CN112651092A - 一种蜗轮蜗杆设计分析方法 - Google Patents
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Abstract
本发明公开了一种蜗轮蜗杆设计分析方法，包括：S1，获取设计的蜗轮蜗杆的原始参数；S2，建立蜗轮蜗杆参数化几何模型并进行装配与运动仿真，模拟真实啮合过程，直至达到配合间隙要求并运动无干涉；S3，将蜗轮蜗杆参数化几何模型导入ANSYS建立有限元分析模型后，对蜗轮蜗杆的啮合状态进行有限元仿真分析，计算出蜗轮蜗杆的齿面接触应力并根据齿面接触应力的分布判定易疲劳区域；S4，将易疲劳区域的齿面接触应力与材料屈服应力进行比较，判断是否合格；若否，转S1进行参数修改，若是，S5，根据Hertz碰撞理论，进行刚体动力学分析，在不同转速下检测并输出在啮合过程中啮合力波动信息；S6，判断啮合力波动信息是否超出波动阈值；若是，转S1进行参数修改。
Description
技术领域
本发明涉及减速器技术领域，特别是涉及一种蜗轮蜗杆设计分析方法。
背景技术
蜗轮蜗杆是实现减速器大减速比的常用关键零件，也是大减速比减速器常发生故障零部件，其故障对减速器的正常工作将产生严重的影响,因此蜗轮蜗杆的良好设计对保证其安全可靠工作，提高大减速比减速器的耐久性和可靠性至关重要。
传统蜗轮蜗杆设计方法中，需要在根据经验设计蜗轮蜗杆后制作样品并测试，出现问题需要进行重新设计，这种设计方法成本高、设计周期长、效率低。有限元方法的广泛应用使得对设计质量的评估变得便捷、多样，可在设计阶段就综合考虑其啮合性能、寿命及可靠性，不断找寻最优设计，提高效率。
目前分析的方法虽然有很多，但如何在设计准确性的基础上，不作过度分析而充分提高设计效率，形成一套规范化、可操作性强、准确性高的流程是现实设计工作中亟待解决的问题。
发明内容
本发明的目的是提供了一种蜗轮蜗杆设计分析方法，实现模型设计与分析相关联一体化，避免了模型设计与参数分析的脱节，可有效提高设计准确性，缩短蜗轮蜗杆研发周期，提高效率，降低研发成本。
为解决上述技术问题，本发明实施例提供了一种蜗轮蜗杆设计分析方法，包括：
S1，获取设计的蜗轮蜗杆的原始参数；
S2，建立蜗轮蜗杆参数化几何模型，并进行装配与运动仿真，模拟真实啮合过程，直至达到配合间隙要求并运动无干涉；
S3，将所述蜗轮蜗杆参数化几何模型导入ANSYS建立有限元分析模型后，对所述蜗轮蜗杆的啮合状态进行有限元仿真分析，计算出所述蜗轮蜗杆齿面接触应力并根据所述齿面接触应力的分布判定易疲劳区域；
S4，将所述易疲劳区域的齿面接触应力与材料屈服应力进行比较，判断是否合格；
若否，转所述S1进行参数修改，若是，S5，根据Hertz碰撞理论，对所述蜗轮蜗杆进行刚体动力学分析，在不同转速下检测并输出所述蜗轮蜗杆在啮合过程中啮合力波动信息；
S6，判断所述啮合力波动信息是否超出波动阈值；
若是，转所述S1进行参数修改。
其中，在所述S6之后，还包括：
S7，所述啮合力波动信息在所述波动阈值内，对所述蜗轮蜗杆进行模态分析获得柔性体，计算所述蜗轮蜗杆的预定阶模态，在确定有效模态后，进行刚柔耦合动力学分析，再次得到所述蜗轮蜗杆的啮合力以及齿根应力。
其中，在所述S7之后，还包括：
S8，将所述刚柔耦合分析计算的啮合力与所述刚体分析计算的结果进行对比判断差值是否在阈值范围内，若是则说明所述蜗轮蜗杆参数化几何模型本阶段合格，否则转所述S1进行参数修改。
其中，在所述S8之后，还包括：
