某型直升飛機主減速器齒輪疲勞試驗臺潤滑系統(tǒng)的設計
摘 要:直升機主減速器是直升機關鍵的組成部分之一,其作用是將發(fā)動機的功率和轉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轉，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)定性與可靠性的關鍵因素。設計試驗臺，并用現(xiàn)場模擬的方法對直升機主減速器進行研究，從而可以進行齒輪疲勞壽命的試驗，同時有助于潤滑系統(tǒng)的性能測試及設計指導。本論文對于該齒輪疲勞試驗臺的潤滑系統(tǒng)進行設計研究。
首先，本文收集了一系列國內外對該類型試驗臺的研究成果，從中總結出本論文的主要工作。結合齒輪試驗臺對潤滑系統(tǒng)的需求，制定了設計該試驗臺潤滑系統(tǒng)的設計方案。
其次，對試驗中特定的齒輪副進行了生熱量以及需要完成對該齒輪副潤滑以及冷卻所需要的滑油量的計算，結合試驗臺要求以及實際情況，對潤滑系統(tǒng)的各個部件進行設計計算或選型，包括噴嘴、液壓閥、管路、油箱、冷卻裝置以及檢測裝置等。
關鍵詞：主減速器；壓力潤滑；生熱計算；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
直升機技術的發(fā)展是一個及其曲折的歷史，比起固定翼式飛機要困難許多，從人類第一臺人駕駛直升機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這項技術的研究與提高。尤其是在戰(zhàn)略角度，武裝直升機以其靈活多變的作戰(zhàn)功能受到各國軍方的高度重視，所以在上個世紀初，也就是直升機剛剛開發(fā)出來的時候，各國軍方就已經(jīng)開始研究武裝直升機，并且在第一次世界大戰(zhàn)中一些強國就開始應用，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]。
在直升機技術中，主加速器技術是一個絕對重點，也是技術壁壘非常嚴重的一個點。主減速器的作用就是連接發(fā)動機與主旋翼系統(tǒng)、尾傳動系統(tǒng)和附件傳動系統(tǒng)的中樞部件，將發(fā)動機的功率和轉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] ，可以說它的性能對直升機的整體性能有著非常大的影響[4] ，因此對主減速器的設計與改進一直是一個重點的研究方向。
隨著科技的進步，對主減速器的研究也有了很多突破性的進展，在研究中主要采用兩種方法，分別是分析軟件模擬以及實驗室試驗臺模擬。分析軟件模擬的方法通過電腦的模擬分析得出的結果，這樣靠計算機工作，不耗費材料，成本小，而且過程安全，基本沒有風險。實驗室試驗臺模擬，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，將分析得到的結果實際裝配試驗，這樣可以更直觀的得到數(shù)據(jù)結果。這些結果的得出一方面可以用于對過去計算機模擬的結果進行對比與完善，另一方面也是未來實體應用與開發(fā)的重要依據(jù)。
本論文就是對某型直升飛機主減速器齒輪疲勞試驗臺潤滑系統(tǒng)進行設計，該實驗臺的主要作用是模仿直升機減速器齒輪箱，從而試驗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，總裝預研項目：分扭構型主減速器熱分析與潤滑系統(tǒng)設計仿真平臺研究。該課題的研究目標為：掌握直升機主減速器熱分析和潤滑系統(tǒng)設計的先進理論與方法，研發(fā)直升機主減速器熱分析和潤滑系統(tǒng)數(shù)字化設計與性能仿真分析平臺，提高直升機主減速器潤滑系統(tǒng)的設計水平與工作性能的分析能力。
1.2 論文設計的目的與意義
1.2.1 設計目的
根據(jù)某型直升飛機主減速器齒輪疲勞試驗臺的特點,本文設計的潤滑系統(tǒng)需滿足如下要求：
（1）潤滑系統(tǒng)符合試驗臺結構需求，保證試驗臺正常運轉，在正常試驗情況下完成潤滑與冷卻。
（2）可以滿足將來在該試驗臺上進行的針對齒輪或潤滑系統(tǒng)的正常試驗以及破壞試驗的各項基本要求。
1.2.2 設計意義
潤滑系統(tǒng)的良好性能是保證主減速器穩(wěn)定性和可靠性的關鍵條件，所以潤滑系統(tǒng)也是試驗臺的一個不可缺少的重要組成部分。擁有一個優(yōu)質的潤滑系統(tǒng)，試驗臺可以進行潤滑系統(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，從而驗證仿真分析的結果以及測量部分參數(shù)，為將來的直升機主減速器及其潤滑系統(tǒng)的設計和研究打下基礎
1.3 國內外研究現(xiàn)狀
1.3.1 國外對齒輪疲勞試驗臺潤滑系統(tǒng)的研究
