風電齒輪箱齒輪傳動系統(tǒng)非線性因素影響分析
發(fā)布時間：2019-08-29 11:45
【摘要】：針對風力發(fā)電機齒輪箱在實際風場中工況復雜的問題,采用集中質(zhì)量參數(shù)法建立了風電齒輪箱傳動系統(tǒng)高速級齒輪滾動軸承耦合動力學模型,考慮了傳動系統(tǒng)的綜合嚙合剛度、誤差激勵、齒面?zhèn)认逗洼S承徑向剛度等非線性影響因素,對1.5 MW風力機齒輪箱傳動系統(tǒng)的非線性動力學模型進行了仿真計算分析.采用Runge-Kutta法對模型進行求解得到傳動系統(tǒng)的時域波形和幅頻響應.結(jié)果表明:較小齒面?zhèn)认稌瓜到y(tǒng)出現(xiàn)較大振動響應,隨著齒面?zhèn)认对龃?系統(tǒng)振動位移減小,會導致系統(tǒng)從周期走向混沌響應;軸承游隙的存在使系統(tǒng)產(chǎn)生混沌響應,呈現(xiàn)出非周期的特征.
【圖文】：
酆峽悸竅?統(tǒng)內(nèi)外激勵以及齒輪和軸承耦合對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響，采用集中質(zhì)量參數(shù)法建立了傳動系統(tǒng)齒輪滾動軸承耦合非線性動力學模型，采用4階變步長Ｒunge-Kutta法對系統(tǒng)進行數(shù)值求解，分析了齒輪嚙合剛度、誤差激勵、齒面?zhèn)认逗洼S承游隙等非線性因素對傳動系統(tǒng)動態(tài)特性的影響，相關結(jié)論為其他齒輪傳動系統(tǒng)的動力學分析和動態(tài)設計提供理論依據(jù)．1齒輪滾動軸承耦合動力學模型1.1齒輪副動力學模型忽略輪齒齒面間的滑動摩擦、傳動軸的扭轉(zhuǎn)和彎曲變形，僅考慮齒輪的扭轉(zhuǎn)振動，建立一對圓柱齒輪副嚙合動力學模型，如圖1所示．其中齒面?zhèn)认稙?b;主、被動齒輪的基圓半徑分別是rb1、rb2;θi為主、被動齒輪的扭轉(zhuǎn)振動位移;Ii為主、被動齒輪的轉(zhuǎn)動慣量;T1、T2為作用在主、被動齒輪的轉(zhuǎn)動力矩;ct1、ct2分別為主、被動齒輪的粘性阻尼系數(shù);kt1、kt2分別為主、被動齒輪的彈簧剛度．圖1齒輪副扭轉(zhuǎn)振動分析模型Fig.1Torsionalvibrationanalysismodelforgearpair根據(jù)拉格朗日方程推導齒輪副系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動方程為I1θ¨1+ct1θ·1+kt1θ1=T1－rb1Fm(1)I2θ¨2+ct2θ·2+kt2θ2=－T2+rb2Fm(2)式中，F(xiàn)m為齒輪副動態(tài)嚙合力，表示沿齒面接觸線上分布的動態(tài)嚙合力，作用在齒寬中央，根據(jù)粘彈性理論，其表達式為Fm=cmδ·+kmδ(3)式中:cm為齒輪嚙合的嚙合阻尼，由于阻尼本身的復雜性，常采用線性阻尼模型模擬計算;km為齒輪嚙合的綜合嚙合剛度，取其平均嚙合剛度，不考慮嚙合側(cè)隙、嚙合摩擦力及嚙合線位置的變化．齒輪輪齒嚙合過程中輪齒對數(shù)隨時間作周期變化，同時輪齒在從齒根到齒頂嚙
為主動齒輪的轉(zhuǎn)速，z1為主動齒輪的齒數(shù);φe為初始相位角．齒輪精度取為6級，相關參數(shù)可按照GB/T10095-1988計算．定義δ為齒輪副沿嚙合線上的動態(tài)傳遞誤差，即系統(tǒng)中兩個旋轉(zhuǎn)位移的差，則相對位移表示為δ=rb1θ1－rb2θ2－e(t)(5)假定齒面?zhèn)认毒哂袑ΨQ性，用分段函數(shù)描述齒面?zhèn)认�，則單對齒輪副系統(tǒng)的間隙非線性函數(shù)［12］表示為f(δ)=δ－s詁(δ＞s詁)0(－s詁≤δ≤s詁)δ+s詁(δ＜－s詁{)(6)式中，s詁為相對于剛度轉(zhuǎn)折點的相對位移．非線性位移函數(shù)曲線如圖2所示，由于齒輪副動力學系統(tǒng)初值的選取不同，系統(tǒng)可能出現(xiàn)3種不同的狀態(tài):當δmax＜－b或δmin＞b時，系統(tǒng)處于非沖擊狀態(tài)(嚙合輪齒不分離);當δmin＜－b且－b＜δmax＜b或－b＜δmin＜b且δmax＞b時，系統(tǒng)處于單邊沖擊狀態(tài)(輪齒分離，但僅在嚙合表面單邊沖擊);當δmin＜－b且δmax＞b時，系統(tǒng)呈現(xiàn)雙邊沖擊狀態(tài)(輪齒不分離，同時在驅(qū)動齒面和齒背雙邊沖擊)．圖2非線性位移函數(shù)曲線Fig.2Nonlineardisplacementfunctioncurve在建立動力學方程時，傳動系統(tǒng)各個自由度方向上的等效質(zhì)量、等效剛度由齒輪和軸的質(zhì)量及剛度決定，采用彈簧和阻尼器模擬軸承的剛度和阻尼，，齒輪嚙合參數(shù)用彈簧和阻尼器進行模擬，得到系統(tǒng)的非線性動力學方程為I1θ¨1+ct1θ·1+rb1cm(rb1θ·1－rb2θ·2－
