基于ABAQUS的采煤機截割部行星傳動的接觸應(yīng)力

吳衛(wèi)東， 李華亮， 薛紅銳

(黑龍江科技學(xué)院 機械工程學(xué)院，哈爾濱 150027)

基于ABAQUS的采煤機截割部行星傳動的接觸應(yīng)力

吳衛(wèi)東， 李華亮， 薛紅銳

(黑龍江科技學(xué)院 機械工程學(xué)院，哈爾濱 150027)

采煤機截割部行星齒輪傳動載荷較大，常出現(xiàn)接觸疲勞失效。針對這一問題，通過CAXA軟件建立齒輪二維模型導(dǎo)入PRO/E軟件后的實體模型，并利用ABAQUS/Explicit作為仿真平臺，對齒輪嚙合裝配并進行非線性嚙合接觸分析，研究齒輪嚙合傳動時應(yīng)力在齒輪輪齒的分布情況。結(jié)果表明:接觸應(yīng)力沿齒寬方向分布明顯偏置，最大接觸應(yīng)力主要分布在太陽輪輪齒動力輸入端的邊緣部分。單齒嚙合、兩對齒嚙入和嚙出時，最大接觸應(yīng)力分別為1 264、1 529 和 869 MPa。

采煤機;行星傳動;接觸應(yīng)力;有限元;ABAQUS/Explicit

0 引言

采煤機截割部消耗的功率約占總裝機功率的80%。截割部大多采用行星齒輪傳動機構(gòu)以滿足其惡劣工作條件的要求，故行星機構(gòu)齒輪接觸強度對整個設(shè)備可靠性有重要影響。齒輪嚙合是一種典型的不連續(xù)非線性接觸行為［1］，國內(nèi)外眾多學(xué)者對其進行了大量的研究。唐進元等研究齒輪嚙合傳動時，由嚙合點處速度差異導(dǎo)致的輪齒接觸沖擊現(xiàn)象［2］，Al-shyyab等人運用模型公式和半解析法，分析了行星齒輪傳動的非線性行為［3］;有限元軟件對齒輪接觸分析提供了良好的手段，陳靜等應(yīng)用ABAQUS/Explicit顯式動態(tài)分析方法，仿真某車型變速箱內(nèi)倒擋齒輪傳動系統(tǒng)的動態(tài)傳動過程［4］，趙麗娟等應(yīng)用LS－DYNA有限元軟件對直齒輪進行動力學(xué)接觸仿真分析［5］，李華亮等應(yīng)用 ANSYS Workbench軟件對采煤機截割部傳動齒輪進行接觸分析［6］。筆者試圖利用ABAQUS/Explicit作為仿真平臺，對某型號采煤機截割部行星傳動齒輪進行齒輪嚙合接觸分析。

1 齒輪嚙合模型

在CAXA中建立齒輪二維模型，導(dǎo)入PRO/E拉伸建立了行星齒輪傳動機構(gòu)中的太陽輪、行星輪和內(nèi)齒圈的三維模型，并在PRO/E建立行星架，通過ABAQUS的接口工具以STEP格式導(dǎo)入，對太陽輪、行星輪、內(nèi)齒圈和行星架進行裝配。某型號采煤機太陽輪、行星輪和內(nèi)齒圈的參數(shù)如表1所示。

表1 齒輪參數(shù)Table 1 Parameters of gears

由于四個行星齒輪均勻分布，為了節(jié)省計算成本，只對其中一組進行分析。圖1a～d分別為太陽輪、行星齒輪、內(nèi)齒圈和行星架，并且只畫出各零件參與接觸的部分。

圖1 零件接觸部分示意Fig.1 Part contact part to indicate

2 齒輪接觸分析

2.1 材料屬性

太陽輪、行星齒輪材料均為18Cr2Ni4W，齒面滲碳硬化層有效深度1.9～2.3 mm，齒面淬火HRC 58～62，其力學(xué)特性為:彈性模量2.06×105MPa，泊松比0.3，質(zhì)量密度7.8×103kg/m3，接觸疲勞極限σHlim=1 600 MPa。內(nèi)齒圈材質(zhì)為 42CrMo，調(diào)質(zhì)HB 260～300后，進行氮化處理，接觸疲勞極限σHlim=1 200 MPa。

2.2 齒輪裝配

將在Pro/E建好的太陽輪、行星齒輪、內(nèi)齒圈和行星架模型導(dǎo)入到ABAQUS軟件，按其中心距進行安裝，并對行星架進行裝配。行星機構(gòu)裝配見圖2。在行星架輸出端建立參考點RP－1，在太陽輪和行星齒輪的軸線的中點建立參考點RP－2，在太陽輪軸線的一端建立參考點RP－3，以便于定義載荷和約束。

