Оптимизация элементов трансмиссии карьерного самосвала грузоподъемностью 60 тонн

Оптимизация выполнена компанией Micro Express  для полного расчетного срока службы в 40000 часов, чтобы обеспечить гарантированный запас долговечности в случае, если эксплуатационные нагрузки будут отличаться в большую сторону.

За счет оптимизации геометрических параметров шестерен, свойств материалов и технологии изготовления удалось добиться требуемых коэффициентов запаса.

Оптимизация выполнялась в среде KISSsoft/KISSsys.

На следующем рисунке представлены коэффициенты запаса по контакту (SH) и изгибу (SF) для каждого планетарного ряда колесного редуктора до и после оптимизации. Красной линией показаны минимально допустимые значения КЗ (1.7 – для изгиба, 1.1 – для контакта).

На следующем рисунке представлены коэффициенты запаса по контакту (SH) и изгибу (SF) главной передачи до и после оптимизации. Красной линией показаны минимально допустимые значения КЗ (1.4 – для изгиба, 1.1 – для контакта).

Оптимизация макрогеометрии планетарного колесного редуктора ведущего моста 

В результате проведенной оптимизации нагрузочная способность по максимальному крутящему моменту возросла на 25% (с 4326 Нм до 5406Нм) – это соответствует увеличению долговечности в 18 раз при увеличении массы около 1%.

По результатам оптимизации были сделаны следующие выводы:

Без применения модификаций пятно контакта неудовлетворительное и пик контактных напряжений приходится на кромку зуба. Это позволяет сделать вывод о необходимости проектирования модификаций формы зуба.

Пятно контакта в зубчатом зацеплении солнечная шестерня-сателлит без модификаций с учетом перекоса осей сателлита (50 мкм)

 Пятно контакта в зубчатом зацеплении солнечная шестерня-сателлит, без модификаций и без учета перекоса оси сателлита

 Пятно контакта в зубчатом зацеплении сателлит-коронная шестерня, без модификаций и без учета перекоса осей сателлитов

Пятно контакта в зубчатом зацеплении сателлит-коронная шестерня, без модификаций с учетом перекоса оси сателлита в 50 мкм

При использовании предложенных оптимальных параметров модификаций незначительный перекос сателлита величиной 50 мкм не оказывает особого влияния на распределение напряжений в пятне контакта. Это означает, что даже если будет допущена незначительная ошибка при определении режима нагружения, расчетных параметров или параметров модификации, это не окажет значительного влияния на срок службы планетарного ряда, т.к. используемый вариант обладает достаточной прочностью. Однако в случае, когда модификации колес не применяются, добавочной перекос сателлита на 50 мкм (как наиболее вероятный в текущих условиях эксплуатации), может оказать существенное влияние на распределение напряжений в пятне контакта и срыва их пиков на кромку зубчатых колес. Это также позволяет сделать вывод о необходимости применения оптимизации микрогеометрии формы зуба в данной конструкции.

Ниже приведены соответствующие графические зависимости

Пятно контакта в зубчатом зацеплении солнечная шестерня-сателлит, с модификацией, без перекоса сателлита

Пятно контакта в зубчатом зацеплении сателлит-коронная шестерня, с модификацией, без перекоса сателлита

Пятно контакта в зубчатом зацеплении солнечная шестерня-сателлит, с модификацией и с учетом перекоса сателлита в 50 мкм

Пятно контакта в зубчатом зацеплении сателлит-коронная шестерня, с модификацией и с учетом перекоса сателлита в 50 мкм

Амплитуда неравномерности передаточного отношения практически не изменяется при использовании модификаций или без них. Можно предположить, что введение модификаций практически не скажется на уровень шума индуцированного в зубчатых зацеплениях

Оптимизация подшипников планетарного ряда колесного редуктора карьерного самосвала грузоподъемностью 60 тонн

Рекомендуемый компанией Micro Express вариант позволяет добиться большего срока службы подшипников (с ≈60’000ч до ≈70’000ч) при минимальных затратах, а также повысить коэффициент запаса по изгибу для сателлитов с 2.36 до 2.52. Причем в таком случае планетарная шестерня станет немного тяжелее, но с другой стороны это позволит выполнять модификации в дальнейшем, т.к. между впадиной зуба и внутренним диаметром колеса будет больше материала (в случае использования зуборезного инструмента с большим коэффициентов высоты головки зуба, уменьшающим диаметр впадин). К достоинствам предлагаемого типа подшипника относится меньший внешний диаметр D=150мм по сравнению с исходным вариантом D=170мм. Это позволит увеличить толщину материала под впадиной зуба и улучшить изгибную прочность зуба, а также избежать смещения кольца подшипника (коэффициент толщины sr* увеличится до 3,94).