在戰(zhàn)爭強國，對武裝直升機這種重要的作戰(zhàn)裝備的研究一直在高速的進行之中。在這項研究中，主減速器的研究可謂是重中之重，其穩(wěn)定性決定了整個直升機的穩(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)字建模以及試驗臺仿真模擬，常常這兩種方式會以先數(shù)字建模后試驗臺模擬的順序先后被使用，以確保最后的成品的可靠性。
在制作試驗臺研究中，美國航空航天局NASA Lewis Center是最早一批也是最權威的，在1972年，NASA Lewis Center就已經(jīng)開發(fā)出航空用的齒輪疲勞試驗臺，至今連同直升機測試臺共有6臺，他們分別是：500馬力直升機傳動測試臺，3000馬力直升機傳動系統(tǒng)測試臺，行星輪齒輪測試臺，直齒輪失效測試裝置，螺旋齒輪裝置，以及高速齒輪測試臺。其中直齒輪失效測試裝置在1972年運行，在齒輪材料，潤滑油和壽命方面提供了有價值的數(shù)據(jù)，該測試臺采用皮帶驅動，通過更換帶輪可以以幾種固定的速度運轉。測試臺能夠在轉速10000rpm情況下，傳遞75kW的功率，可以全天24小時、每周7天連續(xù)運轉，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間的疲勞測試，試驗臺必須有合適的潤滑系統(tǒng)作為保障，齒輪的疲勞測試其實也可以是對潤滑系統(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行條件，比如對于中速和高速運轉的齒輪，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力學（EHD）油膜過薄造成的，而造成EHD膜過薄的原因通常是因為冷卻不夠充分，而不是潤滑油不足 [6] 。因為冷卻不足首先是會導致齒輪嚙合面溫度過高到齒輪不可接受的程度，其次是會改變滑油的物理以及化學性質，從而影響正常潤滑[7] 。
同時，國外還進行了LOL（失去潤滑）的極端條件下傳動系統(tǒng)的測試與改進。如NASA Lewis實驗室中OH-58C主減速器LOL試驗已達到57-104分鐘。
這些研究成果的得出，為齒輪疲勞試驗臺的改進做出了巨大的貢獻，也為直升機事業(yè)的發(fā)展奠定了很好的基礎。
1.3.2 國內對齒輪疲勞試驗臺潤滑系統(tǒng)的研究
我國的武裝直升機事業(yè)起步較晚，但是發(fā)展迅速，目前對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)設計完成了很多，對其熱穩(wěn)態(tài)的分析、軟件模擬設計等工作都在持續(xù)的進行中，這些結果的得出都大大提高了武裝直升機的作戰(zhàn)以及生存能力[8][9] 。而制作試驗臺對其進行試驗校核也是一直使用的方法。齒輪疲勞試驗臺最早是運用在汽車等交通工具的齒輪設計上，在這方面我們也積累了很多的經(jīng)驗。在我國早期的傳動試驗臺的研制存在自動化程度低，很難按事先設計的試驗過程進行試驗，不易實現(xiàn)多參數(shù)自動控制[10] 。而進入21世紀，在齒輪試驗臺的研制進入了一個新的“井噴期”，試驗臺的設計主要分為開放式和封閉式，封閉式又分為機械封閉式和電能封閉式兩類[11] ，試驗臺同時也大都具有齒輪疲勞試驗以及潤滑系統(tǒng)可靠性試驗等多種功能，從而希望從中得到最平衡的設計方案，同時滿足齒輪疲勞要求又滿足潤滑要求的直升機主減速器。
1.4 本文的主要工作
主要針對直升機主減速器的潤滑冷卻系統(tǒng)進行設計計算：將整體的直升機減速器潤滑系統(tǒng)的設計步驟以及設計方法進行整理，具體對一對傳動比為0.66的一對定尺寸直齒輪在2900r/min左右的轉速下主要發(fā)熱部件（齒輪和軸承）的潤滑系統(tǒng)進行了方案設計，參數(shù)計算，以及各組件的設計和選型。
2 直升機主減速器齒輪疲勞試驗臺潤滑系統(tǒng)設計方案
2.1 直升機主減速器齒輪疲勞試驗臺介紹
直升機主減速器齒輪疲勞試驗臺以實驗室模擬的方法，驗證計算機仿真的有效性，并開展試驗獲取更多的實際參數(shù)。該試驗臺由試驗齒輪箱、試驗軸承箱、驅動齒輪箱、連接軸以及電動機等部分組成。試驗齒輪箱與試驗軸承箱分開，試驗齒輪在最靠邊位置，為懸臂結構，在試驗齒輪箱邊開有觀察孔，方便試驗觀察。總體設計如圖1：
1 電動機，2 驅動齒輪軸承箱，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 試驗軸承箱，8 試驗齒輪箱，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 試驗臺總體設計
Fig 1 General design scheme of the test bench
該試驗臺可以完成齒輪生熱測試，疲勞試驗測試，溫度場的分析，干潤滑，軸承環(huán)向潤滑，噴油測試等試驗，通過這些試驗獲得數(shù)據(jù)，從而優(yōu)化直升機主減速器及其潤滑系統(tǒng)的設計。
