Ứng dụng phần mềm adams/view để khảo sát đặc tính động lực học trong bộ truyền bánh răng hành tinh

ISSN 1859-1531 - TẠP CHÍ KHOA HỌC VÀ CÔNG NGHỆ ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG, SỐ 11(132).2018, QUYỂN 2 15 ỨNG DỤNG PHẦN MỀM ADAMS/VIEW ĐỂ KHẢO SÁT ĐẶC TÍNH ĐỘNG LỰC HỌC TRONG BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG HÀNH TINH APPLYING ADAMS/VIEW SOFTWARE IN DETERMINING DYNAMIC CHARACTERISTICS OF PLANETARY GEAR TRANSMISSION Nguyễn Thái Dương Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật - Đại học Đà Nẵng; ntduong@ute.udn.vn Tóm tắt - Do bộ truyền bánh răng hành tinh có tỷ số truyền lớn, kích thước khuôn khổ nhỏ gọn, trục vào và trục ra cùng nằm trên một đường thẳng... nên được sử dụng nhiều trong các hộp giảm tốc. Hiện nay, mô phỏng động lực học bao giờ cũng là tiền đề để chuẩn bị công việc chế tạo thực tế. Chính vì vậy, việc ứng dụng phần mềm ADAMS/View để khảo sát đặc tính động lực học bộ truyền bánh răng hành tinh ở trạng thái đầy tải đóng vai trò quan trọng, kết quả khảo sát cho thấy mô hình làm việc trong môi trường mô phỏng phù hợp với lý thuyết, từ đó nghiệm chứng độ tin cậy của mô hình, có thể ứng dụng để chế tạo mô hình thưc tế. Kết quả mang lại giá trị tham khảo nhất định trong các thiết kế bộ truyền nói riêng và trong lĩnh vực thiết kế cơ khí nói chung. Abstract - Due to the fact that planetary gear transmission has large transmission ratios with compact frame sizes, input shaft and output shaft lying in a straight line, it should be used more in the gear. At present, simulation dynamics is always a prerequisite for the preparation of actual fabrication work. Therefore, it is important to apply the ADAMS / View software to survey planetary gear dynamics. The results show that the model that works in the simulation environment is consistent with the theory, thereby verifying the reliability of the model, which can be applied to the actual model. The results provide a certain reference value in transmission designs in particular and in the field of mechanical design in general. Từ khóa - ADAMS/View; bộ truyền bánh răng; bánh răng hành tinh; đặc tính động lực học; rung động. Key words - ADAMS/View; gear transmission; planetary gear; dynamic characteristics; vibration. 1. Đặt vấn đề Do bộ truyền bánh răng hành tinh có tỷ số truyền lớn, từ một trục có thể truyền năng lượng tới một số trục bị động với vận tốc góc thay đổi trong thời gian làm việc, kích thước khuôn khổ nhỏ gọn [1] nên bộ truyền hành tinh được sử dụng khá phổ biến trong các máy cắt kim loại, trong hệ dẫn động điều chỉnh vô cấp, trong các thiết bị đo lường. Tuy nhiên, bộ truyền bánh răng hành tinh có rất nhiều sự khác biệt so với bộ truyền bánh răng truyền thống về mặt động học (tỷ số truyền), hiệu suất và phương pháp tính toán thiết kế. Trong nước ta những năm gần đây, việc nghiên cứu tính toán đối với bộ truyền bánh răng hành tinh còn tương đối ít, tài liệu nghiên cứu phân tích động học cũng như động lực học về bộ truyền này còn khá hạn chế [5]. Trong thực tế, việc phân tích động lực học trong quá trình thiết kế cũng là một yêu cầu bắt buộc, mô phỏng động