某型直升飛機(jī)主減速器齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)潤滑系統(tǒng)的設(shè)計(jì)
摘 要:直升機(jī)主減速器是直升機(jī)關(guān)鍵的組成部分之一,其作用是將發(fā)動(dòng)機(jī)的功率和轉(zhuǎn)速按一定比例傳遞到旋翼、尾槳和各附件。主減速器中有非常多組齒輪副嚙合運(yùn)轉(zhuǎn)，因此主減速器中的齒輪疲勞壽命以及潤滑系統(tǒng)的性能都是決定其穩(wěn)定性與可靠性的關(guān)鍵因素。設(shè)計(jì)試驗(yàn)臺(tái)，并用現(xiàn)場模擬的方法對(duì)直升機(jī)主減速器進(jìn)行研究，從而可以進(jìn)行齒輪疲勞壽命的試驗(yàn)，同時(shí)有助于潤滑系統(tǒng)的性能測試及設(shè)計(jì)指導(dǎo)。本論文對(duì)于該齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)的潤滑系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)研究。
首先，本文收集了一系列國內(nèi)外對(duì)該類型試驗(yàn)臺(tái)的研究成果，從中總結(jié)出本論文的主要工作。結(jié)合齒輪試驗(yàn)臺(tái)對(duì)潤滑系統(tǒng)的需求，制定了設(shè)計(jì)該試驗(yàn)臺(tái)潤滑系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方案。
其次，對(duì)試驗(yàn)中特定的齒輪副進(jìn)行了生熱量以及需要完成對(duì)該齒輪副潤滑以及冷卻所需要的滑油量的計(jì)算，結(jié)合試驗(yàn)臺(tái)要求以及實(shí)際情況，對(duì)潤滑系統(tǒng)的各個(gè)部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算或選型，包括噴嘴、液壓閥、管路、油箱、冷卻裝置以及檢測裝置等。
關(guān)鍵詞：主減速器；壓力潤滑；生熱計(jì)算；噴嘴
The design of lubrication system for gear fatigue test bench of a certain type of helicopter transmission
Abstract: The helicopter transmission is one of the key part of helicopter and the main function of it is to transfer power and speed to rotor, tail and other accessories in a certain percentage. The helicopter transmission contains lots of gear pairs running inside, therefore the fatigue strength of the gears and the lubrication system are key factors of the stability and reliability of it. Design a text bench to imitate the helicopter transmission to do researches so we can text the fatigue strength of the gears and improve the lubrication system. In this paper, the lubrication system of the text bench is studied.
Firstly, a large number of research findings, both internal and abroad, are collected and summarized the main work of this paper. Design the scheme of the lubrication system base on the need of the main project.
Secondly, the main part of the paper is to calculate the heat and the oil quantity to lubricate and cooling of a specific gear pair in test. Then design the component of the lubrication system, including the spray nozzle, the hydro valves, the hydraulic tubes, the oil tank, the cooler and the detectors, base on the needs and reality.
Key words: Transmission; Pressure lubrication; Heat calculation; Spray nozzle
1 前言
直升機(jī)技術(shù)的發(fā)展是一個(gè)及其曲折的歷史，比起固定翼式飛機(jī)要困難許多，從人類第一臺(tái)人駕駛直升機(jī)1907年在法國飛離地面[1] 至今已經(jīng)經(jīng)歷了100多年的歷史，但是人類從來沒有停止過對(duì)這項(xiàng)技術(shù)的研究與提高。尤其是在戰(zhàn)略角度，武裝直升機(jī)以其靈活多變的作戰(zhàn)功能受到各國軍方的高度重視，所以在上個(gè)世紀(jì)初，也就是直升機(jī)剛剛開發(fā)出來的時(shí)候，各國軍方就已經(jīng)開始研究武裝直升機(jī)，并且在第一次世界大戰(zhàn)中一些強(qiáng)國就開始應(yīng)用，在“越南戰(zhàn)爭”中被第一次大規(guī)模的使用，成為現(xiàn)代陸軍空兵的主要的主戰(zhàn)裝備[2]。
在直升機(jī)技術(shù)中，主加速器技術(shù)是一個(gè)絕對(duì)重點(diǎn)，也是技術(shù)壁壘非常嚴(yán)重的一個(gè)點(diǎn)。主減速器的作用就是連接發(fā)動(dòng)機(jī)與主旋翼系統(tǒng)、尾傳動(dòng)系統(tǒng)和附件傳動(dòng)系統(tǒng)的中樞部件，將發(fā)動(dòng)機(jī)的功率和轉(zhuǎn)速按照所需要的比例傳送給以上各系統(tǒng)，并且直接承受和傳遞來自主旋翼系統(tǒng)的升力和力矩[3] ，可以說它的性能對(duì)直升機(jī)的整體性能有著非常大的影響[4] ，因此對(duì)主減速器的設(shè)計(jì)與改進(jìn)一直是一個(gè)重點(diǎn)的研究方向。
