五、水平井钻具的受力分析
水平井钻具的受力分析是一个比较复杂的力学问题，在水平井摩阻与扭矩分析和计算的基础上，我们可以定性的分析在一定井眼条件和一定钻井参数情况下，不同钻具组合对井眼轨迹控制的能力。
钻柱与井壁产生的摩阻和扭矩, 用滑动摩擦理论计算如下:
Ｆ ＝μ×Ｎ
Ｔr ＝μ×Ｎ×Ｒ
式中:Ｆ 一 摩擦力
μ 一 摩擦系数
Ｎ 一 钻柱和井壁间的正压力
Ｒ 一 钻柱的半径
Ｔr 一 摩擦扭矩
从上式可以看出，μ 和 N 是未知数，通过大量现场数据的回归计算求出：μ＝0.21（钻柱与套管）
μ＝0.28～0.3（钻柱与裸眼）
同时我们对正压力也进行了分析和计算。
1、 正压力大小的计算
(1) 弯曲井眼内钻具重量和井眼曲率引起的正压力Ｎ1
现有的摩阻和扭矩计算模式是根据"软绳"假设建立起来的，即钻具的刚度相对于井眼曲率可忽略不计．设一弯曲井眼上钻柱单位长度的重量为Ｗ，两端的平均井斜角为Ｉ，两端的平均方位角为 A 。
如果假定Ｙ轴在垂直平面内,?Ｘ轴在侧向平面内,把Ｎ1沿Ｘ和Ｙ轴分解,则: Ｎ1y=Ｔ×sin Ｉ + Ｗ×sin Ｉ
Ｎ1x=Ｔ×sin Ａ×sin Ｉ
(2) 钻柱弯曲产生的弯曲正压力Ｎ2
钻柱通过弯曲井段时,由于钻柱的刚性和钻柱的弯曲,便产生了一种附加的正压力Ｎ2。如图所示:
Ｒ ＝ 18000/Ｋ/pi (m)
Ｌ ＝ Ｒ×2×Φ
Φ ＝ 2×Ｌ/Ｒ
Ｌ1 ＝ 2×Ｒ×sin Φ (m)
根据力学原理:
Ｍ ＝ Ｅ×Ｉm ×Ｋ/18000*pi
Ｍ ＝ Ｎ2×(Ｌ1/2)-Ｔ×Ｌ1×sin Φ
则有:
Ｎ2 ＝ 2×Ｔ×sin Φ +2×Ｅ×Ｉm ×Ｋ/1719×Ｌ1
这里:
Ｋ － 井眼曲率 (°/100米)
Ｌ － 井段长度 (米)
Ｌ1 － Ｌ的直线长度 (米)
I
A T SINi w I T N sin sin )sin (1??+?+?=
Ｎ2 －附加正压力 (KN)
Ｅ－弹性模量 (KN/m)
Ｉm －截面惯性矩 (m^4)
2、摩擦系数的确定
在设计一口水平井时,我们可以利用邻井摩擦系数来预算摩阻和扭矩。在实钻过程也可以实求摩擦系数的大小,其方法如下:
(1)?用转盘钻至某一井深时,均匀反复上提下放活动钻具,记录上提悬重Ｑ上和下放悬重Ｑ下。
(2) 在同一井深，转动钻具，记录此时的悬重Q转。
(3) 上提摩擦力Ｆ上=Ｑ上-Ｑ转,
下放摩擦力Ｆ下=Ｑ下-Ｑ转。
(4) 计算出相应井深的上提正压力Ｎ上和下放正压力Ｎ下。
(5) 求上提／.下放摩阻系数μ上和μ下:
μ上＝Ｆ上/Ｎ上＝(Ｑ上-Ｑ转)/ Ｎ上
μ下＝Ｆ下/Ｎ下＝(Ｑ下-Ｑ转)/ Ｎ下
水平井摩阻和扭矩的计算:
在确定了正压力的大小和摩擦系数的大小以后,?就可对水平井的摩阻和扭矩进行计算。
拉力增量 T＝W×cosI ±μ×N
扭矩增量 Tr＝μ×N×R
起钻时:
T2＝T1+W×cosI + μ×N
下钻时:
T2＝T1+W×cosI - μ×N
钻具只转动时:
