基于ansys齒輪強(qiáng)度有限元研究

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1、基于ANSYS齒輪強(qiáng)度有限元研究　　摘要：通常在設(shè)計(jì)齒輪強(qiáng)度時(shí)，用齒輪作為懸臂梁，對(duì)齒面接觸強(qiáng)度和翅根彎曲強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)和校核。因?yàn)辇X輪有著極為復(fù)雜的受力和結(jié)構(gòu)形狀，特別是在進(jìn)行工作的時(shí)候常常會(huì)受到動(dòng)載的作用，同設(shè)想中梁承受靜載的狀況差距過大，造成很大的誤差，使結(jié)構(gòu)整體的應(yīng)力情況和變形無法反映出來。關(guān)鍵詞：ANSYS；齒輪強(qiáng)度；有限元分析中圖分類號(hào)：TH132文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A文章編號(hào)：1009-2374（2013）31-0062-02通常在設(shè)計(jì)齒輪強(qiáng)度選擇過程中，采取的多是人工方式進(jìn)行設(shè)計(jì)和齒輪強(qiáng)度校驗(yàn)，具體方法是材料力學(xué)，用齒輪作為懸臂梁，對(duì)齒面接觸強(qiáng)度和翅根彎曲強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)和校核。

2、接著利用所得的設(shè)計(jì)結(jié)果對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，同時(shí)將二維圖紙畫出來。1設(shè)計(jì)想法6實(shí)踐中可以看到，ANSYS技術(shù)對(duì)復(fù)雜實(shí)體建模表現(xiàn)出一定的局限性，一方面難以保證漸開線齒廓自身的形狀精確度，另一方面也不能完成參數(shù)化設(shè)計(jì)。對(duì)于Pro/E軟件而言，其可以有效解決這一問題，實(shí)現(xiàn)這一操作目標(biāo)；此外，與ANSYS之間的數(shù)據(jù)接口性能也比較好。筆者建議在Pro/E軟件應(yīng)用基礎(chǔ)上，建立一個(gè)精確度非常高的三維參數(shù)化圓柱齒輪模型，然后向ANSYS中導(dǎo)入Pro/E軟件得到的模型，對(duì)齒輪模態(tài)、靜態(tài)特性等進(jìn)行有限元分析，此時(shí)推土機(jī)的終傳齒輪自身的強(qiáng)度特性就可以得出，最后可以通過振型圖、應(yīng)用云圖以及變形云圖等方式和方法，

3、對(duì)分析結(jié)果進(jìn)行最為直接的顯示。2建模以筆者之見，齒輪模型建立只需將模數(shù)、齒數(shù)以及壓力角和螺旋角等齒輪參數(shù)整合，并對(duì)輪緣、輔板的厚度以及軸孔的半徑等參數(shù)進(jìn)行綜合考慮，便可以自動(dòng)生成齒輪。通過工具參數(shù)的應(yīng)用，可得出齒輪模數(shù)（M）以及壓力角、齒數(shù)Z、齒寬WIDTH、齒隙系數(shù)C、齒頂高系數(shù)HA這六個(gè)基本參數(shù)，同時(shí)將齒根圓DF、齒頂圓DA、基圓DB、分度圓D這四個(gè)基本圓參數(shù)定義出來，方便在下一步中控制大小使用關(guān)系式。這樣便生成了圖1的齒輪。為了方便導(dǎo)入ANSYS，要將文件另存成gear.igs。3分析彎曲強(qiáng)度3.1簡(jiǎn)化模型6在對(duì)齒輪變形和齒根應(yīng)力進(jìn)行有限元分析時(shí)，如若將研究對(duì)象選為齒輪整體，

4、那么就需要很高的計(jì)算機(jī)資源、很多的單元，還需要花費(fèi)過長的機(jī)時(shí)，并不能很好地影響到計(jì)算結(jié)果的精度，因此不可取。在齒輪進(jìn)行實(shí)際受載過程中，齒輪本身不會(huì)表現(xiàn)出絕對(duì)的剛性，與輪齒連接位置通常會(huì)產(chǎn)生不同程度的變形，然而距離齒根相對(duì)較遠(yuǎn)的一些地方，其變形量幾乎可以忽略不計(jì)，基于此，在對(duì)研究對(duì)象進(jìn)行選擇的過程中，可只選和輪齒靠近的分齒輪體。數(shù)據(jù)表明，分析齒輪強(qiáng)度時(shí)，研究對(duì)象分別選五齒模型、三齒模型、單齒模型，計(jì)算得到的誤差小于2%。3.2網(wǎng)格劃分和單元類型依照計(jì)算對(duì)精度的要求，通過對(duì)經(jīng)濟(jì)性、集體對(duì)象狀況以及計(jì)算機(jī)自身的容量和是否適合程序因素等，進(jìn)行全面的分析和研究，從中選擇較為合適的單元形式。實(shí)