S9，将所述蜗轮蜗杆的刚柔耦合分析计算的齿根应力与所述有限元仿真分析获得的对应数据对比判断差值是否在阈值范围内，若是则说明所述蜗轮蜗杆参数化几何模型本阶段合格，否则转所述S1进行参数修改。
其中，所述S7包括：
在ANSYS中对所述蜗轮蜗杆进行模态分析，得到柔性体，计算所述蜗轮蜗杆前12阶模态，认定有效模态，将输出的模态中性文件导入ADAMS中进行刚柔耦合动力学分析。
其中，所述S5包括：利用Sim Designer转换所述蜗轮蜗杆几何模型模型在ADAMS中进行蜗轮蜗杆刚体动力学分析。
其中，所述S2包括：利用CATIA建立蜗轮蜗杆几何模型，并在所述CATIA进行装配与运动仿真。
其中，所述原始参数包括齿形参数、材料参数和工况参数。
本发明实施例所提供的蜗轮蜗杆设计分析方法，与现有技术相比，具有以下优点：
本发明实施例提供的蜗轮蜗杆设计分析方法，实现模型设计与分析相关联的一体化，避免了模型设计与参数分析的脱节，可有效提高设计准确性，缩短蜗轮蜗杆研发周期，提高效率，降低研发成本。
附图说明
为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。
图1为本发明提供的蜗轮蜗杆设计分析方法的一个实施例中的步骤流程示意图；
图2为本发明提供的蜗轮蜗杆设计分析方法的另一个实施例中的步骤流程示意图；
图3为本发明提供的蜗轮蜗杆设计分析方法的一个实施例中的啮合力曲线示意图；
图4为本发明提供的蜗轮蜗杆设计分析方法的一个实施例中的不同齿轮齿根应力对比曲线示意图。
具体实施方式
下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。
请参考图1～图4，图1为本发明提供的蜗轮蜗杆设计分析方法的一个实施例中的步骤流程示意图；图2为本发明提供的蜗轮蜗杆设计分析方法的另一个实施例中的步骤流程示意图；图3为本发明提供的蜗轮蜗杆设计分析方法的一个实施例中的啮合力曲线示意图；图4为本发明提供的蜗轮蜗杆设计分析方法的一个实施例中的不同齿轮齿根应力对比曲线示意图。
在一种具体实施方式中，所述蜗轮蜗杆设计分析方法，包括：
S1，获取设计的蜗轮蜗杆的原始参数；
S2，建立蜗轮蜗杆参数化几何模型，并进行装配与运动仿真，模拟真实啮合过程，直至达到配合间隙要求并运动无干涉；在这里，如果一次能够达到配合间隙要求并满足运动无干涉要求，即可一次完成，否则，需要修改原始参数，直到达到该要求，而且建立参数化几何模型。可以在之后的测试验证中，如果发现参数不合格，只需调整参数，几何模型会自动发生变化，大大提高了模型设计效率。
S3，将所述蜗轮蜗杆参数化几何模型导入ANSYS，建立有限元分析模型后，对所述蜗轮蜗杆的啮合状态进行有限元仿真分析，计算出所述蜗轮蜗杆齿面接触应力并根据所述齿面接触应力的分布判定易疲劳区域；
S4，将所述易疲劳区域的齿面接触应力与材料屈服应力进行比较，判断是否合格；通过ANSYS仿真获得的应力参数值与材料本身的特性进行对比，判断材料本身是否能够满足要求，如果满足，则合格，说明参数正确，否则，在确定材料的情况下，使用这一组参数获得的蜗轮蜗杆的可靠性就差，本身结构具有隐患，判定其不合格，需要进行参数修改，使得满足这一要求。
若否，则转所述S1进行参数修改，若是，S5，根据Hertz碰撞理论，对所述蜗轮蜗杆进行刚体动力学分析，在不同转速下检测并输出所述蜗轮蜗杆在啮合过程中啮合力波动信息；通过进行刚体动力学分析，验证在不同转速下检测并输出所述蜗轮蜗杆在啮合过程中啮合力情况，避免出现蜗轮蜗杆在一个小范围内啮合合格，使得在使用过程中在该转速范围之外造成不可预测的后果，提高产品的可靠性。