圖2 行星機構(gòu)裝配Fig.2 Assembly of planetary system

2.3 分析步

為了能夠仿真太陽輪的嚙入和嚙出過程，創(chuàng)建一個動態(tài)顯式分析步，分析步設(shè)為0.065 s?？紤]幾何非線性，即Nlgoem選擇 ON。為加速分析、降低計算成本，需設(shè)置質(zhì)量放大系數(shù)，質(zhì)量放大倍數(shù)越大，計算速度越快。但速度越快也會使齒輪的慣性越大，導(dǎo)致計算結(jié)果不精確。筆者通過試算，設(shè)置質(zhì)量放大系數(shù)為10。

2.4 約束和接觸

在接觸分析過程中，將參考點RP－2與行星齒輪內(nèi)孔的軸承建立剛體耦合，RP－1與行星架輸出端面建立運動耦合，RP－3與太陽輪輸入端面建立運動耦合。對太陽輪、行星齒輪、行星架分別約束自由度U3(沿z軸的平移);對三個參考點分別約束除UR3(繞z軸的旋轉(zhuǎn))以外的自由度。接觸面間的相互位置是隨接觸邊界約束條件以及載荷的變化而變化的，因此定義接觸表面的接觸屬性，即法向接觸屬性和切向?qū)傩缘哪Σ翆傩?。接觸屬性分別選擇有限滑移(Finite sliding)和硬接觸，太陽輪與行星齒輪接觸、行星齒輪與內(nèi)齒圈接觸摩擦系數(shù)設(shè)為0.08，行星齒輪內(nèi)孔面與軸承的接觸摩擦系數(shù)設(shè)為0。選擇顯示求解器的面對面接觸算法(Surface-to-surface contact(Explicit))。

2.5 載荷

在定義載荷時，要計算太陽輪在每個行星中所承受的輸入轉(zhuǎn)矩。行星架的輸出轉(zhuǎn)矩為319.5 kN·m，載荷分配不均勻系數(shù)為1.15，則四個行星齒輪中每個所承受的轉(zhuǎn)矩為91.860 kN·m。太陽輪為主動輪，太陽輪的角速度為10.87 rad/s。由于行星齒輪在自轉(zhuǎn)時，有2.38 rad/s的公轉(zhuǎn)角速度，為使齒輪系統(tǒng)在較短的時間內(nèi)達到運轉(zhuǎn)平衡狀態(tài)，避免因為瞬態(tài)嚙合沖擊造成的齒間震蕩和接觸不收斂等問題，在幅值中定義平滑步。為了真實模擬太陽輪和行星齒輪在工作中的受力情況，在參考點RP－3上施加10.87 rad/s的角速度。對參考點RP－1施加一個繞z軸反方向的旋轉(zhuǎn)扭矩91.860 kN·m。

2.6 網(wǎng)格劃分

因為齒輪是比較復(fù)雜的實體零件，直接劃分網(wǎng)格會很困難。因此先將齒輪沿齒根圓處分割成齒輪體和輪齒兩個部分。在齒輪的嚙合接觸中，輪齒齒面部分是重點關(guān)心的區(qū)域，所以此部分網(wǎng)格要細，而其他部分的網(wǎng)格可以粗一些，這樣不但可以保證求解的精度，還可以節(jié)省計算時間。單元類型設(shè)置為C3D8R。齒輪網(wǎng)格劃分如圖3所示。

圖3 行星機構(gòu)網(wǎng)格劃分Fig.3 Mesh distribution of planetary system

3 齒輪嚙合接觸應(yīng)力計算

進行動態(tài)仿真后，應(yīng)用ABAQUS進行后處理過程中，可方便地查看到齒面接觸時在任何時間的應(yīng)力結(jié)果。此外，還可以以曲線的形式得到模擬結(jié)果，使其更加直觀。行星輪和內(nèi)齒圈接觸應(yīng)力相對太陽輪和行星齒輪的接觸應(yīng)力較小，且沿齒向分布比較均勻。文中僅列出太陽輪接觸應(yīng)力分布情況，如圖4所示。