lực học làm giảm thiểu việc chế tạo mẫu thử vốn tốn rất nhiều chi phí, đồng thời nó cũng giúp người thiết kế có thể khảo sát được các lựa chọn thiết kế nhằm nâng cao hiệu quả thiết kế [2], hầu hết các kỹ sư cơ khí và kết cấu đều có kinh nghiệm về dao động nên một khi thiết kế xong một bộ truyền thì thiết kế của họ đều yêu cầu xem xét đến khả năng dao động [3,4]. Trong bài báo này, tiến hành khảo sát trạng thái làm việc của mô hình trong môi trường mô phỏng, sau đó so sánh với lý thuyết; ngoài ra, bánh răng hành tinh trong quá trình truyền động ăn khớp chịu lực tác dụng đồng thời của nhiều chi tiết khác nhau như bánh răng trung tâm, bánh răng vòng nội tiếp và các con lăn chốt ra, nên tần số dao động riêng của nó và tần số ăn khớp trong quá trình truyền động nếu trùng nhau sẽ gây ra cộng hưởng, gây nguy hiểm đến bộ truyền [5]. Vì vậy, thông qua việc phân tích chế độ làm việc của bánh răng hành tinh trong môi trường ADAMS/View [6] để khảo sát đặc tính động lực học của bộ truyền, kết quả nghiệm chứng được độ tin cậy của mô hình, tạo tiền đề cho việc chế tạo đáp ứng nhu cầu thực tế. Kết quả mang lại giá trị tham khảo nhất định trong các thiết kế bộ truyền nói riêng và trong lĩnh vực thiết kế cơ khí nói chung. 2. Nội dung nghiên cứu 2.1. Giới thiệu phần mềm ADAMS/View ADAMS (Automatic Dynamic Analysis of Mechanical System) là phần mềm mô phỏng động lực học và phân tích chuyển động hệ thống cơ khí nhiều vật được sử dụng rộng rãi nhất trên thế giới. DAMS giúp các kỹ sư nghiên cứu động học của các bộ phận chuyển động, giải pháp đặt tải trọng và các lực phân bố trên toàn bộ hệ thống cơ khí để cải thiện và tối ưu hóa hiệu suất và các chỉ tiêu kỹ thuật các sản phẩm thiết kế. Phần mềm cho phép các nhà thiết kế dễ dàng tạo ra và thử nghiệm nguyên mô hình ảo của các hệ thống cơ khí trong một thời gian ngắn; giảm chi phí cần thiết cho xây dựng và thử nghiệm mô hình vật lý. Khả năng liên kết với các ngôn ngữ 3D khác cho phép phần mềm ADAMS có khả năng liên kết với các phần mềm thiết kế 3D chuyên dụng để thuận tiện cho quá trình nghiên cứu các mô hình ảo. 2.2. Giới thiệu bộ truyền bánh răng hành tinh Hình 1. Cơ cấu bánh răng hành tinh 2k-0 1 - Bánh trung tâm; 2 - Bánh hành tinh; 3 - Bánh răng vòng; 0 - Cần 1 2 3 0 16 Nguyễn Thái Dương Truyền động bánh răng hành tinh [5] (như Hình 1 thể hiện) là truyền động bánh răng mà trong cơ cấu có ít nhất một bánh răng có trục quay di động đối với vỏ. Bánh răng có trục quay di động đối với vỏ trong quá trình làm việc được gọi là bánh răng hành tinh. Khâu trên đó đặt bánh hành tinh được gọi là cần và được ký hiệu là số 0. Khi làm việc cần quay hoặc có thể quay quanh một trục cố định gọi là trục chính. Các bánh răng ăn khớp với bánh hành tinh và có trục trùng với trục chính được gọi là bánh trung tâm. Các khâu có thể quay quanh trục chính và khi bộ truyền làm việc tiếp nhận tải trọng ngoài được gọi là các khâu cơ bản. 2.3. Mô hình hóa bộ truyền bánh răng hành tinh Ví dụ: Thiết kế bộ truyền bánh răng hành tinh với số liệu ban đầu: Công suất trên trục vào P1 = 5 kW；số vòng quay trên trục vào: n1=1450 vòng/phút；tỷ số truyền: i = 5 [5]. Sau khi tiến hành