隨著科技的進(jìn)步，對(duì)主減速器的研究也有了很多突破性的進(jìn)展，在研究中主要采用兩種方法，分別是分析軟件模擬以及實(shí)驗(yàn)室試驗(yàn)臺(tái)模擬。分析軟件模擬的方法通過電腦的模擬分析得出的結(jié)果，這樣靠計(jì)算機(jī)工作，不耗費(fèi)材料，成本小，而且過程安全，基本沒有風(fēng)險(xiǎn)。實(shí)驗(yàn)室試驗(yàn)臺(tái)模擬，這也是研究中不可或缺的方法，一般在完成分析軟件模擬步驟后，將分析得到的結(jié)果實(shí)際裝配試驗(yàn)，這樣可以更直觀的得到數(shù)據(jù)結(jié)果。這些結(jié)果的得出一方面可以用于對(duì)過去計(jì)算機(jī)模擬的結(jié)果進(jìn)行對(duì)比與完善，另一方面也是未來實(shí)體應(yīng)用與開發(fā)的重要依據(jù)。
本論文就是對(duì)某型直升飛機(jī)主減速器齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)潤滑系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)，該實(shí)驗(yàn)臺(tái)的主要作用是模仿直升機(jī)減速器齒輪箱，從而試驗(yàn)檢測減速器齒輪的疲勞壽命以及潤滑系統(tǒng)的可靠性與合理性。
1.1 論文課題來源
本論文來自縱向課題，總裝預(yù)研項(xiàng)目：分扭構(gòu)型主減速器熱分析與潤滑系統(tǒng)設(shè)計(jì)仿真平臺(tái)研究。該課題的研究目標(biāo)為：掌握直升機(jī)主減速器熱分析和潤滑系統(tǒng)設(shè)計(jì)的先進(jìn)理論與方法，研發(fā)直升機(jī)主減速器熱分析和潤滑系統(tǒng)數(shù)字化設(shè)計(jì)與性能仿真分析平臺(tái)，提高直升機(jī)主減速器潤滑系統(tǒng)的設(shè)計(jì)水平與工作性能的分析能力。
1.2 論文設(shè)計(jì)的目的與意義
1.2.1 設(shè)計(jì)目的
根據(jù)某型直升飛機(jī)主減速器齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)的特點(diǎn),本文設(shè)計(jì)的潤滑系統(tǒng)需滿足如下要求：
（1）潤滑系統(tǒng)符合試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)需求，保證試驗(yàn)臺(tái)正常運(yùn)轉(zhuǎn)，在正常試驗(yàn)情況下完成潤滑與冷卻。
（2）可以滿足將來在該試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行的針對(duì)齒輪或潤滑系統(tǒng)的正常試驗(yàn)以及破壞試驗(yàn)的各項(xiàng)基本要求。
1.2.2 設(shè)計(jì)意義
潤滑系統(tǒng)的良好性能是保證主減速器穩(wěn)定性和可靠性的關(guān)鍵條件，所以潤滑系統(tǒng)也是試驗(yàn)臺(tái)的一個(gè)不可缺少的重要組成部分。擁有一個(gè)優(yōu)質(zhì)的潤滑系統(tǒng)，試驗(yàn)臺(tái)可以進(jìn)行潤滑系統(tǒng)附件的性能測試以及在各種不同潤滑條件下的齒輪、軸承的潤滑試驗(yàn)，從而驗(yàn)證仿真分析的結(jié)果以及測量部分參數(shù)，為將來的直升機(jī)主減速器及其潤滑系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和研究打下基礎(chǔ)
1.3 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
1.3.1 國外對(duì)齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)潤滑系統(tǒng)的研究
在戰(zhàn)爭強(qiáng)國，對(duì)武裝直升機(jī)這種重要的作戰(zhàn)裝備的研究一直在高速的進(jìn)行之中。在這項(xiàng)研究中，主減速器的研究可謂是重中之重，其穩(wěn)定性決定了整個(gè)直升機(jī)的穩(wěn)定性和可靠性。而在主減速器的研究方法中，主要的就是數(shù)字建模以及試驗(yàn)臺(tái)仿真模擬，常常這兩種方式會(huì)以先數(shù)字建模后試驗(yàn)臺(tái)模擬的順序先后被使用，以確保最后的成品的可靠性。
在制作試驗(yàn)臺(tái)研究中，美國航空航天局NASA Lewis Center是最早一批也是最權(quán)威的，在1972年，NASA Lewis Center就已經(jīng)開發(fā)出航空用的齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)，至今連同直升機(jī)測試臺(tái)共有6臺(tái)，他們分別是：500馬力直升機(jī)傳動(dòng)測試臺(tái)，3000馬力直升機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)測試臺(tái)，行星輪齒輪測試臺(tái)，直齒輪失效測試裝置，螺旋齒輪裝置，以及高速齒輪測試臺(tái)。其中直齒輪失效測試裝置在1972年運(yùn)行，在齒輪材料，潤滑油和壽命方面提供了有價(jià)值的數(shù)據(jù)，該測試臺(tái)采用皮帶驅(qū)動(dòng)，通過更換帶輪可以以幾種固定的速度運(yùn)轉(zhuǎn)。測試臺(tái)能夠在轉(zhuǎn)速10000rpm情況下，傳遞75kW的功率，可以全天24小時(shí)、每周7天連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)，以提供表面疲勞測試所需的龐大測試周期數(shù)[5] 。為維持如此高速并且長時(shí)間的疲勞測試，試驗(yàn)臺(tái)必須有合適的潤滑系統(tǒng)作為保障，齒輪的疲勞測試其實(shí)也可以是對(duì)潤滑系統(tǒng)穩(wěn)定性與可行性的測試。齒輪的潤滑與冷卻方法有很多種：飛濺潤滑、滴油潤滑、汽/油霧潤滑及增壓噴油潤滑等。有效潤滑的方法通過取決于具體的運(yùn)行條件，比如對(duì)于中速和高速運(yùn)轉(zhuǎn)的齒輪，有必要采用增壓噴油潤滑來防止齒輪輪齒的擦傷。在研究中表明，從潤滑的角度看輪齒擦傷是由于輪齒之間的彈性流體動(dòng)力學(xué)（EHD）油膜過薄造成的，而造成EHD膜過薄的原因通常是因?yàn)槔鋮s不夠充分，而不是潤滑油不足 [6] 。因?yàn)槔鋮s不足首先是會(huì)導(dǎo)致齒輪嚙合面溫度過高到齒輪不可接受的程度，其次是會(huì)改變滑油的物理以及化學(xué)性質(zhì)，從而影響正常潤滑[7] 。
同時(shí)，國外還進(jìn)行了LOL（失去潤滑）的極端條件下傳動(dòng)系統(tǒng)的測試與改進(jìn)。如NASA Lewis實(shí)驗(yàn)室中OH-58C主減速器LOL試驗(yàn)已達(dá)到57-104分鐘。