2.2 直升機主減速器齒輪疲勞試驗臺主要試驗
2.2.1 輪齒溫度測試試驗
試驗目的：測試不同條件（轉速、扭矩）對齒輪生熱的影響。
試驗方法：（1）齒輪裝置將在不同轉速下進行，施加相同的切向載荷，保持潤滑系統(tǒng)正常工作，測定試驗中齒輪表面的溫度；（2）齒輪在穩(wěn)定的相同轉速下運行，分別施加不同大小的切向載荷，保持潤滑系統(tǒng)正常工作，測定實驗中齒輪表面溫度。
2.2.2 不同條件下齒輪疲勞壽命實驗
試驗目的：測試不同扭矩加載的情況下齒輪疲勞壽命
試驗方法：將齒輪傳動軸上加載不同扭矩、改變主齒輪轉速或改變滑油噴油壓力，保持以上三變量中兩個，以剩下的一個作為變量，使齒輪運轉，直到試驗齒輪達到疲勞壽命而被破壞。
2.3 直升機主減速器試驗臺潤滑系統(tǒng)總設計方案
為滿足上述試驗的要求，本試驗臺潤滑系統(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、壓力調節(jié)閥、流量調節(jié)閥以及流向調節(jié)閥組成，確?；瓦M入噴嘴的壓力與清潔度，流量可以達到要求；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，用于收集試驗數(shù)據(jù)并確保潤滑系統(tǒng)的工作參數(shù)在試驗要求范圍內，否則報警提示操作人員。由此該潤滑系統(tǒng)的總設計方案如圖2
3 潤滑系統(tǒng)相關量計算
3.1 生熱計算
在直升機實際情況中，齒輪箱熱量主要來自齒輪、軸承等摩擦生熱，以及從發(fā)動機傳導或輻射而來的熱量，但是由于試驗臺沒有大功率發(fā)動機，因此忽略傳導或輻射帶來的熱量，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，5 金屬探測器及其指示燈，6 陪試齒輪、軸承箱噴嘴組合，7 試驗軸承箱噴嘴組合，9 試驗齒輪箱噴嘴組合，11 壓力計，12 流量計，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直升機主減速器試驗臺潤滑系統(tǒng)總設計方案
Fig 2 General design scheme of the lubrication system of the helicopter transmission text bench
3.1.1 試驗齒輪生熱計算
國外學者研究得出齒輪功率損失的計算方法主要有：Anderson and Loewenthal, Buckingham, Chiu, Merritt和Shipley五種方法[12]。Neil Anderson和Stuart Loewenthal通過對著五種方法計算結果與試驗結果的對比，發(fā)現(xiàn)只有他們的研究方法能夠在不同負載、轉速和噴油條件下，持續(xù)給出比較好的功率損失預測結果[13] 。
Anderson-Loewenthal的方法中，齒輪生熱主要來源是齒輪傳動中的功率損失，其中包括三部分：滑動、滾動和風阻損失[14][15]。本論文的研究對象為試驗臺要求的一對直齒輪，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的公式直接進行計算。
表1 試驗齒輪的參數(shù)
Table 1 parameter of tested gears
型號
齒數(shù)
模數(shù)
壓力角
齒寬
齒頂圓半徑
傳動比
最大轉速
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：1—主動齒輪；
2—從動齒輪。
計算得齒輪嚙合線長度為0.0625m
2、 平均滑動速度
Vs=0.02618n1g（z1+z2）z2 （3）
式中：Vs—平均滑動速度，ms；
z—齒數(shù)
n—轉速，rmin。
計算得平均滑動速度為11.8628ms
3、 平均滾動速度
VΥ=0.2094n1r1sinα-0.125g（z2-z1）z2 （4）
式中：VΥ —平均滾動速度，ms。
計算得平均滾動速度為13.5900ms
4、 扭矩
T1=9549Pn1 （5）
式中：T1—扭矩，N·m；
P—轉動功率，KW。
計算得扭矩為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（對于齒輪副，取齒寬較小的）；
μ0—滑油動力粘度，mPa·s。
計算得摩擦系數(shù)為0.016
7、 平均滑動損失
ps=fFnvs/1000 （8）
式中：ps—平均滑動損失，kW。
計算得平均滾動損失為0.009kW
8、 當量曲率半徑
ρr=r1sinα+0.25g(r2sinα-0.25g)/[r1+r2sinα] （9）
式中：ρr—當量曲率半徑，m。
計算得當量曲率半徑為-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；