S6，判断所述啮合力波动信息是否超出波动阈值；
若是，则转所述S1进行参数修改。
通过获取蜗轮蜗杆的原始参数，建立蜗轮蜗杆参数化几何模型，并进行装配与运动仿真，模拟真实啮合过程，如果啮合有问题则修改模型，直至达到配合间隙要求并运动无干涉。即在模型的创建之后进行第一次验证，如果不符合要求，需要进行调整参数。而在完成模型创建符合要求之后，在将所述蜗轮蜗杆参数化几何模型导入ANSYS，建立有限元分析模型后，对所述蜗轮蜗杆的啮合情况进行有限元仿真分析，计算出所述蜗轮蜗杆齿面接触应力，判断与材料本身的屈服应力是否相符合，检验其是否可实用，最后再对蜗轮蜗杆进行刚体动力学分析，在不同转速下检测并输出所述蜗轮蜗杆在啮合过程中啮合力波动信息，整个过程中，从模型建立到对结构分析，实现了关联一体化，只要其中后续的一个流程中不能满足要求就可以进行预定参数的修改，避免了模型设计与参数的脱节，可有效提高设计准确性，缩短蜗轮蜗杆研发周期，提高效率，降低研发成本。
更进一步，为了进一步提高对蜗轮蜗杆进行分析，在所述S6之后，还包括：
S7，所述啮合力波动信息在所述波动阈值内，对所述蜗轮蜗杆进行模态分析获得柔性体，计算所述蜗轮蜗杆的预定阶模态后，在确定有效模态后，进行刚柔耦合动力学分析，再次得到所述蜗轮蜗杆的啮合力以及齿根应力。
通过在啮合力波动信息在所述波动阈值内，对所述蜗轮蜗杆进行模态分析获得柔性体，进行刚柔耦合动力学分析，再次得到所述蜗轮蜗杆的啮合力以及齿根应力，从而可以与之前对所述蜗轮蜗杆进行刚体动力学分析获得的数据进行对比，判断是否分析出现错误，提高验证的可靠性。
需要说明的是，对于对所述蜗轮蜗杆进行刚体动力学分析、刚柔耦合动力学分析不做限定，对于其使用的软件以及分析过程等不做限定。
本发明中在根据刚柔耦合分析计算再次得到所述蜗轮蜗杆的啮合力以及齿根应力后，对该数据的使用不做限定，工作人员可以根据该数据选择合适的角度对蜗轮蜗杆的模型进行分析，在一个实施例中，在所述S7之后，还包括：
S8，将所述刚柔耦合分析计算的啮合力与所述刚体分析计算的结果进行对比判断差值是否在阈值范围内，若是则说明所述蜗轮蜗杆参数化几何模型本阶段合格，否则转所述S1进行参数修改。
通过将刚柔耦合分析计算的啮合力与所述刚体分析计算的结果进行对比，二者的数据能够完全一样的几率极低，一般数据相差到一定范围即可证明该模型和参数设计合格，否则说明从刚体到刚柔耦合发生了数据变化较大，不能满足实际使用需要。
更进一步，为了进一步提高仿真的可靠性以及其数据价值，在一个实施例中，在所述S8之后，还包括：
S9，将所述蜗轮蜗杆的刚柔耦合分析计算的齿根应力与所述有限元仿真分析获得的对应数据对比判断差值是否在阈值范围内，若是则说明所述蜗轮蜗杆参数化几何模型本阶段合格，否则转所述S1进行参数修改。
采用双重验证的方式，如果都吻合，则双重有效，验证说明蜗轮蜗杆模型准确且有限元分析结果满足设计要求，为产品开发提供科学参考。
本发明中通过在ANSYS中对所述蜗轮蜗杆进行模态分析，本发明对该过程不做具体限定，在一个实施例中，为了提高数据的可靠性，所述S7包括：
在ANSYS中对所述蜗轮蜗杆进行模态分析，得到柔性体，计算所述蜗轮蜗杆前12阶模态，认定有效模态，将输出的模态中性文件导入ADAMS中进行刚柔耦合动力学分析。
本发明中对于刚体动力学分析的过程不做限定，在一个实施例中，所述S5包括：利用Sim Designer转换所述蜗轮蜗杆几何模型模型在ADAMS中进行蜗轮蜗杆刚体动力学分析。