這些研究成果的得出，為齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)的改進(jìn)做出了巨大的貢獻(xiàn)，也為直升機(jī)事業(yè)的發(fā)展奠定了很好的基礎(chǔ)。
1.3.2 國內(nèi)對(duì)齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)潤滑系統(tǒng)的研究
我國的武裝直升機(jī)事業(yè)起步較晚，但是發(fā)展迅速，目前對(duì)于主減速器的潤滑系統(tǒng)的研究已經(jīng)比較深入，使用壓力潤滑的方案也已經(jīng)設(shè)計(jì)完成了很多，對(duì)其熱穩(wěn)態(tài)的分析、軟件模擬設(shè)計(jì)等工作都在持續(xù)的進(jìn)行中，這些結(jié)果的得出都大大提高了武裝直升機(jī)的作戰(zhàn)以及生存能力[8][9] 。而制作試驗(yàn)臺(tái)對(duì)其進(jìn)行試驗(yàn)校核也是一直使用的方法。齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)最早是運(yùn)用在汽車等交通工具的齒輪設(shè)計(jì)上，在這方面我們也積累了很多的經(jīng)驗(yàn)。在我國早期的傳動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)的研制存在自動(dòng)化程度低，很難按事先設(shè)計(jì)的試驗(yàn)過程進(jìn)行試驗(yàn)，不易實(shí)現(xiàn)多參數(shù)自動(dòng)控制[10] 。而進(jìn)入21世紀(jì)，在齒輪試驗(yàn)臺(tái)的研制進(jìn)入了一個(gè)新的“井噴期”，試驗(yàn)臺(tái)的設(shè)計(jì)主要分為開放式和封閉式，封閉式又分為機(jī)械封閉式和電能封閉式兩類[11] ，試驗(yàn)臺(tái)同時(shí)也大都具有齒輪疲勞試驗(yàn)以及潤滑系統(tǒng)可靠性試驗(yàn)等多種功能，從而希望從中得到最平衡的設(shè)計(jì)方案，同時(shí)滿足齒輪疲勞要求又滿足潤滑要求的直升機(jī)主減速器。
1.4 本文的主要工作
主要針對(duì)直升機(jī)主減速器的潤滑冷卻系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算：將整體的直升機(jī)減速器潤滑系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟以及設(shè)計(jì)方法進(jìn)行整理，具體對(duì)一對(duì)傳動(dòng)比為0.66的一對(duì)定尺寸直齒輪在2900r/min左右的轉(zhuǎn)速下主要發(fā)熱部件（齒輪和軸承）的潤滑系統(tǒng)進(jìn)行了方案設(shè)計(jì)，參數(shù)計(jì)算，以及各組件的設(shè)計(jì)和選型。
2 直升機(jī)主減速器齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)潤滑系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案
2.1 直升機(jī)主減速器齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)介紹
直升機(jī)主減速器齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)以實(shí)驗(yàn)室模擬的方法，驗(yàn)證計(jì)算機(jī)仿真的有效性，并開展試驗(yàn)獲取更多的實(shí)際參數(shù)。該試驗(yàn)臺(tái)由試驗(yàn)齒輪箱、試驗(yàn)軸承箱、驅(qū)動(dòng)齒輪箱、連接軸以及電動(dòng)機(jī)等部分組成。試驗(yàn)齒輪箱與試驗(yàn)軸承箱分開，試驗(yàn)齒輪在最靠邊位置，為懸臂結(jié)構(gòu)，在試驗(yàn)齒輪箱邊開有觀察孔，方便試驗(yàn)觀察。總體設(shè)計(jì)如圖1：
1 電動(dòng)機(jī)，2 驅(qū)動(dòng)齒輪軸承箱，3 斷路離合器，4 彈性扭力軸，5 加載離合器，6 扭矩加載裝置，7 試驗(yàn)軸承箱，8 試驗(yàn)齒輪箱，9 觀察孔
1 Motor, 2 The driving gear and bearing box, 3 Circuit breaker clutch, 4 Elastic torque axis, 5 Loading clutch, 6 The loading device, 7 The text bearing box, 8 The text gear box, 9 The observation hole
圖1 試驗(yàn)臺(tái)總體設(shè)計(jì)
Fig 1 General design scheme of the test bench
該試驗(yàn)臺(tái)可以完成齒輪生熱測試，疲勞試驗(yàn)測試，溫度場的分析，干潤滑，軸承環(huán)向潤滑，噴油測試等試驗(yàn)，通過這些試驗(yàn)獲得數(shù)據(jù)，從而優(yōu)化直升機(jī)主減速器及其潤滑系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。
2.2 直升機(jī)主減速器齒輪疲勞試驗(yàn)臺(tái)主要試驗(yàn)
2.2.1 輪齒溫度測試試驗(yàn)
試驗(yàn)?zāi)康模簻y試不同條件（轉(zhuǎn)速、扭矩）對(duì)齒輪生熱的影響。
試驗(yàn)方法：（1）齒輪裝置將在不同轉(zhuǎn)速下進(jìn)行，施加相同的切向載荷，保持潤滑系統(tǒng)正常工作，測定試驗(yàn)中齒輪表面的溫度；（2）齒輪在穩(wěn)定的相同轉(zhuǎn)速下運(yùn)行，分別施加不同大小的切向載荷，保持潤滑系統(tǒng)正常工作，測定實(shí)驗(yàn)中齒輪表面溫度。
2.2.2 不同條件下齒輪疲勞壽命實(shí)驗(yàn)
試驗(yàn)?zāi)康模簻y試不同扭矩加載的情況下齒輪疲勞壽命
試驗(yàn)方法：將齒輪傳動(dòng)軸上加載不同扭矩、改變主齒輪轉(zhuǎn)速或改變滑油噴油壓力，保持以上三變量中兩個(gè)，以剩下的一個(gè)作為變量，使齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)，直到試驗(yàn)齒輪達(dá)到疲勞壽命而被破壞。
2.3 直升機(jī)主減速器試驗(yàn)臺(tái)潤滑系統(tǒng)總設(shè)計(jì)方案
