一種齒輪齒根彎曲疲勞壽命預測方法

時宏森，唐 超，蔡大靜

(貴州航天林泉電機有限公司，貴州 貴陽 550081)

在日益嚴酷的市場競爭中，產(chǎn)品的使用壽命和可靠性成為人們越來越關注的焦點。每年因結(jié)構(gòu)疲勞失效導致大量產(chǎn)品在其服役期內(nèi)報廢，且由于疲勞失效而造成的特重大事故也時有發(fā)生。在傳統(tǒng)機械零件的設計過程中，機械產(chǎn)品的疲勞壽命通常是通過一定量物理樣機的耐久試驗得到的，不但試驗周期長，耗資巨大，且疲勞試驗結(jié)果存在很大的分散性，影響因素眾多。

齒輪是傳動機構(gòu)中常用的典型元件，也是關鍵零件。齒輪的壽命決定了傳動機構(gòu)的壽命。齒輪失效，可分為齒根彎曲斷裂和齒面損傷兩大類。本文主要考慮齒輪齒根的彎曲疲勞斷裂及其相應的壽命預測方法。

1 某型電動機構(gòu)齒輪輪齒壽命預測

某型電動機構(gòu)外形輪廓如圖1所示。該型電動機構(gòu)主要由電動機、多級齒輪減速器、輸出軸、輸出搖臂以及安裝支架等組成。其中，減速器由一級平行軸圓柱齒輪傳動加三級串聯(lián)式行星齒輪組成。

圖1 某型電動機構(gòu)三維剖視圖

1.1 構(gòu)建輪齒材料的S-N曲線

輪齒材料為38CrMoAlA，從材料手冊[1]中可知，材料38CrMoAlA的強度極限σb=980 MPa，光滑試樣(kt=1)的旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞極限σ-1約為520 MPa。缺口試樣(kt=2.4)的疲勞極限約為320 MPa。

在103次循環(huán)處，按照Robert C. Juvill等的建議，疲勞強度σ103約為[2]：

σ103=0.9σb=0.9×980=882 (MPa)

(1)

在長壽命、高周疲勞范圍可構(gòu)建材料的S-N曲線(見圖2)。中值S-N曲線在雙對數(shù)坐標中近似為一條直線，滿足直線關系式：

圖2 材料38CrMoAlA的S-N曲線

N=aS-b

(2)

取對數(shù)

logN=loga-blogS

(3)

圖2中，直線AB通過點A(103, 882 MPa)、B(107, 520 MPa)，則可得到系數(shù)

a=1054.331=2.142×1054

所以，材料的S-N曲線的數(shù)學表達式為：

N=2.142×1054S-17.43

(4)

同理，可構(gòu)建應力集中系數(shù)kt=2.4的直線AC的數(shù)學表達式。

1.2 構(gòu)建齒輪輪齒的S-N曲線

材料的S-N曲線一般都是基于光滑、拋光小試樣進行試驗得到的。真實構(gòu)件的S-N曲線與構(gòu)件的形狀、構(gòu)件的尺寸、表面加工質(zhì)量、使用條件以及外界環(huán)境等因素都有直接關系，必須考慮這些綜合因素的影響。

1.2.1 考慮齒形形狀影響(應力集中系數(shù)kt)的齒輪彎曲疲勞極限

真實構(gòu)件的形狀主要是考慮真實結(jié)構(gòu)的不連續(xù)性，即存在應力集中。在齒輪齒根處，過渡圓角r的大小會影響應力集中的程度，過渡圓角r越小，應力集中程度越高。模數(shù)m=0.4 mm的齒形齒根應力集中系數(shù)計算示意圖如圖3所示。按照早期的Earle Buckingham以及近期的Peterson等推薦的經(jīng)驗公式，參照圖3，可以確定齒根應力集中系數(shù)。

a) 齒形應力集中系數(shù)

對于20°壓力角的齒形，Peterson推薦的應力集中系數(shù)經(jīng)驗公式為[3-4]：

(5)

按照已有的38CrMoAlA材料試驗數(shù)據(jù)，光滑試樣(kt=1)的旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞極限σ-1約為520 MPa，缺口試樣(kt=2.4)的疲勞極限約為320 MPa。可根據(jù)線性插值應力集中系數(shù)kt=2.49所對應的疲勞極限：

