張啟升, 李瑞琴, 梁晶晶

(中北大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院， 太原 030051)

螺旋錐齒輪具有傳動平穩(wěn)、承載能力大、噪聲低等優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于航空、航天和工程機(jī)械傳動系統(tǒng)中。磨頭是磨床的核心部件，它不僅能承受內(nèi)齒輪和齒輪箱激振力產(chǎn)生的振動，還要承受工作時鋼坯沖擊力產(chǎn)生的振動。

磨床磨頭采用螺旋錐齒輪傳動，齒輪副不僅產(chǎn)生復(fù)雜的接觸應(yīng)力，而且在激振力的作用下產(chǎn)生機(jī)械振動。當(dāng)激振力的頻率接近齒輪副的固有頻率時，會發(fā)生共振，產(chǎn)生嚴(yán)重的噪聲，甚至齒輪副完全失效。模態(tài)分析是分析系統(tǒng)更復(fù)雜的動態(tài)特性的基礎(chǔ)和前提條件。為了更準(zhǔn)確地得到系統(tǒng)的動態(tài)性能結(jié)果，首先要得到符合系統(tǒng)實(shí)際情況的模態(tài)分布結(jié)果。因此，分析弧齒錐齒輪的固有振動特性，找出其在工作狀態(tài)下的薄弱環(huán)節(jié)，通過改進(jìn)結(jié)構(gòu)設(shè)計來避免共振的發(fā)生具有重要意義。這將提高弧齒錐齒輪的疲勞強(qiáng)度和壽命，具有重要的實(shí)際應(yīng)用價值。

近年來，齒輪是傳動系統(tǒng)的核心零件，中外學(xué)者針對不同應(yīng)用場合的齒輪嚙合對接觸、剛度和動力學(xué)等開展了理論和實(shí)驗(yàn)研究[1-5]。Hou等[1]基于矢量形式內(nèi)稟有限元法，推導(dǎo)了8節(jié)點(diǎn)六面體單元的計算公式，并將其應(yīng)用于齒輪的接觸分析中。該方法能夠精確地分析粗糙嚙合模型下的齒輪嚙合問題，但是對于精確傳動的齒輪力學(xué)精度尚待驗(yàn)證，而且該方法通用性不強(qiáng)。劉明勇等[6]利用有限元軟件在考慮齒輪嚙合時會產(chǎn)生塑性變形、齒面摩擦、溫度以及材料線性強(qiáng)化等因素影響，研究了斜齒輪嚙合過程中齒面接觸力分布。楊博會等[7]利用有限元法分析了不同幾何傳動誤差的齒輪副的接觸應(yīng)力、承載傳動誤差，得到在特定工況下隨著傳動誤差的增大，邊緣接觸程度減少。紀(jì)紅等[8]通過對弧齒錐齒輪齒面進(jìn)行接觸分析，采用磨齒的方法加工齒輪，借助三坐標(biāo)測齒對弧齒錐齒輪進(jìn)行加工和檢測，對復(fù)雜速比的弧齒錐齒輪設(shè)計和加工，提供了有效的解決方案。任海果等[9]計算了5個螺旋齒輪在不同腹板厚度下的自振特性，總結(jié)了幾種基本的低階模態(tài)。Faydor等[10]給出了三齒弧齒錐齒輪有限元接觸分析方法。劉坤等[11]為驗(yàn)證高壓泵斜齒輪結(jié)構(gòu)的可靠性對輪齒嚙合處的受力情況進(jìn)行靜態(tài)分析，同時為避免共振的發(fā)生進(jìn)行模態(tài)分析,得到系統(tǒng)的振動特性和固有頻率通過分析，驗(yàn)證了結(jié)構(gòu)的合理性。李飛等[12]分析了摩擦因數(shù)、重合度對傳動系統(tǒng)振動幅值的影響。得到不同工況下摩擦因數(shù)不同，隨著潤滑油的變化產(chǎn)生一定的規(guī)律。李源等[13]利用有限元軟件分析了航空弧齒錐齒輪的嚙合過程。欒孝馳等[14]針對某型航空發(fā)動機(jī)傳動錐齒輪在使用中因行波共振造成的從動輪斷裂失效問題,采用仿真分析與試驗(yàn)驗(yàn)證相結(jié)合的方法，研究弧齒錐齒輪參數(shù)調(diào)節(jié)狀態(tài)下的行波共振特性及其影響規(guī)律。李盛鵬等[15]在考慮轉(zhuǎn)速和傳動力矩引起的預(yù)應(yīng)力利用ansys軟件對錐齒輪動頻率進(jìn)行了分析，得出離心力和嚙合扭矩對弧齒錐齒輪的振動頻率有一定的影響。