為滿足上述試驗(yàn)的要求，本試驗(yàn)臺(tái)潤滑系統(tǒng)由四大部分組成，分別是供油系統(tǒng)、回油冷卻系統(tǒng)、噴嘴以及監(jiān)測系統(tǒng)。供油系統(tǒng)又過濾器、滑油泵、壓力調(diào)節(jié)閥、流量調(diào)節(jié)閥以及流向調(diào)節(jié)閥組成，確?；瓦M(jìn)入噴嘴的壓力與清潔度，流量可以達(dá)到要求；回油冷卻系統(tǒng)由冷卻器和過濾器組成，確?；氐接拖涞幕屠鋮s到合適的溫度與清潔度流回油箱；噴嘴需要選用合適的孔徑、數(shù)量以及布置方案，確保齒輪以及軸承可以得到所需的潤滑效果；監(jiān)測系統(tǒng)布置在供油系統(tǒng)、回油冷卻系統(tǒng)以及噴嘴前端，用于收集試驗(yàn)數(shù)據(jù)并確保潤滑系統(tǒng)的工作參數(shù)在試驗(yàn)要求范圍內(nèi)，否則報(bào)警提示操作人員。由此該潤滑系統(tǒng)的總設(shè)計(jì)方案如圖2
3 潤滑系統(tǒng)相關(guān)量計(jì)算
3.1 生熱計(jì)算
在直升機(jī)實(shí)際情況中，齒輪箱熱量主要來自齒輪、軸承等摩擦生熱，以及從發(fā)動(dòng)機(jī)傳導(dǎo)或輻射而來的熱量，但是由于試驗(yàn)臺(tái)沒有大功率發(fā)動(dòng)機(jī)，因此忽略傳導(dǎo)或輻射帶來的熱量，即：
Q=PΣ+N （1）
式中：Q——減速器滑油散熱量，kW；
PΣ——齒輪總功率損失，kW；
N——軸承總功率損失，kW；
1 油箱，2 、17 過濾器，3 冷卻器，4、8、10、18 溫度計(jì)，5 金屬探測器及其指示燈，6 陪試齒輪、軸承箱噴嘴組合，7 試驗(yàn)軸承箱噴嘴組合，9 試驗(yàn)齒輪箱噴嘴組合，11 壓力計(jì)，12 流量計(jì)，13 單向閥，14節(jié)流閥，15 減壓閥，16 滑油泵
1 Tank, 2,17 Filter, 3 Cooler, 4,8,10,18 Thermometer, 5 Metal detector with alarm light, 6 The spray nozzles of driving gear and bearing box, 7 The spray nozzles of text bearing box, 9 The spray nozzles of text gear box, 11 Pressure gauge, 12 Flow meter, 13 One-way valve, 14 Throttle valve, 15 pressure relief valve, 16 Pump
圖2直升機(jī)主減速器試驗(yàn)臺(tái)潤滑系統(tǒng)總設(shè)計(jì)方案
Fig 2 General design scheme of the lubrication system of the helicopter transmission text bench
3.1.1 試驗(yàn)齒輪生熱計(jì)算
國外學(xué)者研究得出齒輪功率損失的計(jì)算方法主要有：Anderson and Loewenthal, Buckingham, Chiu, Merritt和Shipley五種方法[12]。Neil Anderson和Stuart Loewenthal通過對(duì)著五種方法計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比，發(fā)現(xiàn)只有他們的研究方法能夠在不同負(fù)載、轉(zhuǎn)速和噴油條件下，持續(xù)給出比較好的功率損失預(yù)測結(jié)果[13] 。
Anderson-Loewenthal的方法中，齒輪生熱主要來源是齒輪傳動(dòng)中的功率損失，其中包括三部分：滑動(dòng)、滾動(dòng)和風(fēng)阻損失[14][15]。本論文的研究對(duì)象為試驗(yàn)臺(tái)要求的一對(duì)直齒輪，齒輪的基本參數(shù)如表1所示，其功率損失即可以按照Anderson-Loewenthal的公式直接進(jìn)行計(jì)算。
表1 試驗(yàn)齒輪的參數(shù)
Table 1 parameter of tested gears
型號(hào)
齒數(shù)
模數(shù)
壓力角
齒寬
齒頂圓半徑
傳動(dòng)比
最大轉(zhuǎn)速
大齒輪
24
0.0045m
20°
0.020m
0.05625m
0.66
2900
小齒輪
16
0.0045m
20°
0.020m
0.044385m
4393
1、 齒輪嚙合線長度
g=（ra12-rb12）0.5+（ra22-rb22）0.5-（r1+r2）sinα （2）
式中：g—嚙合線長度，m；
ra—齒頂圓半徑，m；
rb—基圓半徑，m；
r—節(jié)圓半徑，m；
α—壓力角，（°）；
下標(biāo)：1—主動(dòng)齒輪；
2—從動(dòng)齒輪。
計(jì)算得齒輪嚙合線長度為0.0625m
2、 平均滑動(dòng)速度
Vs=0.02618n1g（z1+z2）z2 （3）
式中：Vs—平均滑動(dòng)速度，ms；
z—齒數(shù)
n—轉(zhuǎn)速，rmin。
計(jì)算得平均滑動(dòng)速度為11.8628ms
3、 平均滾動(dòng)速度
VΥ=0.2094n1r1sinα-0.125g（z2-z1）z2 （4）
式中：VΥ —平均滾動(dòng)速度，ms。
計(jì)算得平均滾動(dòng)速度為13.5900ms
4、 扭矩
T1=9549Pn1 （5）
式中：T1—扭矩，N·m；
P—轉(zhuǎn)動(dòng)功率，KW。
計(jì)算得扭矩為24.69N·m
5、 平均法向載荷
Fn=T1（r1cosα） （6）
式中：Fn—平均法向載荷，N。
計(jì)算得平均法向載荷為486.68N
6、 摩擦系數(shù)
f=0.0127lg29.66Fn/(bμ0vsvΥ2) （7）
式中：f—摩擦系數(shù)；
b—齒寬，m（對(duì)于齒輪副，取齒寬較小的）；
μ0—滑油動(dòng)力粘度，mPa·s。
計(jì)算得摩擦系數(shù)為0.016
7、 平均滑動(dòng)損失
ps=fFnvs/1000 （8）
式中：ps—平均滑動(dòng)損失，kW。
計(jì)算得平均滾動(dòng)損失為0.009kW
8、 當(dāng)量曲率半徑
ρr=r1sinα+0.25g(r2sinα-0.25g)/[r1+r2sinα] （9）
式中：ρr—當(dāng)量曲率半徑，m。
計(jì)算得當(dāng)量曲率半徑為-0.0037m
9、 油膜厚
h=2.051×10-7（VΥμ0)0.67Fn-0.067ρr0.464 （10）
式中：h—EHD油膜厚度，m。
計(jì)算得油膜厚度為2.3×10-6m
10、重合度
ε=1000g/(πmcosα) （11）
式中：ε—重合度；
m—模數(shù)，mm；
計(jì)算得重合度為4.7047
11、平均滾動(dòng)損失
PR=90000VΥbεh （12）
式中：PR—平均滾動(dòng)損失，kW。
計(jì)算的平均滾動(dòng)損失為0.2646kW
12、風(fēng)阻損失
Pw1=2.82×10-71+2.3br1n12.8r14.6(0.028μ0+0.019)0.2 （13）