tính toán, thu được các thông số hình học cơ bản của bộ truyền như bảng sau thể hiện: Số răng bánh trung tâm Z1 Số răng bánh hành tinh Z2 Số răng bánh răng vòng Z3 Mô đun m Bề rộng răng B Góc ăn khớp α 19 29 77 1,25 12,5 mm 200 Tiến hành áp dụng phần mềm thiết kế 3D Pro/E 4.0 để mô hình hóa thực thể 3D các chi tiết chủ yếu của các bộ truyền, sau đó tiến hành lắp ráp các chi tiết để tạo thành bộ truyền bánh răng hành tinh như Hình 2 và Hình 3 thể hiện. Hình 2. Bản vẽ khai triển bộ truyền bánh răng hành tinh 2.4. Thiết lấp mô hình động lực học trong môi trường ADAMS/View Để đơn giản hóa việc mô phỏng của mô hình bộ truyền nhằm nâng cao hiệu suất tính toán. Dựa trên mối quan hệ chuyển động của các chi tiết máy trong bộ truyền bánh răng hành tinh, đối với các chi tiết máy không chuyển động tương đối đối với nhau thì sẽ được hợp thành từng bộ phận có liên kết cứng; cụ thể là trục vào, ổ lăn trục vào và bánh răng trung tâm được nhóm thành bộ phận đầu vào (Hình 3); bánh răng vòng nội tiếp và vỏ hộp được nhóm thành bộ phận vỏ hộp (Hình 4); các chốt ra, con lăn chốt ra, trục ra và ổ lăn trục ra được nhóm thành bộ phận đầu ra (Hình 5). Hình 3. Bộ phận đầu vào Hình 4. Bộ phận vỏ hộp Hình 5. Bộ phận đầu ra Sau khi thiết lập các bộ phận có liên kết cứng, tiến hành thiết lập quan hệ tiếp xúc đối với các bộ phận đó. Đầu tiên, thực hiện việc lựa chọn vật liệu cho các chi tiết máy đều là Steel, từ đó hệ thống phần mềm sẽ tự động tính toán ra các giá trị moment quán tính, trọng lượng và các thông số vật lý khác của các bộ phận. Để mô phỏng động lực học của bộ truyền, dựa trên sự chuyển động quay tròn của trục vào so với vỏ hộp, nên tiến hành thiết lập quan hệ Revolute giữa hai bộ phận, đồng thời đặt trên trục vào vận tốc góc cố định ω1= 87000/s (tương đương 1450r/min) để mô phỏng trạng thái đầu vào của bộ truyền; trên trục vào được lắp đặt bánh răng trung tâm Z1, do đó để mô phỏng động lực học từ bánh răng trung tâm Z1 truyền đến 3 bánh răng hành tinh Z2, tiến hành thiết lập mối quan hệ Contact với đặc tính tiếp xúc là Solid – Solid. Các bánh răng hành tinh Z2 chuyển động quay tròn quanh các con lăn chốt ra, đồng chuyển động hành tinh so với bánh răng vòng nội tiếp, do đó để ràng buộc các bánh răng hành tinh với các chi tiết trên, tiến hành thiết lập mối quan hệ Contact với đặc tính tiếp xúc là Solid – Solid giữa 3 bánh răng hành tinh Z2 và 1 bánh răng vòng nội tiếp Z3, đồng thời cũng tiến hành thiết lập mối quan hệ Revolute giữa 3 bánh răng hành tinh Z2 và 3 con lăn chốt ra. Cuối cùng, bộ phận đầu ra chuyển động quay tròn so với vỏ hộp, nên tiến hành thiết lập mối quan hệ Revolute giữa 2 bộ phận, đồng thời thiết lập momen M đặt trên bộ phận đầu ra để tiến hành mô phỏng trạng thái động lực học của bộ truyền trong điều kiện làm việc đầy tải. 3. Kết quả và thảo luận Sau khi chạy mô phỏng động lực học trong trường hợp đầy tải, thu được các kết quả như Hình 6 đến Hình 12 thể hiện. Trên Hình 6 thể hiện vận tốc góc của trục vào là 87000/s và vận tốc góc của trục ra vào khoảng 17300/s. Cả hai giá trị vận tốc góc đều mang giá trị dương thể hiện sự chuyển ISSN 1859-1531 - TẠP CHÍ KHOA HỌC VÀ CÔNG