本发明中在预先设定蜗轮蜗杆之后，需要进行参数化几何模型建立，本发明对于该过程不做限定，在一个实施例中，所述S2包括：利用CATIA建立蜗轮蜗杆参数化几何模型，并在所述CATIA进行装配与运动仿真。
由于后续需要采用ANSYS进行有限元分析，将CATIA与ANSYS进行连接后，不需要接口转换，可直接在ANSYS中对模型进行装配操作或在设定参数值范围内修改某些特征，提高效率。
本发明中对于原始参数的类型和输入方式不做限定，一般所述原始参数包括齿形参数、材料参数和工况参数。
在具体的实施过程中，根据实际工况要求，根据机械设计手册设计原始参数，原始参数一般包括齿形参数、材料参数和工况参数。
其中，齿形参数包括主蜗轮蜗杆的齿数、模数、螺旋角、压力角、齿宽、变位系数、齿顶高系数、顶隙系数，根据齿形参数，建立蜗轮蜗杆三维模型并装配。
一个实施例中，利用碰撞命令，检查蜗轮蜗杆之间有无干涉现象，结果显示没有发生干涉。再通过测量工具，检测啮合面之间的间隙，啮合部位最大总间隙值为0.027mm，满足装配要求。进入“DMU运动机构”模块，创建连接副及驱动，进行运动仿真，激活传感器后没有检测到运动干涉。
建立所述蜗轮蜗杆的三维实体有限元模型,进行负载工况下约束设计，蜗杆绕X轴顺时针方向施加5°转角，其余5个自由度为0；蜗轮绕Z轴逆时针方向施加32.68N·m逆阻力矩，其余方向自由度为0。
在一个实施例中，有限元计算得到的蜗轮蜗杆的接触应力分布，最大接触应力为241.36MPa，分布在齿根处。
ADAMS是常用的刚体动力学分析软件，利用Sim Designer软件转换CATIA模型至ADAMS中打开。
在ADAMS中添加运动副，定义蜗轮蜗杆为碰撞接触。碰撞接触中碰撞力的仿真需要根据理论公式确定碰撞接触刚度系数，根据试算确定阻尼系数，根据经验确定摩擦系数、碰撞力指数等其它参数的数值。
基于Hertz碰撞理论，定义接触面积为圆形时：
式中：δ/mm为撞击时变形量，a/mm为接触半径，R/mm为等效半径，P/N为撞击时接触法向力，E*/Pa为等效模量，通过式(1)可得：
式中：K为碰撞接触刚度系数，该系数取决于撞击物的材料及其结构形状。
其中：
式中：R1/mm、R2/mm分别为蜗轮蜗杆在啮合点的当量半径，此处可近似用分度圆半径代替当量半径。
式(5)中：μ1为蜗杆材料的泊松比，μ2为蜗轮材料的泊松比；E1/Pa为蜗杆材料的弹性模量，E2/Pa为蜗轮材料的弹性模量。
将式(4)、式(5)计算结果代入式(3)得到K＝3.08×1011N/mm3/2。
根据经验选取阻尼系数值范围0N·s/mm～200N·s/mm，先以50N·s/mm、100N·s/mm、150N·s/mm、200N·s/mm细分区间数值进行试算，计算时同时选择标准误差选项，比较标准误差在阻尼系数选取50N·s/mm时为最小；
再以10N·s/mm、20N·s/mm、30N·s/mm、40N·s/mm细分区间数值进行试算，结果显示阻尼系数为40N·s/mm时，标准误差值最小为0.0003，因此最终取阻尼系数C＝40N·s/mm。蜗轮蜗杆按润滑处理，取碰撞时动摩擦系数为0.06，静摩擦系数为0.09。根据经验确定其它参数，碰撞力指数取值1.5，最大阻尼时的击穿深度取值0.1mm。
根据Hertz弹性碰撞理论，物体撞击过程中接触力按准静态方式变化。在蜗轮上使用函数step(time,0,0,0.5,32)施加32N·m的负载转矩，这种方式可以使负载在0.5s内平缓作用，有效避免陡变现象发生。