Pw2=2.82×10-71+2.3br2(n1z1z2)2.8r24.6(0.028μ0+0.019)0.2 （14）
式中：Pw—風(fēng)阻損失，kW；
計(jì)算得風(fēng)阻損失為：Pw1=8.69×10-4kW
Pw2=0.0033kW
13、齒輪總損失
PΣ1=Ps+PR+Pw1+Pw2 （15）
式中：PΣ1—試驗(yàn)齒輪總損失，kW。
計(jì)算得齒輪總損失為0.2830kW
上述計(jì)算中一些參數(shù)才計(jì)算與選取詳見文獻(xiàn)[14]中第七節(jié)所述。
14、陪試齒輪生熱計(jì)算
為了使陪試齒輪不過早的損壞，在不改變嚙合傳動(dòng)有關(guān)的參數(shù)的情況下選取更大的齒寬，從而散發(fā)疲勞應(yīng)力，減少疲勞損傷。由此計(jì)算產(chǎn)熱為PΣ2=0.5299kW。
3.1.2 試驗(yàn)軸承生熱計(jì)算
軸承生熱主要也是由軸承中的摩擦引起，按瑞典科學(xué)家Palmgren從軸承疲勞壽命理論中總結(jié)出來的計(jì)算方法比較成熟[16] ，將摩擦力矩分為外載荷引起的摩擦力矩和粘性摩擦力矩兩個(gè)部分。該試驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)使用的是四對(duì)完全相同的深溝球軸承。
1、 外載荷引起的摩擦力矩
M1=f1Fβdm （16）
式中：M1—外載荷引起的摩擦力矩，N·m；
f1—與軸承結(jié)構(gòu)及相對(duì)載荷有關(guān)的因子；
Fβ—當(dāng)量載荷，N；
dm—軸承節(jié)圓直徑，m。
式中的f1、Fβ、dm三個(gè)參數(shù)都要查表或計(jì)算獲得。
① f1的確定
對(duì)于球軸承：
f1=z‘(Fs/Cs)Y （17）
式中：z‘、Y—系數(shù)；
Fs—當(dāng)量靜載荷，N；
Cs—額定基本靜載荷容量，N。
z‘、Y值查表：
表2 z‘、Y取值
Table 2 the z‘ and Y
球軸承類型
z‘
Y
深溝球軸承αr=0°
0.0009
0.55
角接觸球軸承
αr=30°
αr=40°
0.0010
0.0013
0.0003
0.33
0.33
0.40
自動(dòng)調(diào)心球軸承
注：表中αr—接觸角（°）
由此選擇z‘=0.0009、Y=0.55
Fs數(shù)值去下兩式中較大者
Fs=XsFr+YsFa （18）
Fs=Fr （19）
式中：Fa—軸向力，N；
Fr—徑向力，N；
Xs、Ys—當(dāng)量靜負(fù)荷折算系數(shù)；
表3 Xs、Ys取值
Table 3 the Xs and Ys
軸承類型
單列
雙列
Xs
Ys
Xs
Ys
向心球軸承
0.6
0.5
0.6
0.5
取Xs=0.6、Ys=0.5；設(shè)計(jì)Fr=3000N、Fa=200N。
計(jì)算得，式（18）=1900N；式（19）=3000N；因此取Fs=3000N。
Cs=2.758izsD2cosαr[2f2(1-γ)/(2f2-1)]0.5 （20）
式中：f2=rs/D1；
γ=D1cosαr/dm；
rs—溝道曲率半徑，m；（D1/2）
dm—軸承節(jié)圓直徑，m；((d+D)/2)
D1—鋼球直徑，m；((D-d)/4)
i—滾動(dòng)體列數(shù)；
zs—每列滾動(dòng)體數(shù)目。
計(jì)算得額定基本靜載荷容量為6826N
將Fs、Cs的結(jié)果帶入（17）
由此計(jì)算f1=0.0005
② Fβ值的確定
對(duì)于向心球軸承，F(xiàn)β值取下列兩式中較大者
Fβ=0.9Facotαr-0.1Fr （21）
Fβ=Fr （22）
只有（22）式合理，所以Fβ=Fr=3000N。
③ dm值的確定
dm≈(d+D)/2 （23）
式中：d—軸承內(nèi)孔徑，m；
D—軸承外孔徑，m。
計(jì)算得軸承節(jié)圓直徑為0.06m。
將（17）、（22）、（23）的結(jié)果的帶入（16）
計(jì)算得：M1=0.1031N·m。
2、 粘性摩擦力矩
Mv=9.79×10-11f0(v0n)23dm3 （24）
Mv=9.79×10-11f0dm3 （當(dāng)v0n＜2000） （25）
式中：Mv—粘性摩擦力矩，N·m；
f0—與軸承類型和潤滑方式有關(guān)的因子；
v0—滑油運(yùn)動(dòng)粘度，mm2/s；
dm—軸承節(jié)圓直徑，mm；
n1—大齒輪軸承轉(zhuǎn)速，r/min；
n2—小齒輪軸承轉(zhuǎn)速，r/min。
f0的確定：
表4 f0取值
Table 4 the f0
軸承類型
油脂潤滑
噴射潤滑
單列深溝球軸承
1.5~2
3~4
單列角接觸球軸承
2
4
雙列角接觸球軸承
4
8
單列圓錐滾子軸承
3~4
6~8
單列圓柱滾子軸承
2~3
4~6
雙列球面滾子軸承
4~6
8~12
f0取4，查得v0=20mm2/s，本試驗(yàn)齒輪v0n>2000，所以選用式（25）
計(jì)算的粘性摩擦力矩分別為：Mv1=0.1267N·m；
Mv2=0.1661N·m。
3、 總功率損失
N1=2[1.047×10-4Mv1+M1] （26）
N2=2[1.047×10-4Mv2+M1] （27）
N=N1+N2 （28）
式中：N—試驗(yàn)軸承總功率損失，kW。
計(jì)算中有兩對(duì)共4個(gè)軸承，所以在公式前誠意系數(shù)2，且Mv不同，因此帶入式（28）
計(jì)算得軸承總功率損失為0.3847kW。
4、陪試軸承生熱計(jì)算
陪試軸承與試驗(yàn)齒輪軸承完全相同，總功率損失相同，Np=N=0.3847kW。
3.1.3 系統(tǒng)總生熱
系統(tǒng)的總生熱即為所有齒輪副以及軸承的生熱量之和，
Q=PΣ1+PΣ2+N+Np （29）
計(jì)算得系統(tǒng)總生熱為1.5823kW。
3.2 總供油量的計(jì)算
總功率損失理論上全部用于發(fā)熱，設(shè)計(jì)之中根據(jù)滑油性質(zhì)以及實(shí)際要求設(shè)定滑油溫升?t，設(shè)計(jì)發(fā)熱完全被潤滑油帶走，由此所需滑油總流量的計(jì)算表達(dá)式為：
W=60×106Q/(cpρ?t) （30）
式中：W—滑油流量，L/min；
Q—滑油散熱量，kW；
cp—滑油定壓比熱容，J/(kg·℃;( 1870J/(kg·℃))
ρ—滑油密度，kg/㎡；(900 kg/m3)
?t—溫升，℃，一般取30℃到50℃。（取30℃）
依照公式分別帶入數(shù)據(jù)計(jì)算
試驗(yàn)齒輪副供油量
試驗(yàn)齒輪齒輪Q=PΣ，代入（30）得W1=0.3363 L/min 。
陪試齒輪副供油量
陪試齒輪齒輪Q=PΣ，代入（30）得W2=0.6298 L/min 。
大齒輪對(duì)應(yīng)軸承供油量
大齒輪對(duì)應(yīng)軸承Q=N1，代入（30）得W3=0.0829 L/min 。
小齒輪對(duì)應(yīng)軸承供油量
