一种用于指导齿轮应力检测的齿根应力分析方法

摘要

本发明公开了一种用于指导齿轮应力检测的齿根应力分析方法，通过对第一级行星传动齿轮进行受力分析，确定传动过程中内齿圈轮齿所承受力的大小，采用ProE三维造型软件建立内齿圈参数化模型，并对内齿圈模型进行简化，建立内齿圈有限元模型，取轮齿进入啮合至退出啮合的一个整周期进行分析，确定了各时刻的内齿圈轮齿啮合接触线，利用ANSYS求解内齿圈轮齿在一个啮合周期内多个啮合位置下的齿根应力分布。本发明可详细得出齿圈齿根应力大小及分布状况，能够及时发现可能存在的问题，并有效的指导了齿轮箱性能检测中应变片的布置，使得应力试验更为准确简便易行，达到了降低成本又确保高质量的效果。

说明书

技术领域

本发明属于机械工程领域，尤其涉及一种用于指导齿轮应力检测的齿根应力分析方法。

背景技术

3MW风电增速齿轮箱在出厂前需要对第一级行星传动齿轮应力进行检测，以保证增速齿轮箱的质量并及时发现可能存在的问题。

由于齿轮传动过程中，齿根应力大小往往作为获知齿轮受力情况的重要依据，故掌握齿圈齿根的应力大小及分布状况，将对应变片的布置提供有力的参考。

发明内容

本发明的目的在于提供一种用于指导齿轮应力检测的齿根应力分析方法，旨在详细得出齿圈齿根应力大小及分布状况，有效的指导齿轮箱性能检测中应变片的布置，使应力试验更为准确简便易行，降低成本确保高质量。

本发明是这样实现的，一种用于指导齿轮应力检测的齿根应力分析方法通过对第一级行星传动齿轮进行受力分析，确定传动过程中内齿圈轮齿所承受力的大小，采用ProE三维造型软件建立内齿圈参数化模型，并对内齿圈模型进行简化，建立内齿圈有限元模型，取轮齿进入啮合至退出啮合的一个整周期进行分析，确定了各时刻的内齿圈轮齿啮合接触线，利用ANSYS求解内齿圈轮齿在一个啮合周期内多个啮合位置下的齿根应力分布。

进一步，所述的用于指导齿轮应力检测的齿根应力分析方法具体包括：

步骤一、通过重合度计算，确定轮齿啮合状态，取轮齿进入啮合至退出啮合的一个整周期进行分析，并确定相应的啮合接触线；

步骤二、对轮齿进行受力分析，得到行星传动过程中内齿圈受力的简图；

步骤三、保留与单个行星轮啮合的内齿圈部分轮齿进行分析，根据重合度的大小确定保留的轮齿数；

步骤四、将内齿圈分区域并有针对性的采用不同方式进行网格划分；

步骤五、采用做图法得到内齿圈极限啮合位置对应的半径，以该半径为分界并根据理论啮合接触线确定实际啮合接触线；

步骤六、基于ANSYS采用动静法对内齿圈进行分析，提取分析结果，以确定齿根等效应力最大值及发生的位置和时刻为目标进行结果后处理。

进一步，提取分析结果，将轮齿沿齿宽均分为四个截面，采用路径法分别提取各个截面的轮齿齿根系列节点等效应力，绘制应力曲线，确定齿根等效应力最大值发生位置；

沿齿宽方向均匀取四个截面，各个截面在齿轮接触侧和非接触侧，提取应力最大值发生位置处中部的四个节点处在不同啮合时刻的应力值，分别绘制这四个特征节点从轮齿啮入到啮出一整个周期内的等效应力变化曲线。

本发明可详细得出齿圈齿根应力大小及分布状况，能够及时发现可能存在的问题，并有效的指导了齿轮箱性能检测中应变片的布置，使得应力试验更为准确简便易行，达到了降低成本又确保高质量的效果。

附图说明

图1为本发明实施例提供的轮齿啮合状态图；

图2为本发明实施例提供的轮齿进入啮合与退出啮合的内齿圈对应的啮合接触线图；

图3为本发明实施例提供的行星传动过程中内齿圈受力的简图；

图4为本发明实施例提供的轮齿应力分析有限元模型；

图5为本发明实施例提供的轮齿截面分析图；

图6为本发明实施例提供的第一截面齿根应力分布曲线；

图7为本发明实施例提供的齿廓线分段图；

图8为本发明实施例提供的第一截面齿根等效应力量化分布图；

图9为本发明实施例提供的轮齿单侧过渡圆角中部四节点位置；

图10为本发明实施例提供的过渡圆角中部等效应力随轮齿啮合的变化曲线；

图11为本发明实施例提供的用于指导齿轮应力检测的齿根应力分析方法流程图。

具体实施方式

为了使本发明的目的、技术方案及优点更加清楚明白，以下结合实施例，对本发明进行进一步详细说明。应当理解，此处所描述的具体实施例仅仅用以解释本发明，并不用于限定本发明。