在蜗杆蜗轮中心轴线上根据实际使用情况通过step函数赋予蜗杆8rad/s、16rad/s、24rad/s三种速度。其输出啮合力曲线如图3所示，在0s～0.01s内啮合力迅速增加到507.1125N，随后缓慢增加，0.27s达到最大值677.49N，这个峰值是由齿轮间的初始冲击导致。随后数值围绕621上下波动。
表1三种慢速下角速度与啮合力
不同速度下啮合力及角速度如表1所示，不同低速情况下，蜗轮蜗杆啮合力最大值及平均值几乎不变；蜗轮角速度在不同输入速度相对应的一定速度范围内波动，波幅小。角速度和啮合力的波动频率均随转速增加有一定的增加，这与角速度与啮合频率的实际关系是一致的。
在蜗轮蜗杆中心位置设置一个连接点，采用多节点约束在ANSYS中进行模态分析，获得柔性体。计算蜗轮蜗杆前6阶模态，1阶频率即达874Hz，认定有效模态。将输出的模态中性文件导入ADAMS。在蜗轮蜗杆柔性体上设置接触运动副，添加相应的约束和负载，建立蜗杆副柔性体模型进行刚柔耦合计算。
表2两种模型计算啮合力对比
当蜗杆输入速度为20mm/s，计算结果如表2所示，将同速度下的刚体计算结果列入对比，可以看出，采用刚体动力学和刚柔耦合动力学分别计算得到的啮合力大小很接近，但刚柔耦合计算得到的啮合力有较为明显的振动，理论上更接近于实际。
齿根最大应力为254.141MPa，分布在啮合时的齿根部位，对比有限元分析齿根处的最大接触应力，其结果相近，偏差仅5.3％。由于柔性体接触模型在ADAMS中计算时间较长，故提取3对轮齿，对比其在啮合过程中齿根相同部位的接触应力，结果如图4所示。第一对轮齿齿根处所对应的应力曲线1与第二对轮齿齿根处所对应的应力曲线2形状不同，这是负载按照step函数施加所导致的，曲线3所表示的第三对轮齿齿根应力值很小且波动幅值小，这是因为该齿轮还未进入啮合状态。蜗轮蜗杆在传动过程中齿轮进入啮合时的啮合力由小变大，随着转动逐渐脱离啮合时的啮合力由大变小，三条齿根应力曲线此起彼伏，与实际过程一致。
在CATIA数控加工模块中调用建好的模型，加载毛坯，定义刀具，选择加工策略，生成程序并模拟加工，根据模拟结果进行图形化修改，利用IMSPost进行后处理生成数控机床可识别的加工代码。
利用加工中心加工蜗轮，数控车床加工蜗杆，蜗杆和配对蜗轮等级均要求为8级。在蜗轮蜗杆试验机上根据径向跳动偏差及啮合面接触判定进行啮合测试。
通过蜗杆转动带动蜗轮转动进行配合时径向跳动偏差检测，跳动平均值为0.024mm，查阅GB/T 10089-2018可知8级蜗杆副径向跳动偏差不超过0.030mm，样品蜗杆副啮合性能符合精度要求。
对蜗轮蜗杆样品进行啮合面接触判定时，用红铅油对蜗杆接触面涂色，旋转蜗杆，通过蜗轮粘上的颜色斑点判定接触比例。通过测量接触斑点尺寸计算得到齿面接触面积百分比沿齿高方向达70％，沿齿长方向达60％，满足GB/T 10089-2018对8级蜗杆副接触斑点所要求的沿齿高方向不小于55％、沿齿长方向不小于50％的条件。
应用该蜗杆的矿用阀门执行装置减速器采用四级传动，其输出转矩为200N·m，输出转速为0.5r/min,电机功率40W，额定电流0.36A，堵转电流0.64A。其中蜗轮蜗杆传动在第二级，蜗杆的转速为723r/min。减速器整机在润滑良好的条件下在综合试验台进行疲劳寿命测试，每日工作24h，每小时启动5次，载荷58000N，电机转速750r/min，以寿命10年为安全标准进行周期性间歇测试，累计运转600h后蜗轮蜗杆状况良好，无肉眼可见疲劳斑，说明本发明体的一种蜗轮蜗杆设计分析一体化方法有效可行，提高了蜗轮蜗杆设计效率及设计准确性。