小齒輪對(duì)應(yīng)軸承Q=N2，代入（30）得W4=0.1457L/min 。
系統(tǒng)總供油量
供油處包括試驗(yàn)齒輪副、陪試齒輪副、4個(gè)大齒輪對(duì)應(yīng)軸承、4個(gè)小齒輪對(duì)應(yīng)軸承
W=W1+W2+4W3+4W4 （31）
計(jì)算得系統(tǒng)總供油量為1.8804Lmin
3.3 本章小結(jié)
本章進(jìn)行試驗(yàn)臺(tái)一對(duì)特定試驗(yàn)齒輪副以及與其配合的陪試齒輪副、試驗(yàn)軸承、陪試軸承在正常工作狀態(tài)下的生熱與滑油需求量的計(jì)算。試驗(yàn)齒輪副和陪試齒輪副生熱的計(jì)算使用Anderson-Loewenthal的方法，試驗(yàn)軸承和陪試軸承的計(jì)算使用Palmgren從軸承疲勞壽命理論中總結(jié)出來的計(jì)算方法。以上兩種方法是目前世界上對(duì)齒輪副以及軸承的生熱計(jì)算中最精確的方法。總供油量的計(jì)算是使用傳統(tǒng)的流量計(jì)算方法，分別求出各個(gè)發(fā)熱點(diǎn)的滑油需求量然后求和。
4 潤滑組件設(shè)計(jì)計(jì)算與選型
4.1 噴嘴的設(shè)計(jì)計(jì)算
噴嘴是壓力潤滑系統(tǒng)中最終執(zhí)行噴射潤滑的原件，主要向摩擦副結(jié)合處噴射潤滑液，從而帶走熱量并實(shí)現(xiàn)潤滑。由上文計(jì)算結(jié)果可知每個(gè)需要潤滑的部分所需的潤滑油量，由此即可完成噴嘴的設(shè)計(jì)。潤滑噴嘴的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)大概是0.7mm~1.5mm，因?yàn)閲娮爝^小，則容易被堵塞，從而影響潤滑。噴嘴過大，則無法達(dá)到壓力要求，從而無法使?jié)櫥偷竭_(dá)需要潤滑的部位，也會(huì)影響潤滑。
為保證噴出的滑油有合適的圓柱段，主減速器所用的噴嘴的孔長、孔徑之比通常都大于3，且其出口邊緣應(yīng)保持銳邊，因此屬于厚壁孔[17][18] ，其噴射速度就主要取決于噴嘴的供油壓力。噴嘴壓力的選定是在系統(tǒng)初步設(shè)定時(shí)以根據(jù)系統(tǒng)的具體情況而被選定。所用，在工程設(shè)計(jì)中，通常先選定供油壓力，再校對(duì)噴嘴孔徑。
本系統(tǒng)中，噴嘴的供油壓力選在0.24Mpa到0.48Mpa之間。
噴嘴直徑計(jì)算公式
d=[W/(0.658×P-P0×n)]0.5 （32）
式中：d—噴嘴直徑，mm；
W—該噴嘴流量，L/min；
P—噴嘴孔口前壓力，bar；
P0—環(huán)境壓力，bar；
n—噴嘴個(gè)數(shù)。
因?yàn)楸驹囼?yàn)臺(tái)各個(gè)噴嘴所需流量較小，使得計(jì)算得噴嘴直徑非常小，從而引發(fā)兩個(gè)問題，一是直徑過小，難以加工，若要加工到計(jì)算直徑，成本太高而且精度難以保證；二是噴嘴直徑太小，很容易被潤滑系統(tǒng)中的雜質(zhì)堵塞，從而無法達(dá)到潤滑功能，反而破壞機(jī)器。所以在設(shè)計(jì)中，通常把流量增大，從而可以在不影響潤滑效果的前提下增大噴嘴直徑。本實(shí)驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)將各個(gè)噴嘴流量都設(shè)為0.7 L/min，噴嘴孔口前壓力為0.3Mpa=3bar，環(huán)境壓力為0Mpa，從而計(jì)算試驗(yàn)齒輪、陪試齒輪、大齒輪對(duì)應(yīng)軸承、小齒輪對(duì)應(yīng)軸承的噴嘴直徑均為d=0.7837mm。
流量值改變后，系統(tǒng)總流量也隨即發(fā)生變化，設(shè)計(jì)的噴嘴數(shù)量依然為10個(gè)（每對(duì)齒輪副一個(gè)，每個(gè)軸承一個(gè)），因此W=n×0.7=7 L/min。
由于流量已經(jīng)放大，本試驗(yàn)臺(tái)噴嘴在齒輪副嚙合的處設(shè)置單孔噴嘴，而且只需在嚙合線嚙入側(cè)供油。軸承也只需要在單側(cè)供油即可達(dá)到要求。具體的布置方法[19] 如圖3和圖4
圖3 齒輪潤滑示意圖 圖4 軸承潤滑示意圖
Fig 3 Sketch map of gear lubrication Fig 4 Sketch map of bearing lubrication
4.2 油管的設(shè)計(jì)計(jì)算
潤滑油管路的結(jié)構(gòu)與布局需要根據(jù)噴嘴的位置以及機(jī)匣的結(jié)構(gòu)確定，由于本項(xiàng)目研究的試驗(yàn)臺(tái)機(jī)匣構(gòu)造簡單，所以主要考慮噴嘴位置。
管路的直徑計(jì)算公式
dg=4.6×(WV)0.5 （32）
式中：dg—管路公稱直徑，mm；
W—管路所連噴嘴的滑油總流量，L/min；
V—潤滑油許可流速，m/s。
W由上文計(jì)算結(jié)果可以簡單求得，V可查下表[20] ：
表5 潤滑油許可流速
Table 5 the Permit velocity of lubricating oil
系統(tǒng)壓力MPa
0.3
0.5
1.0
2.5
管內(nèi)流速m/s
0.8
1.0
1.3
2.0
由于試驗(yàn)臺(tái)所需壓力很小，所以取V=0.8m/s。
設(shè)計(jì)計(jì)算中，到每個(gè)齒輪箱或軸承箱的進(jìn)油與回油管路選型相同，其直徑分別設(shè)為，總油管，dg；試驗(yàn)齒輪箱油管，dg1；試驗(yàn)軸承箱油管，dg2；陪試齒輪、軸承箱油管，dg3。將數(shù)據(jù)代入（32）
計(jì)算得油管直徑分別為dg=13.6070mm，取整為15mm；
dg1=4.3029mm，取整為5mm；
dg2=8.6058mm，取整為10mm；
dg3=9.6216mm，取整為10mm。
取值皆向上取整，壓力和流量由主管路閥門控制。管路都選用金屬圓管，其規(guī)格見表6。
表6 液壓管技術(shù)規(guī)格
Table 6 the Technical specifications of hydraulic tube （mm/）
油管
公稱通徑
鋼管外徑
管接頭連接螺紋
試驗(yàn)齒輪箱油管
5
10
M10×1
試驗(yàn)軸承箱油管
10
18
M18×1.5
陪試齒輪、軸承箱油管
10
18
M18×1.5
總油管
15
22
M22×1.5
在泵站中，各個(gè)液壓元件用軟管連接，軟管直徑依照公式
Ar=W6V （33）
式中：Ar—軟軟截面積，cm2；
由此算得泵站中軟管直徑約為15mm，由于管徑過大，液壓泵站的安裝不方便，而且本系統(tǒng)的壓力、流速都較小，在后文中選定液壓閥時(shí)可以提供足夠的流量和壓力的調(diào)節(jié)域度，所以將軟管內(nèi)徑取得較小，方便液壓站安裝，本試驗(yàn)臺(tái)選用1T型軟管，在接管接頭時(shí)不切除或部分切除外膠層。其技術(shù)規(guī)格見表7。
表7 液壓軟管技術(shù)規(guī)格
