Приводы с высокими механическими характеристиками обычно разрабатываются таким образом, чтобы компоненты были собраны на подходящих основаниях. Сами компоненты представляют собой серийные детали или, по крайней мере, производные от серийных деталей, в то время как окружающие детали предназначены для удовлетворения потребностей клиента. Заказчик получает специально подготовленный для него пакет привода из одного источника.
Предметом этих исследований был приводной пакет весом приблизительно 11 т, состоящий из промышленного планетарного редуктора P092ADR180 с цилиндрическим зубчатым колесом и общим передаточным числом i = 45,7. Пакет асинхронным двигателем с 1000 об / мин приводился в действие -1 и рабочей мощностью 440 кВт (192 кНм на выходе трансмиссии). Планетарная передача на фланце была прикреплена к планетарной опоре. Ступень цилиндрического зубчатого колеса поддерживалась на фундаментной раме опорой.
Картинная галерея
Фотогалерея с 11 картинками
Модальный анализ методом конечных элементов
Привод моделировался с помощью программы конечных элементов Ansys для оценки форм движения и естественных резонансов. Чтобы сократить время вычислений, двигатель был представлен массивной сменной моделью, коробка передач была смоделирована без вращающихся частей (зубьев, вала), и предполагалось, что сварные швы рамы фундамента, а также планетарного основания и опоры склеены. Фундаментная рама была соединена с идеально жесткой средой в точках винтов, предназначенных для сборки заказчиком. Рабочий крутящий момент был введен на выходной вал без избыточных нагрузок. Результат численного модального анализа впервые выявил большое количество возможных резонансных частот и мод.
Частоты возбуждения и частоты зацепления рассматривались как стимулирующие частоты, ожидаемые самые высокие значения вибрации и самые сильные отклонения в области входного вала редуктора. Относительное движение между планетарной передачей и предварительной ступенью цилиндрического зубчатого колеса было особенно критичным. Назначенная частота (228 Гц) была того же порядка, что и частота сетки планетарного предусилителя (215 Гц). Для запланированной последующей оптимизации теперь было важно изначально предотвратить или устранить эту форму движения.
Моделирование и моделирование систем привода
Больше производительности и точности благодаря симуляции привода
Амплитуды качки и поворотных движений также уменьшаются
Другие формы движения включали движения всей трансмиссии в опоре трансмиссии (движения качки и поворота). Поэтому уменьшение амплитуд этой формы движения также было целью оптимизации. Потенциал оптимизации вибрации также возник благодаря соединению между предварительной ступенью цилиндрического зубчатого колеса и опорой.
На первом этапе планетарное основание было переработано таким образом, чтобы оно также поддерживало планетарную передачу со стороны привода. Это предотвратило качку и поворот привода. Ступень цилиндрического зубчатого колеса, в свою очередь, была прикреплена непосредственно к основанию планеты, поэтому перемещение между планетарным зубчатым колесом и ступенью цилиндрического зубчатого колеса невозможно. Эта степень свободы больше не определялась при моделировании оптимизированного пакета привода. В то же время не было никакой опоры, функция которой была непосредственно передана планетарной стопе. Кроме того, фундаментная рама в районе основания планеты была усилена дополнительными ребрами. В качестве дополнительного усиления корпус предварительной ступени цилиндрического зубчатого колеса был заменен с серого чугуна на стальную сварную конструкцию. Более высокий модуль упругости приводил к меньшей деформации при данной нагрузке.
Благодаря усилиям центральная планетарная передача не была модифицирована. Для этой цели предварительная ступень цилиндрического зубчатого колеса была переработана и поэтому имеет низкий уровень возбуждения. Во-первых, модуль был уменьшен с 9 до 7 мм, поэтому количество зубов было увеличено. Это привело к увеличению частоты сетки и общего покрытия. В то же время безопасность зубов снизилась лишь незначительно, не приближаясь к критической области. Полученный теоретический уровень возбуждения L A нового зубчатого колеса был на 6 дБ (L A0 = 1 Н / мм) ниже значения стандартного варианта.
Гармоничный анализ создает сравнение
На следующем этапе, расчет оптимизированного пакета привода был расширен, чтобы включить гармоничный анализ. Модальный анализ предоставляет частоты и формы, но не может предоставить какую-либо информацию о том, какие амплитуды колебаний фактически возникают в компоненте. В случае гармонического анализа результаты модального анализа взвешиваются путем добавления возбуждения, чтобы спектры и амплитуды колебаний вариантов можно было сравнивать друг с другом. В данном случае, вычислительная возбуждения имело место за счет введения силы в контрольной точке и соединение его в структуре кольцевой шестерни планетарной предварительной стадии. Ускорения оценивались в нескольких точках на диске. Суммарные кривые показали значительное снижение уровня вибрации оптимизированного варианта по сравнению с первоначальным дизайном. Особенно в горизонтальном направлении амплитуда критической частоты естественного резонанса уменьшилась на 60%.
передача инфекции
Обзор мира передач
Подтверждено экспериментально с использованием теста на стенде
Оба варианта были подвергнуты вибрационной проверке на стенде для испытаний под нагрузкой, и результаты были подтверждены с помощью моделирования и расчетов. Рабочая точка для измерений составляла 440 кВт, а сторона двигателя 1000 мин -1, где приводной двигатель на трансформаторе работал. Затем привод работал в режиме преобразователя максимум до 250 кВт, чтобы регистрировать резонансные явления во время запуска до 1200 мин -1.
Значительно снижена склонность к вибрации
Во-первых, деформации пакета привода в стационарной рабочей точке были оценены под нагрузкой. Меры жесткости привели к уменьшению деформации оптимизированного варианта до 75% на ведущем валу предварительной ступени цилиндрического зубчатого колеса по сравнению с оригинальной конструкцией. Измерения вибрации во время работы привели к снижению скорости вибрации для оптимизированного пакета привода на ведущем валу предварительной ступени цилиндрического зубчатого колеса по сравнению с первоначальной конструкцией. Наибольшее снижение на 71% было зафиксировано в осевом направлении, но измерения также были успешными в вертикальном (-34%) и горизонтальном (-28%) направлениях. В оптимизированном варианте наращивание не дало каких-либо ярко выраженных резонансных полос.
Наконец, спектры вибрации были использованы для проверки того, какие меры, связанные с вибрацией, привели к фактическому снижению вибраций. Оцениваемая точка измерения находилась на стороне привода на ступени цилиндрического зубчатого колеса. Наибольшее снижение было зафиксировано в частоте зубчатой сетки предварительной ступени цилиндрического зубчатого колеса, амплитуда которой уменьшилась до 80%. Это было очевидно из-за меньшего волнения от новой передачи.
На частоте зацепления планетарной ступени амплитуда значительно уменьшилась в вертикальном направлении, в то время как тенденция в горизонтальном направлении была не столь четкой. Однако амплитуды также уменьшились в среднем по энергии. То же самое относится и к частоте зубчатой сетки выходного каскада планеты. Вибрации от частоты привода в некоторых случаях значительно снизились. Причиной этого является более жесткая конструкция и, следовательно, лучшее расположение деталей друг к другу.