NGHỆ ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG, SỐ 11(132).2018, QUYỂN 2 17 động quay cùng chiều của hai trục. Kết quả mô phỏng cho thấy độ tin cậy của mô hình khi cho ra giá trị tỷ số truyền là ~ 5,02 (trong khi đó, tỷ số truyền theo lý thuyết là 5). Hình 6. Vận tốc góc của trục vào và trục ra Hình 7 và Hình 8 cho thấy đường cong dịch chuyển theo phương X và phương Y của bánh răng hành tinh Z2 trong suốt thời gian từ 0 ~ 1,5s. Cả hai đường cong này thể hiện: khi bánh răng trung tâm Z1 quay đều, thì tâm bánh răng hành tinh Z2 dịch chuyển qua lại với khoảng cách dịch chuyển lớn nhất là 30mm trong cả hai phương X và Y, và đây cũng chính là khoảng cách trục của cặp bánh răng trung tâm Z1 và bánh răng hành tinh Z2, từ đó chứng tỏ rằng sự dịch chuyển của bánh răng hành tinh Z2 phù hợp với quy luật chuyển động trong quá trình mô phỏng. Hình 7. Đường cong dịch chuyển của bánh răng hành tinh theo phương X Hình 8. Đường cong dịch chuyển của bánh răng hành tinh theo phương Y Khi bánh răng hành tinh Z2 tự quay quanh tâm nó, đồng thời chuyển động hành tinh xung quanh bánh răng trung tâm Z1 từ 0 ~ 3600, đã có sự diễn ra quá trình ăn khớp đồng thời giữa bánh răng hành tinh Z2 với bánh răng trung tâm Z1 và bánh răng vòng nội tiếp Z3 như Hình 9 và Hình 10 thể hiện. Cả hai hình cho thấy: lực tác dụng giữa bánh răng hành tinh Z2 với cả hai bánh răng Z1 và Z3 theo hai phương X và phương Y tuân theo quy luật hình SIN, vì bánh răng Z2 chuyển động hành tinh quanh bánh trung tâm Z1 nên hướng các lực tác dụng sẽ thay đổi liên tục, do đó lực tác dụng có thể mang giá trị dương hoăc âm. Bên cạnh đó, các cặp bánh răng được thiết kế với hệ số trùng khớp ε ≥ 1 nên trong quá trình ăn khớp luôn diễn ra ít nhất một đôi răng ăn khớp để tránh va đập, khi đó lực tác dụng sẽ đạt giá trị cực đại, khi diễn ra sự ăn khớp của hai đôi răng thì giá trị lực tác dụng giảm xuống, điều đó lý giải đường cong lực tác dụng tổng hợp của bánh răng hành tinh Z2 với các bánh răng khác (nét liền) luôn có sự dao động. Trong Hình 9, có thể thấy lực tác dụng cực đại giữa bánh răng hành tinh Z2 và bánh răng trung tâm Z1 là Fmax ~ 2950 N, trong khi đó, lực pháp tuyến lý thuyết: 4 4 1 1 0 1 1 1 2 2.9,55.10 . 2.9,55.10 .5 2951( ) .cos . .cos . 1,25.19.cos 20 .1450 n T P F N d m Z n  = = = = Như vậy, giá trị lực tác dụng mô phỏng phù hợp với giá trị lực tác dụng lý thuyết, nghiệm chứng độ tin cậy của mô hình. Trong Hình 10, lực tác dụng cực đại giữa bánh răng hành tinh Z2 và bánh răng vòng nội tiếp Z3 là Fmax ~ 2733 N. Hình 9. Lực tác dụng giữa bánh răng hành tinh và bánh răng trung tâm Hình 10. Lực tác dụng giữa bánh răng hành tinh và bánh răng vòng nội tiếp Bên cạnh đó, bánh răng hành tinh đóng vai trò rất quan trọng trong bộ truyền, bởi vì bánh răng này đồng thời ăn khớp với các bánh răng trung tâm Z1 và bánh răng vòng nội tiếp Z3, bên cạnh đó còn chuyển động quay tròn quanh con lăn chốt ra, do đó tần số dao động riêng của nó và tần số ăn khớp trong quá trình truyền động nếu trùng nhau sẽ gây ra cộng hưởng, gây nguy hiểm đến bộ truyền. Chính vì vậy, bài báo đã khảo sát sự biến đổi gia tốc góc của bánh răng hành tinh