Table 7 the Technical specifications of hydraulic hose (mm)
公稱內(nèi)徑
內(nèi)徑
增強(qiáng)型外層
成品軟管外徑
最小值
最大值
最小值
最大值
最小值
最大值
6.3
6.1
6.9
10.6
11.7
15.1
16.7
4.3 管接頭的選擇
話油管路公稱直徑計(jì)算之后，便可以根據(jù)結(jié)果查表選擇管接頭。本試驗(yàn)臺(tái)選擇擴(kuò)口式管接頭，該類型接頭構(gòu)造簡單，性能良好，加工使用方便，適用于以油、氣為介質(zhì)的中、低壓管路系統(tǒng)。試驗(yàn)臺(tái)需要直通式、直角式以及三通式三種標(biāo)準(zhǔn)管接頭如圖5、圖6和圖7，選擇的尺寸參數(shù)如表8和表9[20] ，其余特殊管路大小管接頭需定制
圖5擴(kuò)口式直通管接頭
Fig 5 Straight flared tube fittings
表8 擴(kuò)口式直通管接頭尺寸參數(shù)
Table 8 the Technical specifications of Straight flared tube fittings （mm）
D0
d0
d1
L13
e1
e
S1
S
5
3.5
M10×1
40
15
15
13
13
12
10
M18×1.5
58
27.7
24.2
24
21
14
12
M22×1.5
58
31.2
27.7
27
24
圖6擴(kuò)口式垂直管接頭 圖7擴(kuò)口式三通管接頭
Fig 6 Vertical flared tube fittings Fig 7 three ways flared tube fittings
表9 擴(kuò)口式垂直、三通管接頭尺寸參數(shù)
Table 9 the Technical specifications of vertical and three ways flared tube fittings （mm）
D0
d0
d
L9
e1
S1
S
5
3.5
M10×1
25.5
15
13
8
12
10
M18×1.5
38
27.7
24
21
14
12
M22×1.5
39.5
31.2
27
21
液壓泵站軟管選用卡套式軟管接頭，接頭型號(hào)依據(jù)所選軟管直徑以及所連接液壓附件的進(jìn)出油口直徑確定，特殊螺紋或口徑的管接頭需定制。
4.4 滑油泵的選型
滑油泵在試驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)中多采用齒輪泵，選型時(shí)要根據(jù)系統(tǒng)的供油量，供油壓力以及泵的機(jī)械特性決定。由于在設(shè)計(jì)前已經(jīng)將滑油壓力擬定，完成后再進(jìn)行試驗(yàn)校核，因此，主要根據(jù)泵的流量來進(jìn)行設(shè)計(jì)。
滑油泵的供油量Wb，一般取每個(gè)噴嘴所需油量和的1.2～1.5倍，從而保證系統(tǒng)有一定的供油裕度，
Wb=1.2~1.5W （34）
計(jì)算中取1.4倍，計(jì)算得油泵供油量應(yīng)為9.800L/min。
在選型時(shí)，還要考慮到滑油泵的工作壓力、流量、轉(zhuǎn)速以及安裝尺寸等因素來進(jìn)行泵的校核，看是否能夠滿足總體設(shè)計(jì)要求。本試驗(yàn)臺(tái)選擇CB-B10齒輪泵如圖8，其技術(shù)規(guī)格和安裝尺寸規(guī)格如表10和表11所示。
表10 CB-B10齒輪泵技術(shù)規(guī)格
Table 10 the Technical specifications of CB-B10 gear pump
排量ml/r
額定壓力Mpa
轉(zhuǎn)速r/min
驅(qū)動(dòng)功率kW
容積效率
10
2.5
1450
0.51
≥0.70
圖8 CB-B10齒輪泵
Fig 8 the CB-B10 gear pump
表11 CB-B10齒輪泵安裝尺寸參數(shù)
Table 11 the Installation dimension of CB-B10 gear pump （mm）
L
S
H
l
l1
D
D1
d
M
A
B
b
t
94
65
95
30
25
φ50
35-0.03-0.02
φ12
M6
30
35
4
13.5
本試驗(yàn)臺(tái)選用CB-B低壓齒輪油泵臥式電機(jī)組，如圖9，圖10：
圖9 CB-B低壓齒輪油泵臥式電機(jī)組
Fig 9 the CB-B low pressure gear pump horizontal motor group
圖10 CB-B低壓齒輪油泵臥式電機(jī)組裝配圖
Fig 10 the Assembly drawing of CB-B low pressure gear pump horizontal motor group
其安裝尺寸見表12
表12 CB-B低壓齒輪油泵臥式電機(jī)組安裝尺寸參數(shù)
Table 12 the Installation dimension of CB-B low pressure gear pump horizontal motor group
（mm）
C
L
A
B
Φ
HB
H
電動(dòng)機(jī)
電機(jī)功率kW
178
359
35
90
7
10
71
DM7124
0.55
4.5 液壓閥的選型
由于系統(tǒng)的壓力、要求以及流量要求是試驗(yàn)范圍之一，而且系統(tǒng)正常工作需要的流量以及壓力都比較小，所以在齒輪泵選定后需要配合設(shè)置減壓閥和節(jié)流閥來控制油壓與流量。
4.5.1 減壓閥的選型
因?yàn)檫x擇的滑油泵額定壓力為2.5Mpa，遠(yuǎn)大于系統(tǒng)要求的壓力，而且在實(shí)驗(yàn)中需要實(shí)現(xiàn)對(duì)話有壓力的調(diào)節(jié)，從而制造不同的潤滑條件，所以需要選擇減壓閥實(shí)現(xiàn)壓力調(diào)整。本試驗(yàn)臺(tái)選擇DR-10-1-30/100-Y減壓閥如圖11，其具體技術(shù)參數(shù)及安裝尺寸參數(shù)如表13和表14所示
表13 DR-10-1-30/100-Y減壓閥技術(shù)規(guī)格
Table 13 the Technical specifications of DR-10-1-30/100-Y pressure relief valve
通徑mm
螺紋mm
工作壓力Mpa
進(jìn)口壓力Mpa
出口壓力Mpa
被壓Mpa
16
15
≤10
≤10
0.3~10
≤10
1 回油口，2 鎖緊螺母，3 調(diào)節(jié)刻度套，4 調(diào)節(jié)手柄，5調(diào)節(jié)裝置，6 調(diào)節(jié)手柄（帶鎖），7 遙控口，8 標(biāo)牌
1 Oil return port, 2 Lock nut, 3 Adjusting set, 4 Adjusting hand shank, 5 Adjusting device, 6 Adjusting hand shank (with lock), 7 Control port, 8 Label