綜上所述，學(xué)者們通過實(shí)驗(yàn)、理論分析法或有限元方法對齒輪的固有頻率和振型進(jìn)行了大量的研究。但是，鮮見實(shí)際工況下動態(tài)接觸模態(tài)分析問題的研究。因此，現(xiàn)針對某鋼鐵公司磨床的需求，設(shè)計了一套磨頭齒輪減速器，采用螺旋錐齒輪傳動。為了保證模態(tài)數(shù)據(jù)與實(shí)際工況的一致性，應(yīng)建立磨床磨頭傳動系統(tǒng)的精確模型，并將約束因素作為實(shí)際狀態(tài)施加在齒輪上，在進(jìn)行模態(tài)計算時，接觸模態(tài)分析將邊界條件添加到對象上，如此分析將更接近工程實(shí)際情況。利用有限元分析軟件研究穩(wěn)態(tài)工況下有、無接觸情況下的固有特性和振動模態(tài)，為弧齒錐齒輪的疲勞壽命及設(shè)計提供可靠的理論依據(jù)。

1 動力學(xué)方程及接觸模態(tài)分析理論

在穩(wěn)定的工作狀態(tài)下，磨床磨頭的應(yīng)力會影響因負(fù)載恒定而產(chǎn)生的固有頻率。因此，在進(jìn)行模態(tài)分析時，考慮預(yù)應(yīng)力的影響是很重要的。預(yù)應(yīng)力模態(tài)計算的基本過程如下：首先進(jìn)行線性靜力分析，然后考慮隨時間變化的荷載，以及質(zhì)量、阻尼等慣量的影響。

1.1 動力學(xué)方程

在經(jīng)典力學(xué)理論中，n自由度系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)動力學(xué)方程為

(1)

不考慮阻尼效應(yīng)時，系統(tǒng)將進(jìn)行自由振動，即C=0，F(xiàn)=0，式(1)與式(2)等價。

(2)

得到特解為

x=φsin(ωt+α)

(3)

式(3)中：φ為自由響應(yīng)的位移振幅向量矩陣；ω為頻率向量；t為時間；α為待定的值。

將式(3)代入式(2)中得到振型方程為

(K-ω2M)φ=0

(4)

式(4)中：ω2為特征值；φ為特征向量。

當(dāng)φ不為零時，式(4)是一個廣義特征值問題。

它也是一個n階代數(shù)齊次數(shù)組，以φ的元素為變量，方程非零解的充要條件是其系數(shù)矩陣的行列式等于零，即

|K-ω2M|=0

(5)

式(5)稱為式(4)特征值問題的特征方程，是關(guān)于頻率ω2的n次代數(shù)方程。當(dāng)沒有相等的根時，得到n個大于零的不同根ω0i(i=1,2，…，n)，即0<ω01<ω02<…<ω0n。其中，ω0i為振動系統(tǒng)的第i階主頻率，為結(jié)構(gòu)的固有頻率，為相應(yīng)的無阻尼振動系統(tǒng)。當(dāng)將每個ω0i(i=1,2，…，n)代入式(4)，可得含有n-1個關(guān)于φi的獨(dú)立方程的代數(shù)數(shù)組。然后，得到線性無關(guān)的非零向量φi的n個解式(6)。用歸一法，得到主振型，這是一個無阻尼的振動系統(tǒng)，因此它是實(shí)向量的固有振型。

φi=[φ1i,φ2i,…,φni]T，i=1,2,…,n

(6)

φ=[φ1,φ2,…,φn]

(7)

特征值和特征向量是系統(tǒng)的特征參數(shù)，特征向量φi為n維列向量，方程(7)是一個n×n階矩陣。它是系統(tǒng)的特征向量矩陣，也稱為模態(tài)矩陣。

1.2 接觸模態(tài)分析

接觸模態(tài)是指齒輪傳動系統(tǒng)在實(shí)際工況下的固有頻率和振型分布。由于介質(zhì)阻尼的存在，齒輪系統(tǒng)的模態(tài)與真空和油中的有一定的差異。接觸模態(tài)分析增加了實(shí)際情況的邊界條件，結(jié)果更接近實(shí)際工程情況。