综上所述，本发明实施例提供的蜗轮蜗杆设计分析方法，实现模型设计与分析相关联的一体化，避免了模型设计与参数分析的脱节，可有效提高设计准确性，缩短蜗轮蜗杆研发周期，提高效率，降低研发成本。
以上对本发明所提供的蜗轮蜗杆设计分析方法进行了详细介绍。本文中应用了具体个例对本发明的原理及实施方式进行了阐述，以上实施例的说明只是用于帮助理解本发明的方法及其核心思想。应当指出，对于本技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明原理的前提下，还可以对本发明进行若干改进和修饰，这些改进和修饰也落入本发明权利要求的保护范围内。
Claims (8)
1.一种蜗轮蜗杆设计分析方法，其特征在于，包括：
S1，获取设计的蜗轮蜗杆的原始参数；
S2，建立蜗轮蜗杆参数化几何模型并进行装配与运动仿真，模拟真实啮合过程，直至达到配合间隙要求并运动无干涉；
S3，将所述蜗轮蜗杆参数化几何模型导入ANSYS建立有限元分析模型后，对所述蜗轮蜗杆的啮合状态进行有限元仿真分析，计算出所述蜗轮蜗杆的齿面接触应力并根据所述齿面接触应力的分布判定易疲劳区域；
S4，将所述易疲劳区域的齿面接触应力与材料屈服应力进行比较，判断是否合格；
若否，转所述S1进行参数修改，若是，S5，根据Hertz碰撞理论，对所述蜗轮蜗杆进行刚体动力学分析，在不同转速下检测并输出所述蜗轮蜗杆在啮合过程中啮合力波动信息；
S6，判断所述啮合力波动信息是否超出波动阈值；
若是，转所述S1进行参数修改。
2.如权利要求1所述蜗轮蜗杆设计分析方法，其特征在于，在所述S6之后，还包括：
S7，所述啮合力波动信息在所述波动阈值内，对所述蜗轮蜗杆进行模态分析获得柔性体，计算所述蜗轮蜗杆的预定阶模态，在确定有效模态后，进行刚柔耦合动力学分析，再次得到所述蜗轮蜗杆的啮合力以及齿根应力。
3.如权利要求2所述蜗轮蜗杆设计分析方法，其特征在于，在所述S7之后，还包括：
S8，将所述刚柔耦合分析计算的啮合力与所述刚体分析计算的结果进行对比判断差值是否在阈值范围内，若是则说明所述蜗轮蜗杆参数化几何模型本阶段合格，否则转所述S1进行参数修改。
4.如权利要求3所述蜗轮蜗杆设计分析方法，其特征在于，在所述S8之后，还包括：
S9，将所述蜗轮蜗杆的刚柔耦合分析计算的齿根应力与所述有限元仿真分析获得的对应数据对比判断差值是否在阈值范围内，若是则说明所述蜗轮蜗杆参数化几何模型本阶段合格，否则转所述S1进行参数修改。
5.如权利要求4所述蜗轮蜗杆设计分析方法，其特征在于，所述S7包括：
在ANSYS中对所述蜗轮蜗杆进行模态分析，得到柔性体，计算所述蜗轮蜗杆前12阶模态，认定有效模态，将输出的模态中性文件导入ADAMS中进行刚柔耦合动力学分析。
6.如权利要求5所述蜗轮蜗杆设计分析方法，其特征在于，所述S5包括：利用SimDesigner转换所述蜗轮蜗杆几何模型模型在ADAMS中进行蜗轮蜗杆刚体动力学分析。
7.如权利要求6所述蜗轮蜗杆设计分析方法，其特征在于，所述S2包括：利用CATIA建立蜗轮蜗杆几何模型，并在所述CATIA进行装配与运动仿真。
8.如权利要求7所述蜗轮蜗杆设计分析方法，其特征在于，所述原始参数包括齿形参数、材料参数和工况参数。
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