Z2, sau đó thông qua phương pháp biến đổi Fourier được tích hợp trong ADAMS/View thu được đặc tính phổ tần của bánh răng hành tinh này. Hình 11 thể hiện sự thay đổi gia tốc góc của bánh răng hành tinh theo thời gian. Sau khi sử dụng phương pháp biến đổi Fourier đối với sự biến đổi gia tốc của bánh răng trên, thu được đường cong đặc tính phổ tần gia tốc góc của bánh răng hành tinh như Hình 12 thể hiện. Dựa trên Hình 12, tiến hành chọn ra 5 vị trí có giá trị tần số gia tốc góc lớn nhất đối với chi tiết bánh răng hảnh tinh như được thể hiện trong Bảng 1. Hình 11. Gia tốc góc của bánh răng hành tinh 18 Nguyễn Thái Dương Hình 12. Đặc tính phổ tần gia tốc góc của bánh răng hành tinh Bảng 1. Đặc tính phổ tần của bánh răng hành tinh ở trạng thái đầy tải Số thứ tự 1 2 3 4 5 Bánh răng hành tinh Tần số (Hz) 368,5 736,9 1105 1472 1841 Độ lớn (rad/s2) 87347 49151 54634 49738 40676 Dựa vào Bảng 1 có thể thấy rằng: tần số của bánh răng hành tinh vào khoảng 368,5 Hz xuất hiện giá trị cực đại (trị số gia tốc góc là 87347 rad/s2), tuy nhiên tần số lúc này và tần số ăn khớp giữa bánh răng hành tinh và các bánh răng khác [f=i*(n/60) =5*(1450/60)=120 Hz] cách nhau tương đối xa. Từ đó, nghiệm chứng mô hình của bộ truyền bánh răng hành tinh làm việc ở môi trường đầy tải đạt độ tin cậy cao. 4. Kết luận Bài báo giới thiệu các tính năng nổi trội của bộ truyền bánh răng hành tinh, thông qua các số liệu đầu vào để tính toán thiết kế các thông số hình học của bộ truyền này, từ đó ứng dụng phần mềm thiết kế 3D Pro/E để mô hình hóa bộ truyền. Sau đó, ứng dụng phần mềm phân tích động lực học hệ thống ADAMS/View để khảo sát đặc tính động lực học của bộ truyền ở điều kiện đầy tải, kết quả khảo sát nghiệm chứng mô hình 3D của bộ truyền có độ tin cậy cao, tạo tiền đề cho việc chế tạo mô hình thực tế để phục vụ cho nhu cầu sử dụng. Kết quả phân tích mang lại giá trị tham khảo nhất định trong việc thiết kế bộ truyền nói riêng và trong lĩnh vực thiết kế cơ khí nói chung. Lời cảm ơn Nghiên cứu này được tài trợ bởi Quỹ phát triển tiềm lực Khoa học Công nghệ của Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật - Đại học Đà Nẵng trong đề tài có mã số T2018-06-97. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] [2] Ling X., Nan G. and Aijun H. , “Dynamic analysis of a planetary gear system with multiple nonlinear parameters”, Journal of Computational and Applied Mathematics, Volume 327, 2018, pp. 325-340. [3] Farshad S.A., Mina M., Farhad S.S. and Mohamad A.H., “Vibration behavior optimization of planetary gear sets”, Propulsion and Power Research, Volume 3, Issue 4, 2014, pp. 196-206. [4] Parra J. and Cristian M.V., Two methods for modeling vibrations of planetary gearboxes including faults: Comparison and validation, Mechanical Systems and Signal Processing, 2017. [5] Nguyễn Thái Dương, “Ứng dụng phần mềm Workbench và ADAMS/VIEW để phân tích chế độ làm việc đối với bánh răng hành tinh”, Kỷ yếu Hội nghị Khoa học và Công nghệ Toàn quốc lần thứ V, ISBN: 978-604-67-1103-2, 2018, trang 675 – 683. [6] https://en.wikipedia.org/wiki/MSC_ADAMS (BBT nhận bài: 28/9/2018, hoàn tất thủ tục phản biện: 05/10/2018)