圖4 太陽輪接觸應(yīng)力分布Fig.4 Contact stress distribution of sun gear

太陽輪和行星輪在嚙合過程中，齒輪嚙合在單對齒嚙合和兩對齒嚙合交替進行，接觸應(yīng)力隨著嚙合點的變化而變化。接觸應(yīng)力沿齒寬方向分布明顯偏置，最大接觸應(yīng)力主要分布在太陽輪輪齒動力輸入端的邊緣部分。接觸應(yīng)力變化較大，單對齒嚙合時最大接觸應(yīng)力為1 264 MPa;兩對齒嚙入瞬間接觸應(yīng)力最大為1 529 MPa，產(chǎn)生了嚙合沖擊，嚙出時最大接觸應(yīng)力為869 MPa。齒輪在嚙合過程中的最大接觸應(yīng)力值接近材料的接觸應(yīng)力極限，接觸強度安全系數(shù)僅為1.05。

4 結(jié)論

(1)通過ABAQUS/Explicit對齒輪進行動力學(xué)接觸應(yīng)力分析，可以準(zhǔn)確的查看齒輪在傳動過程中的應(yīng)力變化，得到任一時刻應(yīng)力結(jié)果，并且能夠找出接觸應(yīng)力最大位置。

(2)太陽輪和行星輪由單對齒過渡到兩對齒嚙合時產(chǎn)生較大嚙合沖擊，最大接觸應(yīng)力是單齒嚙合最大接觸應(yīng)力1.21倍左右;齒輪嚙入時的接觸應(yīng)力遠大于嚙出時的接觸應(yīng)力，最大接觸應(yīng)力是最小接觸應(yīng)力的1.76倍左右。

(3)太陽輪動力輸入端傳遞扭矩大，輸出端傳遞扭矩小，齒輪沿齒寬方向發(fā)生彈性變形，造成其輪齒在齒寬方向受載不均，從而導(dǎo)致齒輪接觸應(yīng)力在齒寬方向上的分布明顯偏置。對于采煤機截割部等重載荷傳動行星機構(gòu)，建議對太陽輪輪齒進行以輸入端為主的不對稱齒輪修形，以減小接觸應(yīng)力集中。

［1］ 劉 展.ABAQUS 6.6基礎(chǔ)教程與實例詳解［M］.北京:中國水利水電出版社，2008.

［2］唐進元，周 煒，陳思雨.齒輪傳動嚙合接觸沖擊分析［J］.機械工程學(xué)報，2011，47(7):22－29.

［3］ Al SHYYAB A，ALWIDYAN K，JAWARNEH A，et al.Non-linear dynamic behavior of compound planetary gear trains:model formulation and semi-analytical solution［J］.Journal of Multi-body Dynamics，2009，223(3):199－210.

［4］陳 靜，史文庫.變速箱倒擋齒輪系統(tǒng)動態(tài)傳動過程仿真分析［J］.機械設(shè)計，2009，26(3):66－68.

［5］趙麗娟，趙 丹.基于LS－DYNA的直齒輪動力學(xué)與關(guān)鍵技術(shù)研究［J］.世界科技研究與發(fā)展，2010，32(4):452－455.

［6］李華亮，吳衛(wèi)東，郭昌利.采煤機截割部傳動齒輪接觸分析［J］.機械工程師，2011，246(12):80－82.

Contact stress of planetary transmission for cutting part of coal shearer based on ABAQUS software

WU Weidong， LI Hualiang， XUE Hongrui
(College of Mechanical Engineering，Heilongjiang Institute of Science＆ Technology，Harbin 150027，China)

Aimed at eliminating the frequent contact fatigue occurring in the planetary gear for the cutting part of coal mining machine，exposed to greater transmission loads，this paper introduces the use of CAXA software to develop the 2D model which is introduced into the Pro/E software to build the 3D model.The paper describes the use of ABAQUS/Explicit for simulation，gear mesh assembly，analysis of nonlinear mesh，and study on the contact stress distribution of transmission gear teeth during gear meshing.The results show the evident deflection in the contact stress distributions along the tooth width and distribution of maximum contact stress mainly along the edge part of the loading input tooth in sun gear.The occurrence of the single-tooth meshing in maximum contact stresses are 1 264，1 529，and 869 MPa respectively in approach and recess of two-teeth meshing conditions.

coal shearer;planetary transmission;contact stress;finite element method;ABAQUS/Explicit

TD421.6

A

1671－0118(2012)01－0039－03

2011－12－01

黑龍江省自然科學(xué)基金項目(E200825);黑龍江省研究生創(chuàng)新科研項目(YJSCX2011－168HLJ)

吳衛(wèi)東(1967－)，男，江蘇省沛縣人，教授，碩士，研究方向:礦山機械設(shè)計及理論，E-mail:w－weidong@163.com。

(編輯 徐 巖)