高宏興,周紅梅,洪雪波
(寧波東力股份有限公司,浙江 寧波 315033)
齒輪箱疲勞壽命是關(guān)系到齒輪箱整體壽命的一個最重要的問題。疲勞強(qiáng)度直接影響整個風(fēng)電齒輪箱的使用壽命,提前對齒輪箱這一關(guān)鍵零部件進(jìn)行疲勞評估,可以有效預(yù)防齒輪箱發(fā)生疲勞失效。
為了能準(zhǔn)確得到極限載荷在行星架上的力和力矩的分配,我們在RomaxWind12.6.3 中建立整個傳動系統(tǒng)模型,導(dǎo)入主軸、行星架、扭力臂、箱體的有限元模型,并考慮齒輪箱彈性支撐剛度,如圖1 所示。通過RoamxWind 的計算分析,得到行星架上各處的受力情況和邊界條件,可以導(dǎo)出為ANSYS 的*.CDB 格式文件。

圖1 傳動系統(tǒng)模型
疲勞計算需要靜態(tài)計算結(jié)果,為了計算的準(zhǔn)確性,同樣采用RomaxWind12.6.3、ANSYS12.1 來分析。疲勞損傷由FE-safe 計算。計算中讀入FE-safe 中進(jìn)行計算的應(yīng)力張量,主要分為:模型在六自由度載荷下的應(yīng)力張量和由收縮盤引起的應(yīng)力張量兩部分。
設(shè)定六種載荷工況FX1、FY1、FZ1、MX1、MY1、MZ1,每種工況只施加一種載荷,如表1。

表1 載荷工況

圖2 ANSYS 求解得到6 種工況結(jié)果
在RomaxWind 中完成載荷定義后計算,導(dǎo)出六種工況的*.CDB 格式文件。在ANSYS 中進(jìn)行求解引出的*.CDB 文件,分別得到6 種工況的結(jié)果文件。
根據(jù)主軸與行星架配合建模得到行星架的壓力結(jié)果如圖3 所示。

圖3 由收縮盤引起的應(yīng)力
由于在有限元計算中,已經(jīng)求得了七種工況下單一載荷的結(jié)果文件。依據(jù)原理是線形靜態(tài)理論[1],得到單位載荷。收縮盤的壓力在運(yùn)行中是不變的,所以結(jié)果不變,在載荷曲線中設(shè)為1。用載荷歷程數(shù)據(jù)乘以單位載荷,得到每個載荷的歷程數(shù)據(jù)。圖4 顯示了一個工況的10 min載荷曲線的例子。

圖4 一種工況下10 min 載荷曲線
每個工況的循環(huán)次數(shù)統(tǒng)計如表2所示。

表2 工況循環(huán)次數(shù)統(tǒng)一
行星架材料為G18CrNiMo7 -6,并引入厚度修正材料強(qiáng)度。彈性模量為1.78×105MPa,屈服強(qiáng)度為630 MPa,極限強(qiáng)度為850 MPa,密度為7 800 kg/m3,泊松比為0.3。
在FE-safe 中輸入抗拉強(qiáng)度、彈性模量、泊松比后生成G18CrNiMo7-6 材料來產(chǎn)生所需要的S-N 曲線,系統(tǒng)根據(jù)材料類型自動選擇平均應(yīng)力修正準(zhǔn)則。
光潔度影響:依據(jù)設(shè)計模型圖紙,計算中采用的粗糙度范圍為Ra1.6~Ra4.0。該粗糙度范圍在FE-SAFE 軟件中進(jìn)行指定。由于采用鑄鋼,只有部分加工面加工,其余部分不加工,根據(jù)下圖,得到kt=1.165,這樣設(shè)定的kt對于加工面是保守的。

圖5 FE-SAFE 軟件中粗糙度影響分析
風(fēng)電齒輪箱行星架的設(shè)計壽命要求為20 a。

圖6 壽命分析示意圖
由圖6 可以看出整個行星架壽命(循環(huán)次數(shù))的對數(shù)值最小為1.887,出現(xiàn)在行星架前部與主軸連接處,疲勞壽命N=101.887×20=1 542 a,滿足運(yùn)行壽命要求。
利用RomaxWind 軟件和FE-safe 軟件組合使用,完成風(fēng)電齒輪箱行星架的疲勞壽命分析,得出了風(fēng)電齒輪箱行星架的疲勞強(qiáng)度。利用RomaxWind 軟件可以方便準(zhǔn)確得到齒輪箱載荷數(shù)據(jù),該數(shù)據(jù)考慮了齒輪箱各零部件的變形情況和載荷不均勻分布。該疲勞強(qiáng)度分析結(jié)果具有很高的準(zhǔn)確率,具有實際應(yīng)用價值。
[1]姚衛(wèi)星.結(jié)構(gòu)疲勞壽命分析[M].北京:國防工業(yè)出版社,2004.
[2]BS EN 10340-2007 Steel castings for structural uses[S].