本文編號：2530502
【圖文】：
酆峽悸竅?統(tǒng)內(nèi)外激勵以及齒輪和軸承耦合對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響，采用集中質(zhì)量參數(shù)法建立了傳動系統(tǒng)齒輪滾動軸承耦合非線性動力學模型，采用4階變步長Ｒunge-Kutta法對系統(tǒng)進行數(shù)值求解，分析了齒輪嚙合剛度、誤差激勵、齒面?zhèn)认逗洼S承游隙等非線性因素對傳動系統(tǒng)動態(tài)特性的影響，相關結(jié)論為其他齒輪傳動系統(tǒng)的動力學分析和動態(tài)設計提供理論依據(jù)．1齒輪滾動軸承耦合動力學模型1.1齒輪副動力學模型忽略輪齒齒面間的滑動摩擦、傳動軸的扭轉(zhuǎn)和彎曲變形，僅考慮齒輪的扭轉(zhuǎn)振動，建立一對圓柱齒輪副嚙合動力學模型，如圖1所示．其中齒面?zhèn)认稙?b;主、被動齒輪的基圓半徑分別是rb1、rb2;θi為主、被動齒輪的扭轉(zhuǎn)振動位移;Ii為主、被動齒輪的轉(zhuǎn)動慣量;T1、T2為作用在主、被動齒輪的轉(zhuǎn)動力矩;ct1、ct2分別為主、被動齒輪的粘性阻尼系數(shù);kt1、kt2分別為主、被動齒輪的彈簧剛度．圖1齒輪副扭轉(zhuǎn)振動分析模型Fig.1Torsionalvibrationanalysismodelforgearpair根據(jù)拉格朗日方程推導齒輪副系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動方程為I1θ¨1+ct1θ·1+kt1θ1=T1－rb1Fm(1)I2θ¨2+ct2θ·2+kt2θ2=－T2+rb2Fm(2)式中，F(xiàn)m為齒輪副動態(tài)嚙合力，表示沿齒面接觸線上分布的動態(tài)嚙合力，作用在齒寬中央，根據(jù)粘彈性理論，其表達式為Fm=cmδ·+kmδ(3)式中:cm為齒輪嚙合的嚙合阻尼，由于阻尼本身的復雜性，常采用線性阻尼模型模擬計算;km為齒輪嚙合的綜合嚙合剛度，取其平均嚙合剛度，不考慮嚙合側(cè)隙、嚙合摩擦力及嚙合線位置的變化．齒輪輪齒嚙合過程中輪齒對數(shù)隨時間作周期變化，同時輪齒在從齒根到齒頂嚙
為主動齒輪的轉(zhuǎn)速，z1為主動齒輪的齒數(shù);φe為初始相位角．齒輪精度取為6級，相關參數(shù)可按照GB/T10095-1988計算．定義δ為齒輪副沿嚙合線上的動態(tài)傳遞誤差，即系統(tǒng)中兩個旋轉(zhuǎn)位移的差，則相對位移表示為δ=rb1θ1－rb2θ2－e(t)(5)假定齒面?zhèn)认毒哂袑ΨQ性，用分段函數(shù)描述齒面?zhèn)认�，則單對齒輪副系統(tǒng)的間隙非線性函數(shù)［12］表示為f(δ)=δ－s詁(δ＞s詁)0(－s詁≤δ≤s詁)δ+s詁(δ＜－s詁{)(6)式中，s詁為相對于剛度轉(zhuǎn)折點的相對位移．非線性位移函數(shù)曲線如圖2所示，由于齒輪副動力學系統(tǒng)初值的選取不同，系統(tǒng)可能出現(xiàn)3種不同的狀態(tài):當δmax＜－b或δmin＞b時，系統(tǒng)處于非沖擊狀態(tài)(嚙合輪齒不分離);當δmin＜－b且－b＜δmax＜b或－b＜δmin＜b且δmax＞b時，系統(tǒng)處于單邊沖擊狀態(tài)(輪齒分離，但僅在嚙合表面單邊沖擊);當δmin＜－b且δmax＞b時，系統(tǒng)呈現(xiàn)雙邊沖擊狀態(tài)(輪齒不分離，同時在驅(qū)動齒面和齒背雙邊沖擊)．圖2非線性位移函數(shù)曲線Fig.2Nonlineardisplacementfunctioncurve在建立動力學方程時，傳動系統(tǒng)各個自由度方向上的等效質(zhì)量、等效剛度由齒輪和軸的質(zhì)量及剛度決定，采用彈簧和阻尼器模擬軸承的剛度和阻尼，，齒輪嚙合參數(shù)用彈簧和阻尼器進行模擬，得到系統(tǒng)的非線性動力學方程為I1θ¨1+ct1θ·1+rb1cm(rb1θ·1－rb2θ·2－
本文編號：2530502
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