在求解接觸模態(tài)的過程中，首先進(jìn)行線性靜力分析，然后得到用于結(jié)構(gòu)分析計算的應(yīng)力剛度矩陣(σ0→S)，最后利用式(8)求解接觸模態(tài)。

(8)

式(8)中：ω0i為振動頻率；φi為模態(tài)。

計算固有頻率和振型的方法有很多，如矩陣迭代法、子空間迭代法、lanczos法等。Lanczos法，可以快速從復(fù)雜模型中提取多階模態(tài)，集成于Ansys中。分析后可以通過圖形顯示分析和使用結(jié)果。

Ansys Workbench中接觸模態(tài)分析的一般流程和步驟如圖1所示。在穩(wěn)定的工作狀態(tài)下，磨床磨削頭的應(yīng)力會影響因負(fù)載恒定而產(chǎn)生的固有頻率。因此，在進(jìn)行模態(tài)分析時，考慮預(yù)應(yīng)力的影響是很重要的。預(yù)應(yīng)力模態(tài)計算的基本過程如下:首先進(jìn)行線性靜力分析，然后在第一步的基礎(chǔ)上求解結(jié)構(gòu)的固有特性。

圖1 接觸模態(tài)分析過程Fig.1 Process of contact modal analysis

2 格里森螺旋錐齒輪設(shè)計與模型建立

為某鋼鐵企業(yè)開發(fā)的修磨頭傳動采用的是格里森弧齒輪，首先必須確定該種復(fù)雜齒輪的各種設(shè)計參數(shù)。

2.1 格里森螺旋錐齒輪副的設(shè)計

齒輪由電機(jī)驅(qū)動，兩輪軸交角Σ=90°，大齒輪安裝于輸入軸一端懸臂支承，小齒輪安裝于輸出軸兩端由軸承支承于箱體上?；↓X錐齒輪的參數(shù)非常多，限于本文的篇幅和重點(diǎn)，文中忽略了參數(shù)的計算過程，最終確定的齒輪的基本參數(shù)設(shè)計出二維圖(圖2)。建立三維圖完成裝配，如圖3所示。

圖2 格里森弧齒錐齒輪Fig.2 Gleason spiral bevel gear

圖3 格里森弧齒圓錐齒輪實(shí)體模Fig.3. Solid model of Gleason spiral bevel gear

2.2 格里森弧齒錐齒輪的實(shí)體模型的建立

格里森弧齒輪結(jié)構(gòu)復(fù)雜，為了精確模擬齒輪在工作狀態(tài)下的受力情況，必須建立合適的分析模型，以更接近實(shí)際情況。綜合考慮計算精度的影響及有限元模型的計算規(guī)模，根據(jù)圣維南原理，對部分局部特征進(jìn)行了簡化。對齒輪分析而言，模型的簡化主要從以下方面著手：①忽略在工作過程中僅起連接作用弧齒錐齒輪與軸連接的鍵及固定螺栓和孔特征；②忽略主動輪和被動輪端面的螺紋、倒角特征和各處的過渡圓角，將質(zhì)量進(jìn)行等效分布。

3 有限元分析前處理過程

3.1 有限元模型的建立

有限元模型建立的幾個關(guān)鍵問題包括單元類型的選擇、網(wǎng)格尺寸的控制、網(wǎng)格劃分密度、單元的階數(shù)等。設(shè)置平均單元邊長為2 mm，選取網(wǎng)格劃分方式為自動劃分。齒輪的材料為20CrMnTi彈性模量E=2.07×105MPa，泊松比μ=0.254,材料密度7 830 kg/m3。

3.2 創(chuàng)建接觸對

在一定的工作載荷下，使格里森弧齒錐齒輪的接觸比保持在合理的范圍內(nèi)，可以使輪齒剛度的變化相對柔和，降低齒輪引起的振動噪聲和強(qiáng)度失效的風(fēng)險。

螺旋錐齒輪在滿負(fù)荷條件下的接觸比計算式為

(9)

式(9)中：εr、εα、εβ分別為總重合度、端面重合度和縱向重合度。

齒輪副的重合度為 2.3，由重合度的要求可知弧齒錐齒輪同時參與嚙合的齒對數(shù)最多為 3對，因此采取三齒嚙合模型進(jìn)行接觸模態(tài)分析。齒輪接觸采用實(shí)體模型為面-面接觸。設(shè)置三對接觸對，其中大齒輪為主動輪作為接觸面，小齒輪為被動輪作為目標(biāo)單元，摩擦系數(shù)為0.06。