計算得重合度為4.7047
11、平均滾動損失
PR=90000VΥbεh （12）
式中：PR—平均滾動損失，kW。
計算的平均滾動損失為0.2646kW
12、風阻損失
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—風阻損失，kW；
計算得風阻損失為：Pw1=8.69×10-4kW
Pw2=0.0033kW
13、齒輪總損失
PΣ1=Ps+PR+Pw1+Pw2 （15）
式中：PΣ1—試驗齒輪總損失，kW。
計算得齒輪總損失為0.2830kW
上述計算中一些參數(shù)才計算與選取詳見文獻[14]中第七節(jié)所述。
14、陪試齒輪生熱計算
為了使陪試齒輪不過早的損壞，在不改變嚙合傳動有關的參數(shù)的情況下選取更大的齒寬，從而散發(fā)疲勞應力，減少疲勞損傷。由此計算產熱為PΣ2=0.5299kW。
3.1.2 試驗軸承生熱計算
軸承生熱主要也是由軸承中的摩擦引起，按瑞典科學家Palmgren從軸承疲勞壽命理論中總結出來的計算方法比較成熟[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部分。該試驗臺設計使用的是四對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—與軸承結構及相對載荷有關的因子；
Fβ—當量載荷，N；
dm—軸承節(jié)圓直徑，m。
式中的f1、Fβ、dm三個參數(shù)都要查表或計算獲得。
① f1的確定
對于球軸承：
f1=z‘(Fs/Cs)Y （17）
式中：z‘、Y—系數(shù)；
Fs—當量靜載荷，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
自動調心球軸承
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—當量靜負荷折算系數(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；設計Fr=3000N、Fa=200N。
計算得，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—滾動體列數(shù)；
zs—每列滾動體數(shù)目。
計算得額定基本靜載荷容量為6826N
將Fs、Cs的結果帶入（17）
由此計算f1=0.0005
② Fβ值的確定
對于向心球軸承，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—軸承內孔徑，m；
D—軸承外孔徑，m。
計算得軸承節(jié)圓直徑為0.06m。
將（17）、（22）、（23）的結果的帶入（16）
計算得：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的因子；
v0—滑油運動粘度，mm2/s；
dm—軸承節(jié)圓直徑，mm；
n1—大齒輪軸承轉速，r/min；
n2—小齒輪軸承轉速，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，本試驗齒輪v0n>2000，所以選用式（25）
計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—試驗軸承總功率損失，kW。
計算中有兩對共4個軸承，所以在公式前誠意系數(shù)2，且Mv不同，因此帶入式（28）
計算得軸承總功率損失為0.3847kW。
4、陪試軸承生熱計算
陪試軸承與試驗齒輪軸承完全相同，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）
計算得系統(tǒng)總生熱為1.5823kW。
3.2 總供油量的計算
總功率損失理論上全部用于發(fā)熱，設計之中根據(jù)滑油性質以及實際要求設定滑油溫升?t，設計發(fā)熱完全被潤滑油帶走，由此所需滑油總流量的計算表達式為：
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)計算
試驗齒輪副供油量
試驗齒輪齒輪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 。
大齒輪對應軸承供油量
大齒輪對應軸承Q=N1，代入（30）得W3=0.0829 L/min 。
小齒輪對應軸承供油量
小齒輪對應軸承Q=N2，代入（30）得W4=0.1457L/min 。
系統(tǒng)總供油量
供油處包括試驗齒輪副、陪試齒輪副、4個大齒輪對應軸承、4個小齒輪對應軸承
W=W1+W2+4W3+4W4 （31）
計算得系統(tǒng)總供油量為1.8804Lmin
3.3 本章小結