得到：σkt=2.49=312.5 MPa。所以，考慮應力集中的影響，將模數(shù)m=0.4 mm的齒形疲勞極限修正為312.5 MPa。

1.2.2 輪齒構(gòu)件尺寸影響系數(shù)εσ

在疲勞試驗機上試驗的試樣直徑通常為6～10 mm，而一般零件的尺寸與試樣有很大差別。根據(jù)疲勞理論，在相同的名義應力水平下，大尺寸構(gòu)件的高應力區(qū)域大于小尺寸的高應力區(qū)域，所以大尺寸構(gòu)件的疲勞壽命小于小尺寸構(gòu)件的疲勞壽命。

根據(jù)輪齒的齒寬2.3 mm、齒厚0.646 mm，按照矩形截面的尺寸修正因子公式，計算有效直徑[5]：

(6)

所以，尺寸修正系數(shù)εσ為

(7)

1.2.3 輪齒表面加工質(zhì)量影響系數(shù)β

材料疲勞試件的表面都是經(jīng)過拋光處理的，表面質(zhì)量較高。考慮制造成本，實際服役零件的表面一般不可能都經(jīng)過拋光處理，粗糙的表面相當于存在很多微小缺口，即結(jié)構(gòu)缺陷(裂紋源)，在零件承受交變載荷時就會產(chǎn)生應力集中。根據(jù)齒輪加工方式，選擇相應的機械加工表面質(zhì)量系數(shù)[6]，計算表面質(zhì)量影響系數(shù)：

(8)

式中，Sut是材料的拉伸極限強度，單位為MPa。

綜上所述，考慮齒形的應力集中、尺寸效應以及表面加工質(zhì)量等因素，齒輪輪齒的疲勞極限為[7-8]：

σ齒輪=312.5·εσ·β=312.5×1.26×0.726 9=286.22 (MPa)

(9)

至此，可以構(gòu)建齒輪輪齒的S-N曲線(見圖4)，該曲線經(jīng)過A(103, 882 MPa)、D(107, 286.22 MPa)。

圖4 模數(shù)m=0.4 mm輪齒的S-N曲線

1.3 齒輪服役工況下的應力計算

應用有限元軟件ANSYS Workbench，可以實現(xiàn)齒輪嚙合瞬態(tài)動力學仿真，獲得輪齒嚙合運行工作狀態(tài)下準確的動態(tài)應力/應變-時間歷程響應。以第1級展開式圓柱直齒輪為例，主要計算過程如下。

1.3.1 齒輪結(jié)構(gòu)簡化及網(wǎng)格劃分

真實的齒輪結(jié)構(gòu)，細節(jié)特征眾多，應對齒輪結(jié)構(gòu)進行合理的簡化，以便實現(xiàn)高質(zhì)量的網(wǎng)格劃分及仿真計算。

1.3.2 邊界條件設置

瞬態(tài)動力學仿真能很好地模擬齒輪嚙合的動態(tài)過程，包括啟動瞬間的加速沖擊，所以轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩邊界條件都考慮瞬態(tài)沖擊的影響，采用斜坡加載，加速時間為5 ms。

1.3.3 瞬態(tài)動力學分析設置

齒輪嚙合瞬態(tài)動力學仿真，涉及輪齒接觸摩擦、大轉(zhuǎn)動大變形以及材料塑性變形等非線性效應，所以瞬態(tài)動力學仿真面臨的最大挑戰(zhàn)就是計算的收斂性，應重點考慮如下幾個方面：1)接觸表面網(wǎng)格的精細化；2)打開大變形、大轉(zhuǎn)動開關；3)材料的非線性效應；4)載荷采用斜坡加載；5)積分時間步長Δt的正確設置。

根據(jù)結(jié)構(gòu)動力學理論[9]，當積分時間步長Δt≤T/20時，Newmark法的計算結(jié)果與解析解的誤差小于5%，其中，T為結(jié)構(gòu)的自振周期。

1.3.4 有限元計算結(jié)果

齒輪嚙合瞬態(tài)動力學應力計算結(jié)果如圖5所示。從應力-時間響應歷程曲線可以看出，輪齒最大應力隨著齒輪嚙合呈周期性變化，符合齒輪嚙合一般規(guī)律，說明有限元仿真結(jié)果體現(xiàn)了齒輪嚙合單齒受力呈周期性的特點。局部放大最大應力區(qū)域所在位置，結(jié)果如圖6所示。