5、踐中，為有效減少計(jì)算量、提高計(jì)算精度，建議利用八節(jié)點(diǎn)四面體單元的Solid45進(jìn)行設(shè)計(jì)和操作。對(duì)于齒輪劃分技術(shù)而言，其應(yīng)當(dāng)選擇適應(yīng)性較強(qiáng)的一些網(wǎng)格形式，其中可劃分的單元數(shù)量為11801，并且包括的節(jié)點(diǎn)數(shù)量大約有3361個(gè)。3.3確定邊界條件實(shí)踐中，筆者采用的是在齒輪底面、兩齒的側(cè)面位置適當(dāng)?shù)厥┘庸潭s束力的方法，對(duì)全部的自由度施加限制的現(xiàn)代模型形式。3.4載荷的確定在對(duì)強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算時(shí)，常常選擇分析對(duì)載荷作用最不利的點(diǎn)。選一對(duì)齒輪的端面，端面基圓齒距用Pb1表6示，實(shí)際嚙合線表示為AB。B點(diǎn)為齒輪2單對(duì)齒嚙合區(qū)上界線點(diǎn)，也是齒輪1單對(duì)齒嚙合線的下界線點(diǎn)。從實(shí)際操作情況來看，上述兩齒輪

6、對(duì)兩對(duì)齒輪嚙合區(qū)齒輪上產(chǎn)生的載荷進(jìn)行分擔(dān)。在一對(duì)齒輪中，齒頂發(fā)生齒輪嚙合時(shí)，雖為最大彎曲力臂，但并非最大齒根彎矩。當(dāng)單對(duì)齒嚙合區(qū)中的齒輪實(shí)際嚙合過程中，就會(huì)大幅度減小彎曲力臂，此時(shí)載荷集中在同一個(gè)齒輪上。當(dāng)單對(duì)齒嚙合區(qū)位置的上界點(diǎn)受到載荷作用時(shí)，不可避免地會(huì)產(chǎn)生非常大的齒根彎矩?；诖耍瑧?yīng)當(dāng)將該點(diǎn)視為強(qiáng)度計(jì)算齒根最不利的受載位置，所以，B點(diǎn)為載荷作用最不利的作用點(diǎn)。通過主輪的轉(zhuǎn)速、輸入功率計(jì)算，可得出彎矩大?。═），也可得出齒輪法向載荷大小。將法向載荷轉(zhuǎn)為節(jié)點(diǎn)力（Fx、Fy），然后在有限元模型上表現(xiàn)出來。3.5齒輪有限元計(jì)算在模塊分析過程中，尤其是ANSYS里的結(jié)構(gòu)靜力選擇過程中，

7、將有限元程序運(yùn)行。處理器會(huì)將各種云圖，各個(gè)方向上每個(gè)節(jié)點(diǎn)的位移、應(yīng)力等數(shù)據(jù)提供給我們，同時(shí)將整個(gè)輪齒的變形分布和應(yīng)力直觀、清晰地反映出來。4分析有限元計(jì)算的結(jié)果6通過應(yīng)力云圖進(jìn)行分析，處于最不利的負(fù)荷條件下，其齒輪產(chǎn)生的組大位移大約在1.85毫米范圍之內(nèi)，齒頂24號(hào)節(jié)點(diǎn)上也會(huì)出現(xiàn)這一現(xiàn)象，各節(jié)點(diǎn)靠近齒頂上的相對(duì)位移都非常的大。在齒根的778號(hào)節(jié)點(diǎn)發(fā)生了最大的相當(dāng)應(yīng)力672.3MPa，各節(jié)點(diǎn)在靠近齒根的地方也有較大的應(yīng)力。通過對(duì)應(yīng)力云圖分析可知，在齒根的778號(hào)節(jié)點(diǎn)發(fā)生