時變嚙合剛度
關(guān)注創(chuàng)建者：倒霉瓜子 創(chuàng)建時間：2019-03-05
時變嚙合剛度的視頻教程
Abaqus中齒輪副嚙合剛度與傳遞誤差仿真分析
講解了齒輪嚙合剛度和傳遞誤差的產(chǎn)生原理，以及利用abaqus計算嚙合剛度和傳遞誤差并進行后處理的方法。
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齒輪嚙合剛度和傳遞誤差的計算及不同軟件結(jié)果的對比并基于Abaqus計算演示
本課程主要為基于Abaqus的齒輪嚙合剛度和傳遞誤差的計算及不同軟件結(jié)果的對比，詳細課程主要包括以下內(nèi)容： 1、齒輪傳動系統(tǒng)的動態(tài)激勵系統(tǒng)介紹； 2、介紹了嚙合剛度基礎(chǔ)知識，包括嚙合剛度的定義和嚙合剛度的周期性； 3、介紹了傳遞誤差基礎(chǔ)知識，包括什么是傳遞誤差，傳遞誤差和嚙合剛度的關(guān)系； 4、基于Abaqus計算了齒輪的嚙合剛度和傳遞誤差并和其他軟件進行比較； 5、詳細展示了Abaqus
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時變嚙合剛度的實例教程
例如，馮定等[7]以齒輪齒條鉆機平臺為對象，建立了大模數(shù)齒輪齒條嚙合有限元模型，研究了接觸應(yīng)力和應(yīng)變分布情況；黃鴻鑫等[8]以大型機床刀架進給裝置中的齒輪齒條裝置為研究對象，對軸向調(diào)隙后變厚齒輪齒條的靜態(tài)傳遞誤差、接觸應(yīng)力、接觸力等進行了有限元分析；王明旭等[9]利用ABAQUS 對大模數(shù)漸開線直齒齒輪齒條進行了靜力學(xué)與動力學(xué)強度分析，研究了齒輪齒條的非線性接觸問題。時變嚙合剛度是齒輪傳動系統(tǒng)動力學(xué)的重要參數(shù)，也是系統(tǒng)內(nèi)部一種主要的激勵源，對系統(tǒng)振動噪聲水平有著明顯的影響。目前，關(guān)于齒輪傳動時變嚙合剛度的準(zhǔn)確計算，已有大量學(xué)者已開展和正在開展相關(guān)研究工作。例如，YANG 等[10]通過勢能原理計算了齒輪時變嚙合剛度，SAINSOT等[11]提出了一種考慮實際輪體結(jié)構(gòu)的齒輪基體剛度修正模型。基于 SAINSOT 建立的齒輪基體修正模型，CHEN 等[12-14]和 CHAARI 等[15]考慮齒輪輪齒及輪體彈性變形，獲得了正常齒輪和具有裂紋故障齒輪的時變嚙合剛度。萬志國等[16]對時變嚙合剛度算法進行了優(yōu)化修正，開展了齒輪齒根裂紋故障的動力學(xué)分析。CHEN 等[17-18]充分考慮輪齒誤差以及輪體變形的影響，提出了輪齒誤差以及齒間耦合效應(yīng)影響下的齒輪時變嚙合剛度計算方法，構(gòu)建了考慮齒間耦合效應(yīng)的齒輪動力學(xué)仿真分析模型，揭示了齒間耦合效應(yīng)對齒輪傳動動態(tài)響應(yīng)的影響規(guī)律。
目前，山地齒軌鐵路的研究在我國尚處于起步階段，雖然國內(nèi)多地規(guī)劃了齒軌線路，但至今還沒有一條線路建成投入使用，當(dāng)前針對齒軌的研究也多停留在齒軌不同制式適用性、可行性等方面的調(diào)研分析上，鮮有針對齒軌系統(tǒng)動力學(xué)特性開展相關(guān)研究的報道。
展開 基于matlab的齒輪系統(tǒng)非線性動力學(xué)特性分析，綜合考慮齒側(cè)間隙、時變嚙合剛度、綜合嚙合誤差等因素下，參數(shù)阻尼比變化調(diào)節(jié)下，輸出位移、相圖、載荷、頻率幅值結(jié)果。程序已調(diào)通，可直接運行。