圖11 DR-10-1-30/100-Y減壓閥
Fig 11 DR-10-1-30/100-Y Pressure relief valve
表14 DR-10-1-30/100-Y減壓閥安裝尺寸參數(shù)
Table 14 the Installation dimension of DR-10-1-30/100-Y pressure relief valve
（mm）
B1
φD1
φD2
φD3
H1
H2
H3
H4
L1
L2
L3
L4
T1
63
9
G34
42
125
105
28
75
85
40
62
90
16
4.5.2 節(jié)流閥的選型
因?yàn)檫x擇的滑油泵額定流量為14.5L/min，遠(yuǎn)大于系統(tǒng)要求的流量，而且在實(shí)驗(yàn)中需要實(shí)現(xiàn)對(duì)話有流量的調(diào)節(jié)，從而制造不同的潤滑條件，所以需要選擇節(jié)流閥實(shí)現(xiàn)流量調(diào)整。本試驗(yàn)臺(tái)選用SRC-T-06-50節(jié)流閥如圖12，其具體技術(shù)參數(shù)及安裝尺寸參數(shù)如表15和表16所示。
表15 SRC-T-06-50節(jié)流閥技術(shù)規(guī)格
Table 15 the Technical specifications of SRC-T-06-50 throttle valve
通徑mm
額定流量L/min
最小穩(wěn)定流量L/min
最高工作壓力Mpa
20
85
8.5
25
圖12 SRC-T-03-50節(jié)流閥
Fig 12 SRC-T-06-50 Throttle valve
表16 SRC-T-03-50節(jié)流閥安裝尺寸參數(shù)
Table 16 the Installation dimension of SRC-T-06-50 throttle valve （mm）
A
B
C
D
E
F
G
H
72
36
44
105.5
53.5
38
46
22
4.5.3 單向閥的選型
因?yàn)樵囼?yàn)臺(tái)的布置油箱在試驗(yàn)操作臺(tái)的下方，為避免滑油因重力原因向油箱回流，必須在共有路上設(shè)置單向閥。本實(shí)驗(yàn)臺(tái)中單向閥要求結(jié)構(gòu)簡單，只需具備使滑油單向流通的功能即可，因此選擇S型單向閥S-15-A-0—2-0如圖13所示，其具體技術(shù)參數(shù)及安裝尺寸參數(shù)如表17和表18所示。
表17 S-15-A-0—2-0單向閥技術(shù)參數(shù)
Table 17 the Technical specifications of S-15-A-0—2-0 one-way valve
通徑mm
最大工作壓力Mpa
連接形式
最大流量L/min
15
21.5
管式
65
圖13 S-15-A-0—2-0單向閥
Fig 13 S-15-A-0—2-0 one-way valve
表18 S-15-A-0—2-0單向閥安裝尺寸參數(shù)
Table 18 the Installation dimension of S-15-A-0—2-0 one-way valve （mm）
D1
H1
L1
T1
G34
41.5
85
16
4.6 冷卻器的選型
在航空發(fā)動(dòng)機(jī)和減速器的設(shè)計(jì)中，因?yàn)榘l(fā)熱非常大，所以對(duì)滑油的冷卻時(shí)一個(gè)非常重要的步驟，故潤滑系統(tǒng)中應(yīng)有符合最大散熱量要求的冷卻器[19]。
本項(xiàng)目是齒輪實(shí)驗(yàn)臺(tái)，產(chǎn)生的熱量比實(shí)際的航空減速器要小很多，所以不需要特別大型的冷卻系統(tǒng)。而且在過去的研究經(jīng)驗(yàn)中得出，系統(tǒng)通過傳導(dǎo)等方式，會(huì)散發(fā)約15%的熱量，因此冷卻器只需要帶走總熱量的85%，也就是Ql=85%Q=1.1351kW.設(shè)計(jì)中采用最常用的水冷式多管冷卻器。
冷卻器散熱面積計(jì)算[20 ] 從總熱量入手，通過經(jīng)驗(yàn)得到的系數(shù)，從而計(jì)算得面積。
A=QlK?T （35）
式中：A—散熱器散熱面積，m2；
Ql—散熱器帶走熱量，W；
K—冷卻器傳熱系數(shù)，W/(m2·k)；
?T—平均溫差，℃。
?T=t1+t2-t1'+t2'/2 （36）
式中：t1、t2—滑油進(jìn)、出口溫度，℃；
t1'、t2'—水進(jìn)、出口溫度，℃。
上文的計(jì)算中滑油的溫升為30℃，因此冷卻的溫度也降低30℃，根據(jù)比熱容關(guān)系以及流量要求，計(jì)算得水的溫升也為30℃左右。為滿足試驗(yàn)臺(tái)的基本實(shí)驗(yàn)要求，滑油起始溫度（即冷卻器入口）設(shè)為50℃，出口溫度為80℃，水的起始溫度（即冷卻器入口溫度）設(shè)為室溫20℃，出口溫度為50℃。
計(jì)算得散熱器所需面積為0.3262m2。
所需水量計(jì)算[20 ] ，根據(jù)滑油流量以及比熱容關(guān)系，計(jì)算水量，在此假設(shè)熱量都由冷卻水帶走
Ws=WCρ(t2-t1)/[C'ρ't1'-t2'] （37）
式中：Ws—冷卻器所需水量，Lmin；
W—滑油流量，Lmin；
C、C'—滑油、水比熱容，J/(kg·℃； C=1870J/(kg·℃)、C'=4186.8J/(kg·℃)
ρ、ρ'—滑油、水密度，ρ=900 kg/㎡、ρ'=1000 kg/㎡
計(jì)算得所需水流量為2.8138Lmin
由于計(jì)算結(jié)果為溫升的正常情況，所以冷卻器散熱面積向上取合適面積，選用A=0.39m2的KMCL多管式冷卻器如圖14，其具體技術(shù)參數(shù)及安裝尺寸參數(shù)如表19和表20所示。
表19 KMCL多管式冷卻器3Y04技術(shù)參數(shù)
Table 19 the Technical specifications of KMCL multi-tubular cooler 3Y04
通徑mm
油出入口
水出入口
額定流量L/min
散熱面積m2
重量KG
10
PT3/4
PT3/4
60
0.39
9.5
圖14 KMCL多管式冷卻器3Y04
Fig 14 KMCL multi-tubular cooler 3Y04
表20 3Y04多管式冷卻器KMCL安裝尺寸參數(shù)
Table 20 the Installation dimension of KMCL multi-tubular cooler 3Y04 （/mm）
A
B
C
D
E
F
G
595
408
270
92.5
89
120
138
H
I
J
K
L
M
N
76
62
20
95
115
10
22
4.7 過濾器的選型
過濾器是液壓系統(tǒng)中的重要元件，他可以清除液壓油中的污染物，保持液壓油的清潔度，確保系統(tǒng)元件工作可靠性。
在過濾器的選擇設(shè)計(jì)中，主要