本章進行試驗臺一對特定試驗齒輪副以及與其配合的陪試齒輪副、試驗軸承、陪試軸承在正常工作狀態(tài)下的生熱與滑油需求量的計算。試驗齒輪副和陪試齒輪副生熱的計算使用Anderson-Loewenthal的方法，試驗軸承和陪試軸承的計算使用Palmgren從軸承疲勞壽命理論中總結出來的計算方法。以上兩種方法是目前世界上對齒輪副以及軸承的生熱計算中最精確的方法?？偣┯土康挠嬎闶鞘褂脗鹘y(tǒng)的流量計算方法，分別求出各個發(fā)熱點的滑油需求量然后求和。
4 潤滑組件設計計算與選型
4.1 噴嘴的設計計算
噴嘴是壓力潤滑系統(tǒng)中最終執(zhí)行噴射潤滑的原件，主要向摩擦副結合處噴射潤滑液，從而帶走熱量并實現(xiàn)潤滑。由上文計算結果可知每個需要潤滑的部分所需的潤滑油量，由此即可完成噴嘴的設計。潤滑噴嘴的經(jīng)驗數(shù)據(jù)大概是0.7mm~1.5mm，因為噴嘴過小，則容易被堵塞，從而影響潤滑。噴嘴過大，則無法達到壓力要求，從而無法使?jié)櫥偷竭_需要潤滑的部位，也會影響潤滑。
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)初步設定時以根據(jù)系統(tǒng)的具體情況而被選定。所用，在工程設計中，通常先選定供油壓力，再校對噴嘴孔徑。
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—噴嘴個數(shù)。
因為本試驗臺各個噴嘴所需流量較小，使得計算得噴嘴直徑非常小，從而引發(fā)兩個問題，一是直徑過小，難以加工，若要加工到計算直徑，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)中的雜質堵塞，從而無法達到潤滑功能，反而破壞機器。所以在設計中，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。本實驗臺設計將各個噴嘴流量都設為0.7 L/min，噴嘴孔口前壓力為0.3Mpa=3bar，環(huán)境壓力為0Mpa，從而計算試驗齒輪、陪試齒輪、大齒輪對應軸承、小齒輪對應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，設計的噴嘴數(shù)量依然為10個（每對齒輪副一個，每個軸承一個），因此W=n×0.7=7 L/min。
由于流量已經(jīng)放大，本試驗臺噴嘴在齒輪副嚙合的處設置單孔噴嘴，而且只需在嚙合線嚙入側供油。軸承也只需要在單側供油即可達到要求。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 油管的設計計算
潤滑油管路的結構與布局需要根據(jù)噴嘴的位置以及機匣的結構確定，由于本項目研究的試驗臺機匣構造簡單，所以主要考慮噴嘴位置。
管路的直徑計算公式
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由上文計算結果可以簡單求得，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
管內流速m/s
0.8
1.0
1.3
2.0
由于試驗臺所需壓力很小，所以取V=0.8m/s。
設計計算中，到每個齒輪箱或軸承箱的進油與回油管路選型相同，其直徑分別設為，總油管，dg；試驗齒輪箱油管，dg1；試驗軸承箱油管，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
試驗齒輪箱油管
5
10
M10×1
試驗軸承箱油管
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可以提供足夠的流量和壓力的調節(jié)域度，所以將軟管內徑取得較小，方便液壓站安裝，本試驗臺選用1T型軟管，在接管接頭時不切除或部分切除外膠層。其技術規(guī)格見表7。
表7 液壓軟管技術規(guī)格
Table 7 the Technical specifications of hydraulic hose (mm)
公稱內徑
內徑
增強型外層
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算之后，便可以根據(jù)結果查表選擇管接頭。本試驗臺選擇擴口式管接頭，該類型接頭構造簡單，性能良好，加工使用方便，適用于以油、氣為介質的中、低壓管路系統(tǒng)。試驗臺需要直通式、直角式以及三通式三種標準管接頭如圖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擴口式直通管接頭
Fig 5 Straight flared tube fittings
表8 擴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擴口式垂直管接頭 圖7擴口式三通管接頭
Fig 6 Vertical flared tube fittings Fig 7 three ways flared tube fittings