研究了汽車主減速器主傳動齒輪的振動特性,考慮汽車主減速器傳動中的齒側(cè)間隙、時變嚙合剛度、嚙合沖擊等非線性因素,建立變參數(shù)、彎扭耦合的8自由度非線性動力學(xué)模型,分析了主減速器周期、擬周期、混沌等3種典型振動形態(tài),并對不同參數(shù)對系統(tǒng)非線性動態(tài)響應(yīng)特性的影響及系統(tǒng)參數(shù)與關(guān)聯(lián)維數(shù)、最大Lyapunov指數(shù)等非線性特征量之間的關(guān)系進行了仿真研究.結(jié)果表明,激勵頻率、剛度比、阻尼比等參數(shù)的變化對主減速器振動形態(tài)的影響形式有一定的規(guī)律性,非線性特征量對于主減速器振動特性具有足夠的敏感度,能夠表征主減速器的不同振動形態(tài),并通過對實測3類主減速器振動信號的分析進一步驗證了該結(jié)論
汽車主減速器非線性振動特性仿真.pdf
展開 為研究正交面齒輪傳動系統(tǒng)的非線性動力學(xué)特性，建立了包含支承、齒側(cè)間隙、時變嚙合剛度、綜合傳動誤差、阻尼和外激勵等參數(shù)的系統(tǒng)彎一扭耦合動力學(xué)模型，并使用ＰＮＦ（Ｐｏｉｎｃａｒ６一Ｎｅｗｔｏｎ?Ｆｌｏｑｕｅｔ）方法對系統(tǒng)的動力學(xué)微分方程進行求解。計算結(jié)果表明：隨著轉(zhuǎn)速增大，系統(tǒng)呈現(xiàn)混沌一周期一混沌的運動特征，不同的混沌區(qū)域間存在周期窗口；在不同的參數(shù)條件下系統(tǒng)會出現(xiàn)４種動態(tài)響應(yīng)，即簡諧響應(yīng)、次諧波響應(yīng)、擬周期響應(yīng)及混沌響應(yīng)；不同的響應(yīng)特性對應(yīng)的動載系數(shù)幅值差別非常大，應(yīng)盡量調(diào)節(jié)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速，使系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)保持在周期窗口內(nèi).
正交面齒輪傳動系統(tǒng)非線性振動特性研究.pdf
研究發(fā)現(xiàn)載荷較小時輪齒間產(chǎn)生碰撞振動現(xiàn)象，嚙合力頻譜出現(xiàn) 1/3 次諧波，此時表現(xiàn)出極強的非線性，隨轉(zhuǎn)速的增加，碰撞力幅值逐漸增大，脫嚙時間逐漸減小；隨負(fù)載逐漸增加齒面依次經(jīng)歷了雙側(cè)碰撞，單側(cè)碰撞以及正常嚙合三個階段，當(dāng)負(fù)載達到碰撞振動門檻值時，齒輪副開始正常嚙合。該研究成果為齒輪系統(tǒng)的減振降噪提供了理論依據(jù)。
關(guān)鍵詞：齒輪副；Hertz 接觸；碰撞振動；動態(tài)特性
1 引言
齒輪傳動系統(tǒng)具有效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，工作可靠等特點，成為運用最為廣泛的傳動形式之一，其動態(tài)性能將直接關(guān)系到整個機器的優(yōu)劣。在齒輪運轉(zhuǎn)過程中，由于磨損或齒廓加工誤差會使輪副產(chǎn)生齒側(cè)間隙，造成齒輪嚙合中出現(xiàn)三個重復(fù)沖擊階段，即接觸、脫嚙、再接觸三個階段[1]。在高速輕載條件下，齒面將會發(fā)生更為明顯的碰撞作用，并會引起強烈的振動噪聲。
在齒輪碰撞振動方面，國內(nèi)外科研人員對其進行了諸多有益的研究。文獻[2]通過建立一個集中質(zhì)量模型，并用該模型對齒輪傳動系統(tǒng)的拍擊振動進行分析，計算了主動軸轉(zhuǎn)速波動激勵下齒輪傳動系統(tǒng)振動狀態(tài)隨負(fù)載力矩變化的分岔規(guī)律；文獻[3]對齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性利用動態(tài)傳遞誤差來進行表征，并通過實驗對直齒輪副的受迫響應(yīng)進行了研究，說明了嚙合剛度的時變幅值和重合度對系統(tǒng)動態(tài)特性有極重要的影響；文獻[4]用動剛度方法建立其振動分析模型，將直齒輪輪齒模擬為變截面Timoshenko 梁，研究中考慮了時變嚙合剛度，計算了直齒輪的瞬態(tài)響應(yīng)；文獻[5]基于動態(tài)嚙合力，研究了相位調(diào)諧對抑制平移和扭轉(zhuǎn)振動模式上某階諧波的作用；文獻[6]建立了一個非線性振動分析模型，該模型具有時變嚙合剛度和齒側(cè)間隙等，并利用打靶法深入研究了周期解的分岔和混沌過度等現(xiàn)象[7]。