3.3 約束與加載

文中分別分析齒輪自由模態(tài)和接觸模態(tài)，前者不需要對模型施加任何約束和載荷，而接觸模態(tài)分析比前者復(fù)雜得多。根據(jù)實(shí)際工作條件，在輸入軸上施加2 100 N·m的扭矩，而在主軸上施加890 N·m的阻力扭矩。圓柱約束施加在軸承上，這使得齒輪只能繞軸承的軸線旋轉(zhuǎn)。

4 格里森弧齒錐齒輪模態(tài)分析

4.1 無預(yù)載荷模態(tài)仿真

模態(tài)分析主要用于確定格里森齒輪的內(nèi)在特征，在此基礎(chǔ)上可以確定齒輪的設(shè)計是否合理，通過優(yōu)化使齒輪零件滿足生產(chǎn)對質(zhì)量和精度的要求。從軟件中得到齒輪自由模態(tài)下前10階固有頻率如表1所示。

每一個模態(tài)的固有頻率對應(yīng)一個振型圖，其中，自由模態(tài)分析中前3階是3個方向的剛體模態(tài)，頻率都近似為0，僅僅是上下和左右振動沒有實(shí)際工程意義，故在此忽略。圖4為第4～第10階的振型圖，從頻率振型圖能夠得到以下結(jié)論：第4～第6階也為剛體模態(tài)，但是他們的數(shù)值遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于0。第4階，大小齒輪各有一端軸向振動；第5階，大小齒輪各有一端軸向振動，相似于第4階；第6階大齒輪對角軸向振動，小齒輪有一端軸向振動；第7階模態(tài)其實(shí)是真實(shí)的第一階模態(tài)，大齒輪周向滾動振動,小齒輪左右搖擺振動；第8階，大齒輪對角軸向振動，小齒輪有一端軸向振動；第9階，大齒輪周向滾動振動,小齒輪對角軸向振動；第10階，大齒輪四端軸向振動, 小齒輪周向?qū)φ壅駝印?/p>

表1 格里森齒輪自由模態(tài)前10階固有頻率

圖4 第4 ～ 10階的自由模態(tài)振型圖Fig.4 Free mode shape diagram of the 4th～10th order

4.2 齒輪的接觸應(yīng)力分析

在穩(wěn)定工作狀態(tài)下得到齒輪的等效應(yīng)力云圖和等效位移云圖分別如圖5(a)和圖5(b)所示。從圖5(a)可以看出，最大等效應(yīng)變發(fā)生在從動輪齒面接觸處，其值為1.396×103m。圖5(b)是兩對齒嚙合的應(yīng)力云圖；由應(yīng)力的云圖可以看出，應(yīng)力主要集中在接觸部位和齒根，該位置嚙合最大應(yīng)力發(fā)生在小齒輪嚙入齒的齒根處，最大應(yīng)力值為311.37 MPa，小于材料的許用接觸疲勞應(yīng)力。圖6為大、小齒輪接觸考慮摩擦?xí)r的總接觸應(yīng)力云圖，最大接觸應(yīng)力分別為278.208 MPa 和311.37 MPa。對圖6(a)和圖6(b)進(jìn)行比較可知,齒輪副在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中,其接觸位置的應(yīng)力應(yīng)變最大，齒根應(yīng)力與接觸印痕的移動方向一致，因?yàn)榻佑|應(yīng)力比齒根應(yīng)力大許多，所以齒根應(yīng)力顯示不明顯。

圖5 穩(wěn)定工作狀態(tài)下等效應(yīng)力云圖和等效位移云圖Fig.5 Equivalent stress and equivalent strain under stable working state

4.3 齒輪的接觸模態(tài)分析

通常情況下，低階固有頻率的振動對結(jié)構(gòu)的動力性能影響很大，而遠(yuǎn)離振源的模態(tài)頻率對結(jié)構(gòu)振動的實(shí)際貢獻(xiàn)很小。因此，在進(jìn)行滿足工程需要的接觸模態(tài)分析時，通常可以提取系統(tǒng)的前6階固有頻率和相應(yīng)的振型。