表9 擴口式垂直、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，接頭型號依據(jù)所選軟管直徑以及所連接液壓附件的進出油口直徑確定，特殊螺紋或口徑的管接頭需定制。
4.4 滑油泵的選型
滑油泵在試驗臺設計中多采用齒輪泵，選型時要根據(jù)系統(tǒng)的供油量，供油壓力以及泵的機械特性決定。由于在設計前已經(jīng)將滑油壓力擬定，完成后再進行試驗校核，因此，主要根據(jù)泵的流量來進行設計。
滑油泵的供油量Wb，一般取每個噴嘴所需油量和的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）
計算中取1.4倍，計算得油泵供油量應為9.800L/min。
在選型時，還要考慮到滑油泵的工作壓力、流量、轉速以及安裝尺寸等因素來進行泵的校核，看是否能夠滿足總體設計要求。本試驗臺選擇CB-B10齒輪泵如圖8，其技術規(guī)格和安裝尺寸規(guī)格如表10和表11所示。
表10 CB-B10齒輪泵技術規(guī)格
Table 10 the Technical specifications of CB-B10 gear pump
排量ml/r
額定壓力Mpa
轉速r/min
驅動功率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
本試驗臺選用CB-B低壓齒輪油泵臥式電機組，如圖9，圖10：
圖9 CB-B低壓齒輪油泵臥式電機組
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
電動機
電機功率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
因為選擇的滑油泵額定壓力為2.5Mpa，遠大于系統(tǒng)要求的壓力，而且在實驗中需要實現(xiàn)對話有壓力的調節(jié)，從而制造不同的潤滑條件，所以需要選擇減壓閥實現(xiàn)壓力調整。本試驗臺選擇DR-10-1-30/100-Y減壓閥如圖11，其具體技術參數(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 調節(jié)刻度套，4 調節(jié)手柄，5調節(jié)裝置，6 調節(jié)手柄（帶鎖），7 遙控口，8 標牌
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
因為選擇的滑油泵額定流量為14.5L/min，遠大于系統(tǒng)要求的流量，而且在實驗中需要實現(xiàn)對話有流量的調節(jié)，從而制造不同的潤滑條件，所以需要選擇節(jié)流閥實現(xiàn)流量調整。本試驗臺選用SRC-T-06-50節(jié)流閥如圖12，其具體技術參數(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
因為試驗臺的布置油箱在試驗操作臺的下方，為避免滑油因重力原因向油箱回流，必須在共有路上設置單向閥。本實驗臺中單向閥要求結構簡單，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)動機和減速器的設計中，因為發(fā)熱非常大，所以對滑油的冷卻時一個非常重要的步驟，故潤滑系統(tǒng)中應有符合最大散熱量要求的冷卻器[19]。
本項目是齒輪實驗臺，產生的熱量比實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)驗中得出，系統(tǒng)通過傳導等方式，會散發(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.設計中采用最常用的水冷式多管冷卻器。
冷卻器散熱面積計算[20 ] 從總熱量入手，通過經(jīng)驗得到的系數(shù)，從而計算得面積。
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、出口溫度，℃；
t1'、t2'—水進、出口溫度，℃。
上文的計算中滑油的溫升為30℃，因此冷卻的溫度也降低30℃，根據(jù)比熱容關系以及流量要求，計算得水的溫升也為30℃左右。為滿足試驗臺的基本實驗要求，滑油起始溫度（即冷卻器入口）設為50℃，出口溫度為80℃，水的起始溫度（即冷卻器入口溫度）設為室溫20℃，出口溫度為50℃。
計算得散熱器所需面積為0.3262m2。
所需水量計算[20 ] ，根據(jù)滑油流量以及比熱容關系，計算水量，在此假設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/㎡
計算得所需水流量為2.8138Lmin
由于計算結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。
在過濾器的選擇設計中，主要