根据赫兹静力弹性接触理论，由式(6)可计算齿轮等效啮合刚度。

　　由回转支承选型结果可知驱动小齿轮及回转支承内齿圈材料分别为40Cr 和ZG42SiMn， 0.3 1 2 ν =ν = ， 51 E = 2.06×10 ， 52 E = 1.96×10 。

　　齿轮的啮合传动实际是一种碰撞接触运动，因此利用ADAMS 碰撞函数——IMPACT函数仿真计算回转齿轮啮合力。由上式计算可得回转齿轮仿真参数如下：刚度系数：1.2×106 N / mm2;碰撞系数：1.5;阻尼系数：20N ? s /mm;嵌入深度：0.1mm。

　　回转驱动马达驱动速度为20r/min(即120 ?? / s )，负载扭矩为6.0 ×106 N ?mm，设定仿真时间为0.5s，仿真步长为0.001。

　　3、回转支承装置的优化设计选型

　　3.1 齿轮模数的影响保持其他仿真参数不变，通过改变回转齿轮的模数研究不同模数对回转支承动态啮合性能的影响。下面分别对第一系列模数m = 10，m = 12，m = 16的情况对回转支承装置进行动力学仿真分析。

　　因此，通过改变模数大小对回转齿轮进行优化设计时，需综合考虑轮齿受力及动载荷波动幅度两个因素，在齿轮的承载能力范围内获得较好的动载荷历程。由表中可知当m = 10时齿轮啮合动载荷情况较好，然而由于液压打桩机回转支承工作时需承载较大的载荷，因此必须使回转齿轮受力尽量较小，以保证回转支承的工作质量，因此本文选用模数m = 12作为回转支承装置的优化模数。

　　3.2 小齿轮齿数的影响由式(7)可知通过改变小齿轮的齿数也可以达到改变啮合力的作用，本文取模数m = 12且不改变其他仿真参数，分析不同齿数对回转齿轮啮合动态性能的影响。本文分析了小齿轮齿数为18，20，22，23，25，28，29 时回转齿轮的啮合动态性能，其中图8 和图9 为回转小齿轮齿数18,20,22 1 z = 时回转齿轮传动的啮合力图。

　　由表 4 可知齿轮啮合平均力大小不随齿数的变化而改变，但其动载荷的波动幅度随齿数的增加而增大。因此可以通过改变齿轮齿数的方法对回转支承装置进行微调设计，使其动态性能更合理稳定。

　　由于液压打桩机回转支承并不是周期性运转，而是进行频繁的局部旋转运动，因此回转支承经常处于启动制动状态，其启动性能对回转支承的影响也较大。此外小齿轮齿数越小，有可能发生根切现象。因此综合表4 结果分析比较可得当小齿轮齿数为20 时回转齿轮啮合情况较好。

　　综合上述分析结果，参考机械设计手册及回转支承标准对回转支承装置进行重新选型计算，最终确定回转支承齿轮参数如表5 所示。

　　4、回转支承装置的工作性能分析回转支承装置工作性能的影响因素有很多，其中比较关键的有马达的驱动速度、齿轮齿侧间隙和齿轮刚度系数。

　　4.1 马达驱动速度的影响液压马达具有无级调速功能，为了验证马达驱动速度是否对回转传动装置有影响，保持外部负载不变(6.0 ×106 N ?mm)，在液压马达允许调整范围内，分析不同转速对传动装置的影响。

　　仿真结果表明，不同的驱动速度对回转齿轮动态性能有影响，通过动力学仿真分析结果可以为液压打桩机的施工操作提供技术指导。

　　4.2 齿轮齿侧间隙的影响齿轮啮合传动时为了在轮齿齿廓间形成润滑油膜，避免轮齿因受力变形、摩擦发热膨胀引起的挤轧现象，一般会在齿廓间留有一定间隙。然而间隙过大又会产生齿间冲击，从而影响齿轮传动的平稳性。因此本文将通过对回转支承齿轮传动系统进行动力学研究，分析不同齿侧间隙对回转齿轮动态性能的影响。

　　齿侧间隙与齿轮中心距有关，本文通过改齿轮中心距的方法研究齿侧间隙对轮齿传动的影响。

　　4.3 齿轮刚度系数的影响齿轮啮合刚度是指轮齿接触产生单位变形所需力的大小，齿轮重合度一般都大于1，因此在传动中轮齿一般处于单、双齿交替啮合状态。在齿轮连续啮合传动过程中，随着齿轮轮齿单齿双齿的不断交替接触，齿轮啮合刚度会呈周期性变化，从而导致齿轮振动。本文通过改变回转传动装置虚拟样机刚度系数大小，仿真得出回转齿轮受载情况如图17 和图18 所示。

　　由表 9 可知齿轮啮合趋于稳定所需的时间随刚度系数的增加而减少，且齿轮系统处于平稳传递过程时轮齿啮合平均力大小与刚度系数无关。但是齿轮动载荷波动程度与刚度系数变化情况并不同步，分析结果表明刚度系数1.0×106 时，齿轮啮合综合动态性能较好，与上述理论设计结果相符。