Результаты расчета показывают, что с увеличением толщины материала под впадиной зуба наблюдается повышение коэффициентов запаса по изгибу. Это улучшение связано с влиянием коэффициента толщины обода колеса YB согласно ISO6336-3, раздел 9. На приведенном графике наблюдается следующая зависимость: Если внутренний диаметр колеса становится большим – толщина материала под впадиной зуба sr уменьшается при неизменной высоте зуба ht. Если отношение sr/htне превышает 1.20, то коэф. YS будет расти, тем самым повышая эффективную изгибную прочность. Таким образом, величина sr должна составлять 3.5 модулей или более, т.е. sr*>3.5.

Дальнейшие возможности оптимизации по инерционной массе – использование полой планетарной оси

С целью снижения массы осей, в них можно просверлить проточку в центре, так чтобы оставшаяся толщина материала приблизительно равнялась толщине внутреннего обода зубчатого колеса. Принятие решения об использовании данного конструктивного решения возможно только после сопоставления стоимости нового техпроцесса производства и экономия материала, оба фактора могут быть легко вычислены и сопоставлены.

Слева: нагрузка на ролик, внешний подшипник.
Справа: нагрузка на ролик, внутренний подшипник

Слева: распределение напряжения по роликам, внешний подшипник. Справа: распределение напряжения по роликам, внутренний подшипник колесного редуктора

По графикам распределения напряжения видно, что:

Отсутствуют концентраторы напряжения по обеим сторонам роликов, следовательно, ролики подшипников не перегружены и деформация всей системы невысока, значит жесткость системы достаточная.

Величина напряжения не превышает критического значения (для статического режима), даже для самой нагруженной ступени спектра нагружения надежность/долговечность находятся в допустимых пределах.

Оптимизация главной передачи заднего моста карьерного самосвала грузоподъемностью 60 тонн

Компанией Micro Express был выполнен сравнительный анализ двух вариантов главной передачи: предлагаемый (оптимизированный по несущей способности) и исходный. Основное отличие оптимизированного варианта состоит в том, что в нем выше модуль и меньшее число зубьев по сравнению с исходным вариантом конструкции. Общий коэффициент перекрытия остался практически неизменным, за счет увеличения коэффициент осевого перекрытия и уменьшения коэффициента торцевого перекрытия. Увеличение толщины ножки зуба в предлагаемом варианте позволяет повысить прочность зуба на 5-10%.

На рисунке ниже показано трехмерное коническое зубчатое зацепление, сгенерированное по результатам расчета.

Оптимизация подшипников корпуса дифференциала карьерного самосвала грузоподъемностью 60 тонн

Исследования, выполненные компанией MicroExpress показывают, что путем изменения положения ведомого зубчатого колеса главной передачи относительно оси сателлитов дифференциала, можно получить большую приблизительно на 25% долговечность подшипников. Также показано, что при использовании вместо SKF3228 подшипников SKF30228 можно выйти на требуемый уровень долговечности при меньшей на 36% массе данных подшипников.

Был проведен расчет долговечности подшипников при разных положениях конического зубчатого колеса относительно середины расстояния между подшипниками. На графике ниже показаны результаты расчета долговечности для левого подшипника – синяя линия и правого – красная линия (а также правого, умноженного на 10 – зеленая линия), а по оси абсцисс с шагом в 10 мм нанесено расстояние, на которое перемещается зубчатое колесо

По графику, приведенному выше, было определено, что наилучшее сочетание долговечности для обоих подшипников: для левого Lh10=3083088 ч и Lh10=197038 ч – для правого была достигнута на расстоянии 58 мм. Данная величина является компромиссной исходя из условий компоновки ведущего моста и балансом распределения нагрузки между подшипниками.

На рисунке ниже показано рекомендуемое расстояние, на которое необходимо переместить коническое зубчатое колесо, относительно средней точки между подшипниками.

Оптимизация зубчатых колес дифференциала заднего моста карьерного самосвала грузоподъемностью 60 тонн

Исследования, проведенные компанией Micro Express позволили установить, что при увеличении нормального модуля (посередине ширины зубчатого венца) с m_n=8.509 до m_n=12.169 и изменении числа зубьев с z₁=16, z₂=14 до z₁=12, z₂=17, прочность конических зубчатых колес, входящих в состав дифференциала, повышается на 25% по сравнению с исходным вариантом при статической нагрузке.

Оптимизация подшипников ведущей шестерни главной передачи заднего моста карьерного самосвала грузоподъемностью 60 тонн

Исследования, проведенные компанией Micro Express показывают, что изменение типа заделки конических роликовых подшипников с «X»-типа на «O»-тип позволяет добиться большей долговечности приблизительно на 232%.

Также демонстрируется, что в случае использования цилиндрического подшипника качения типа 2316, его долговечность может быть увеличена на 293 %.

Расчетные схемы:

«X»-тип расположения подшипников

«O»-тип расположения подшипников

Scroll