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時變嚙合剛度的最新內(nèi)容
基于matlab的齒輪系統(tǒng)非線性動力學(xué)特性分析，綜合考慮齒側(cè)間隙、時變嚙合剛度、綜合嚙合誤差等因素下，參數(shù)阻尼比變化調(diào)節(jié)下，輸出位移、相圖、載荷、頻率幅值結(jié)果。程序已調(diào)通，可直接運行。
時變嚙合剛度是齒輪傳動系統(tǒng)動力學(xué)的重要參數(shù)，也是系統(tǒng)內(nèi)部一種主要的激勵源，對系統(tǒng)振動噪聲水平有著明顯的影響。目前，關(guān)于齒輪傳動時變嚙合剛度的準(zhǔn)確計算，已有大量學(xué)者已開展和正在開展相關(guān)研究工作。例如，YANG 等[10]通過勢能原理計算了齒輪時變嚙合剛度，SAINSOT等[11]提出了一種考慮實際輪體結(jié)構(gòu)的齒輪基體剛度修正模型。
在對傳動系統(tǒng)進行噪聲、振動和粗糙度（NVH）分析時，齒輪嚙合的彈性對結(jié)果起著至關(guān)重要的作用。COMSOL Multiphysics? 軟件中的新特征和功能能夠準(zhǔn)確地評估齒輪嚙合剛度，從而可以幫助我們創(chuàng)建一個精確的齒輪模型。今天，我們將解釋為什么要考慮齒輪嚙合彈性，以及如何計算齒輪嚙合剛度并將其納入多體動力學(xué)模型中的重要性。
齒輪嚙合剛度的重要性
在齒輪發(fā)明之前，輪子在摩擦力的作用下將一個軸的旋轉(zhuǎn)傳遞到另一個軸上
4
齒輪敲擊的機理分析及優(yōu)化
4.1 齒輪敲擊的動力學(xué)仿真
為了分析平衡軸齒輪系統(tǒng)振動噪聲的產(chǎn)生和傳遞，要考慮齒輪副間由不同嚙合齒對數(shù)導(dǎo)致的時變嚙合剛度，也要考慮齒側(cè)間隙變化造成的齒輪沖擊，Simpack軟件可進行非線性參數(shù)多體動力學(xué)分析，以發(fā)動機缸壓為激勵，齒輪副及其傳動系統(tǒng)作為建模對象，建立平衡軸系統(tǒng)動力學(xué)模型，可以分析嚙合齒輪的動態(tài)載荷，同時可以分析該傳動系統(tǒng)中所有零部件的動態(tài)特性及其相互作用
，研究中考慮了時變嚙合剛度，計算了直齒輪的瞬態(tài)響應(yīng)；文獻[5]基于動態(tài)嚙合力，研究了相位調(diào)諧對抑制平移和扭轉(zhuǎn)振動模式上某階諧波的作用；文獻[6]建立了一個非線性振動分析模型，該模型具有時變嚙合剛度和齒側(cè)間隙等，并利用打靶法深入研究了周期解的分岔和混沌過度等現(xiàn)象[7]。
具體來說這種分析軟件有以下局限性：
求解器主要用于中低頻仿真，很少用于高頻分析，無法進行齒輪嘯叫和敲擊等NVH分析；
齒輪建模和仿真功能弱，只能考慮個別類型齒輪（如直齒輪、斜齒輪）的修形和摩擦；
對柔性體齒輪支持差；
無法考慮齒輪嚙合時變剛度。
內(nèi)部激勵主要由時變嚙合剛度、傳遞誤差等因素引起；外部激勵是由電機轉(zhuǎn)矩波動、連接花鍵間隙等產(chǎn)生的動態(tài)沖擊。
內(nèi)部激勵主要由時變嚙合剛度、傳遞誤差等因素引起；外部激勵是由電機轉(zhuǎn)矩波動、連接花鍵間隙等產(chǎn)生的動態(tài)沖擊。
齒輪嚙合過程中，由于傳遞誤差和時變嚙合剛度等因素，使得嚙合過程中產(chǎn)生振動，該振動通過軸承傳遞到動力總成殼體，從而引起振動與噪聲。
根據(jù)齒輪振動的頻率計算公式和階次計算公式，有：
(6)
O=kZ
(7)
式中：fz—齒輪嚙合頻率；Z—齒輪的齒數(shù)；n—齒輪的轉(zhuǎn)速；O—齒輪副嚙合階次。
文中減速器齒輪副參數(shù)如表2所示。
內(nèi)部激勵主要由時變嚙合剛度、傳遞誤差等因素引起；外部激勵是由電機轉(zhuǎn)矩波動、連接花鍵間隙等產(chǎn)生的動態(tài)沖擊。