下面结合附图及具体实施例对本发明的应用原理作进一步描述。

请参阅图1-图11：

一种用于指导齿轮应力检测的齿根应力分析方法通过对第一级行星传动齿轮进行受力分析，确定传动过程中内齿圈轮齿所承受力的大小，采用ProE三维造型软件建立内齿圈参数化模型，并对内齿圈模型进行简化，建立内齿圈有限元模型，取轮齿进入啮合至退出啮合的一个整周期进行分析，确定了各时刻的内齿圈轮齿啮合接触线，利用ANSYS求解内齿圈轮齿在一个啮合周期内多个啮合位置下的齿根应力分布。

进一步，所述的用于指导齿轮应力检测的齿根应力分析方法具体包括：

S101、通过重合度计算，确定轮齿啮合状态，取轮齿进入啮合至退出啮合的一个整周期进行分析，并确定相应的啮合接触线；

S102、对轮齿进行受力分析，得到行星传动过程中内齿圈受力的简图；

S103、保留与单个行星轮啮合的内齿圈部分轮齿进行分析，根据重合度的大小确定保留的轮齿数；

S104、将内齿圈分区域并有针对性的采用不同方式进行网格划分；

S105、采用做图法得到内齿圈极限啮合位置对应的半径，以该半径为分界并根据理论啮合接触线确定实际啮合接触线；

S106、基于ANSYS采用动静法对内齿圈进行分析，提取分析结果，以确定齿根等效应力最大值及发生的位置和时刻为目标进行结果后处理。

进一步，提取分析结果，将轮齿沿齿宽均分为四个截面，采用路径法分别提取各个截面的轮齿齿根系列节点等效应力，绘制应力曲线，确定齿根等效应力最大值发生位置；

沿齿宽方向均匀取四个截面，各个截面在齿轮接触侧和非接触侧，提取应力最大值发生位置处中部的四个节点处在不同啮合时刻的应力值，分别绘制这四个特征节点从轮齿啮入到啮出一整个周期内的等效应力变化曲线。

通过重合度计算，首先确定轮齿啮合状态如图1，然后取轮齿进入啮合至退出啮合的一个整周期进行分析，并确定相应的啮合接触线。图2为轮齿进入啮合与退出啮合的内齿圈对应的啮合接触线。

对轮齿进行受力分析，得到行星传动过程中内齿圈受力的简图如图3。

考虑到行星传动中内齿圈与五个行星轮啮合属对称结构，故只保留与单个行星轮啮合的内齿圈部分轮齿进行分析，根据重合度的大小确定保留三个轮齿；

采用做图法得到内齿圈极限啮合位置对应的半径为909mm，以此为分界并根据理论啮合接触线确定实际啮合接触线；

(1)齿根等效应力

如图4所示，轮齿应力较大的位置主要位于啮合接触线以及过渡圆角，而齿根圆处的应力相对较小。为更进一步确定其应力分布，按图5所示将轮齿沿齿宽均分为四个截面，为避免边界效应的影响，一、四截面并未取两端面。在这里主要关注轮齿齿根应力，即过渡圆角与齿根圆处的应力。提取第一截面的轮齿齿根系列节点等效应力，可以得到如图6所示的应力曲线。

从齿根应力分布曲线可以看出，轮齿齿根应力主要表现在过渡圆角，为了进一步确定过渡圆角处的应力分布，找出最大值位置，对内齿圈轮齿齿廓线进行量化分段，可以得到图7所示的齿廓线分段图。进一步对图中的M区域进行放大，可以得到四个截面齿根等效应力的量化分布图，图8为第一个截面齿根等效应力量化分布图。

(2)等效应力变化曲线

为了得到轮齿等效应力最大值发生的时刻，根据前述确定的轮齿截面，分别选取四个截面轮齿两侧过渡圆角中部的四个节点，所取节点位置如图9所示。定义轮齿接触一侧的齿根过渡圆角为前过渡圆角，另一侧定义为后过渡圆角。可得图10所示的轮齿进入啮合与退出啮合一个整周期，前后过渡圆角四个位置处的应力变化曲线；a)为前过渡圆角位置一的等效应力变化曲线，b)为后过渡圆角位置一等效应力变化曲线，c)为前过渡圆角位置二的等效应力变化曲线，d)为后过渡圆角位置二等效应力变化曲线，e)为前过渡圆角位置三的等效应力变化曲线，f)为后过渡圆角位置三等效应力变化曲线，g)为前过渡圆角位置四的等效应力变化曲线，h)为后过渡圆角位置四等效应力变化曲线。

通过以上分析，可以看出内齿圈齿根应力在啮合过程中会出现最值，轮齿刚刚进入啮合与退出啮合时，齿根应力不大。齿根应力主要表现在渐开线与齿根的过渡圆角处，最大应力发生在过渡圆角曲线中部附近。

因此应变片宜布置在齿根过渡圆角处，其两端点对应的半径区域为r＝914.6～916.4mm。轮齿渐开线非啮合区作为应变片扩展区域。

本发明可详细得出齿圈齿根应力大小及分布状况，能够及时发现可能存在的问题，并有效的指导了齿轮箱性能检测中应变片的布置，使得应力试验更为准确简便易行，达到了降低成本又确保高质量的效果。

以上所述仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。