在靜力分析的基礎(chǔ)上，對螺旋錐齒輪副進(jìn)行了接觸模態(tài)分析，得到了相關(guān)的頻率和振型(表2)和齒輪副的前6階振型如圖7所示。與自由模態(tài)分析的結(jié)果進(jìn)行了比較，得出如下結(jié)論。

圖6 考慮摩擦?xí)r的齒輪接觸應(yīng)力云圖Fig.6 Contact stress cloud diagram of gear considering friction

表2 弧齒錐齒輪各階振動特性

圖7 工作狀態(tài)下齒輪副的前6階振型Fig.7 First 6 vibration modes of gear pair under working state

(1)在預(yù)應(yīng)力狀態(tài)下，齒輪副的固有頻率略有增加，各階振動模態(tài)與未施加預(yù)應(yīng)力時相似。接觸模態(tài)狀態(tài)下，對齒輪的動態(tài)特性影響不大。第1階為主動齒輪和被動齒輪的圓周振動和滾動振動，被動齒輪的徑向振動和拉伸振動；第2階是被動齒輪一端上下振動；第3階是被動齒輪從一側(cè)振動到另一側(cè)；第4階為被動齒輪振動向相對方向折疊；第5階是被動齒輪沿4個方向扭轉(zhuǎn)和沿周向折疊振動；第六階是驅(qū)動齒輪在6個端部伸縮振動，被動齒輪在圓周方向振動折疊。

(2)在自由模態(tài)下，第7階和第8階的頻率非常接近，與1階和2階頻率相當(dāng)，因此很容易引起共振現(xiàn)象。接觸模態(tài)時，2階和3階頻率非常接近，容易發(fā)生共振。因此，在進(jìn)行齒輪設(shè)計時，外部激勵和嚙合內(nèi)力引起的頻率區(qū)域應(yīng)盡量避免以上區(qū)域。

(3)系統(tǒng)固有頻率與結(jié)構(gòu)剛度矩陣、質(zhì)量矩陣有關(guān)。本文中,載荷對質(zhì)量矩陣的影響可以忽略，頻率隨著結(jié)構(gòu)剛度的增大而提高。

(4)通過齒輪回轉(zhuǎn)頻率公式fr=n/60和嚙合振動頻率公式fh=nZ/60，可得出該齒輪內(nèi)部激勵不會使齒輪自身產(chǎn)生劇烈振動。

5 結(jié)論

對格里森弧齒錐齒輪進(jìn)行了自由模態(tài)和接觸模態(tài)分析。對格里森弧齒錐齒輪在穩(wěn)態(tài)工況下的模態(tài)進(jìn)行了分析，得出了齒輪的接觸應(yīng)力和前6階振型及固有頻率，得出以下結(jié)論。

(1)對螺旋錐齒輪模型進(jìn)行了靜力學(xué)分析，驗(yàn)證了其結(jié)構(gòu)的合理性。弧齒錐齒輪的應(yīng)力和變形主要集中在接觸區(qū)，其次是齒根區(qū)的受壓側(cè)和受拉側(cè)，齒根裂紋后，有裂紋時的最大位移大于無裂紋時的最大位移；小裂紋對接觸應(yīng)力影響不大，切削刃應(yīng)力集中導(dǎo)致齒根應(yīng)力值突變，裂紋尖端附近的應(yīng)力值比無裂紋時大。傳動開始嚙合時，齒輪嚙合的最大應(yīng)力出現(xiàn)在輪齒根部?；↓X錐齒輪副的接觸比大，前端承載三個齒，微小裂紋對應(yīng)力值影響不大。

(2)分析了接觸工況的齒輪系統(tǒng)固有頻率和振動模型。與自由模態(tài)分析相比，外載荷不是影響模態(tài)的關(guān)鍵因素，但其影響不容忽視。固有頻率隨結(jié)構(gòu)剛度的增加而增加。接觸模態(tài)的一階頻率為389.2 Hz，高于弧齒錐齒輪的穩(wěn)態(tài)工作頻率，因此不會出現(xiàn)共振現(xiàn)象，弧齒錐齒輪的設(shè)計具有較好的動態(tài)特性。模態(tài)分析結(jié)果弧齒錐齒輪動力學(xué)的結(jié)構(gòu)設(shè)計和進(jìn)一步研究提供了理論依據(jù)，同時也為齒輪的結(jié)構(gòu)優(yōu)化和噪聲控制提供了參考依據(jù)。