圖5 齒輪嚙合等效應力-時間歷程曲線

從最大應力的局部放大圖(圖6)中可以看到，最大應力主要分布在齒形接觸表面、齒根等位置。決定齒輪彎曲疲勞強度的是齒根過渡圓角處的彎曲應力，由于齒根過渡圓角處存在應力集中，局部應力提高。從齒根圓角處的等效應力圖中提取拉伸側(cè)的齒根圓角等效應力值174.46 MPa。根據(jù)該型電動機構(gòu)使用過程中雙向嚙合-44°～+65°的特點，兩側(cè)齒面均循環(huán)重復受載，屬于對稱循環(huán)載荷，平均應力等于0，所以不用考慮平均應力的影響。

綜上所述，齒輪嚙合對稱循環(huán)受載，具有如下的循環(huán)參數(shù)：最大應力σmax=174.46 MPa，最小應力σmin=-174.46 MPa，平均應力σmean=0 MPa。

結(jié)合38CrMoAlA材料以及輪齒的S-N曲線可見，局部最大應力為174.46 MPa，小于輪齒疲勞極限286.22 MPa(且未考慮應力集中的影響，未將局部應力轉(zhuǎn)化為對應的名義應力S)，所以第1級圓柱齒輪理論上能長期使用，不會發(fā)生輪齒彎曲斷裂現(xiàn)象，能滿足該型電動機構(gòu)設計使用壽命270 000次循環(huán)的要求。

1.3.5 減速器末級行星齒輪壽命預測

該型電動機構(gòu)的第2、3、4級傳動均為行星齒輪傳動，且減速比相同，均為6.35。除了第4級行星齒輪的齒寬為9 mm，第2、3級齒寬均為2.3 mm以外，各級行星齒輪結(jié)構(gòu)形式均相同。按照減速器的能量轉(zhuǎn)換特點，末級轉(zhuǎn)速最低，輸出轉(zhuǎn)矩最大，對末級行星減速齒輪進行相應的計算，計算結(jié)果見表1。

表1 行星齒輪齒根局部應力及其轉(zhuǎn)換名義應力

由于輪齒齒根處存在應力集中，按1.2.1節(jié)確定的應力集中系數(shù)2.49，將局部應力轉(zhuǎn)換為名義應力：

655.83/2.49=263.38 (MPa)

477.74/2.49=191.86 (MPa)

389.39/2.49=156.38 (MPa)

由于263.38 MPa<286.22 MPa，即太陽輪齒根最大名義應力263.38 MPa小于齒根疲勞極限286.22 MPa，所以行星齒輪能夠長期使用，不會發(fā)生輪齒彎曲斷裂，滿足該型電動機構(gòu)設計使用壽命270 000次的要求。

2 試驗驗證情況

針對該型電動機構(gòu)設計壽命270 000次循環(huán)的要求，開展了實物試驗(見圖7)。試驗設備主要由測試臺、負載裝置、計數(shù)器、控制電路以及試驗產(chǎn)品等組成。考慮試驗成本及試驗周期，試驗件只加工了3套合格產(chǎn)品。

圖7 試驗裝置

經(jīng)過耐久疲勞試驗，3套試驗產(chǎn)品均通過了270 000次循環(huán)壽命的試驗考核，傳動系統(tǒng)無故障，齒輪輪齒無斷裂現(xiàn)象發(fā)生，結(jié)構(gòu)安全可靠。限于試驗件只有3件，不能進行疲勞壽命的概率統(tǒng)計分析[10]。

按照各級齒輪的理論壽命預測，齒輪齒根彎曲壽命均低于疲勞極限286.22 MPa，理論上可以無限次使用，3套試驗件的試驗結(jié)果也論證了理論計算的正確性，說明本文采用的疲勞壽命預測方法具有一定的可信度，可以作為齒輪齒根彎曲疲勞壽命預測的參考。

3 結(jié)語

通過對某型電動機構(gòu)傳動系統(tǒng)齒輪嚙合的瞬態(tài)動力學仿真，得到齒輪運行工況下的應力-時間響應歷程曲線。進一步結(jié)合材料的S-N曲線，并考慮齒形的應力集中系數(shù)、尺寸效應系數(shù)，以及齒輪表面加工質(zhì)量系數(shù)等因素的影響，得到齒輪的修正S-N曲線。將齒形根部的局部應力通過應力集中系數(shù)轉(zhuǎn)換到對應的名義應力，就可以對標齒輪修正的S-N曲線，得到齒輪的齒根彎曲疲勞壽命N。最后，結(jié)合產(chǎn)品實物試驗，驗證了齒輪齒根彎曲疲勞壽命計算方法的準確性，可以將該方法推廣應用于其他機械產(chǎn)品的疲勞壽命預測。