各杆件应力值分部均匀, 最大载荷出现在型材接触处, 有应力集中现象, 井架设计时应改善应力集中现象。
参考文献
[1]申守庆.多功能齿条齿轮钻机:一种很有生命力的新型钻机[J].石油与装备, 2009 (3) :68-70.
[2]刘子厚, 崔鹤田, 马红月, 等.TSJ2000钻机井架风载的有限元分析[J].制造业信息化, 2014 (7) :196-197.
[3]李英明.ANSYS梁单元与实体单元分析比较[J].中国科技信息, 2015 (2) :146-147.