T2＝T1+W×cosI
Tr2＝Tr1+ μ×N×R
使用上面的计算模式，我们编制了摩阻扭矩的计算机程序。该程序主要有两种工作方式，即摩阻扭矩计算方式和确定摩阻系数计算方式。在确知摩擦系数的前提下，可对摩阻扭矩进行钻前预测和实钻校正，在这一过程中，可对各种水平井不同井段工作情况的钻具组合进行受力分析，由此可进行钻柱设计。在实钻过程中，也可根据实测的摩阻值反推摩擦系数。
力学分析模式建立起来后，我们对其正确性进行了验证。在现场施工过程中，我们将理论悬重等计算值与现场实测值进行比较，其结果比较接近，误差仅为 1～2 % 左右，说明这一模式能够较准确地反映出长、中半径水平井的钻具受力的情况。
3、水平井钻具的力学分析
使用该计算模式和计算机程序可对长、中半径水平井的各种钻具组合及各种工作状态进行力学分析。这一工作可以作为组合下井钻具的理论依据，也可以在实际井眼轨迹控制过程中进行现场分析，具体讲来，可分为下面几种情况。
A、起下钻工作状态：
可以对给定井深、给定钻具结构在起下钻过程进行力学分析，包括起下钻过程中钻柱在各处所受的轴向载荷、正压力、摩阻。这些分析可以用绘图或列表的形式表示出来。
B、转盘钻进工作状态：
在转盘旋转钻进时，可以对给定井深、钻具结构、钻井参数条件下的钻柱进行力学分析，其中包括钻柱在各处所受的张力、正压力、扭矩。分析结果可以用绘图或列表的形式表示出来。
C、动力钻具钻进工作状态：
在动力钻具滑动定向钻进时，可以对给定井深、钻具结构、钻井参数条件下的钻柱进行力学分析，其中包括钻柱在各处所受的张力、正压力、扭矩。分析结果可用绘图或列表的形式表示出来。
利用这些分析方法，对水平井的钻具组合进行钻前设计、钻进过程及钻后分析，总结出一套适应水平井井眼轨迹控制的钻具结构。它一般有六部分组成。
其中第一部分为井底钻具组合，主要由钻头、稳定器、动力钻具及无磁钻铤等组成，其主要作用是控制井眼轨迹，使之满足轨道设计的要求。该部分钻具单位重量相对较大，且一般处于大斜度井段或水平段，对产生钻压所起的作用很小甚至不起作用，因此在满足井眼轨迹控制要求的前提下，应尽可能地缩短该部分的长度，这对于我们减小摩阻和扭矩来说是非常必要的。
第二部分是钻压传递段，其作用是将钻压和旋转运动传递给井底钻具组合，对它的要求是在负荷传递过程中不受破坏，加钻压后不产生弯曲，且能使产生的摩阻和扭矩最小。第三部分为增斜段下部，通常井斜角在60～90度的井段，该部分钻柱主要承受剪切负荷、轴向负荷及由于井眼曲率而产生的弯曲负荷，因为该井段井斜大，钻柱的重量不仅不能产生多大的钻压，反而会产生较大的正压力，为减小摩阻和扭矩，在满足剪切负荷、轴向负荷及弯曲负荷的前提下，在该井段井使用较轻的钻具。
第四部分为增斜段上部，井斜角一般小于 60 度，对该段要求主要是在加压时不发生失稳弯曲。
第五部分是重量累积段，要求该井段钻具能产生第四部分以外的钻压。通常在增斜段上方下入钻铤或加重钻杆来产生要求的钻压。
第六部分为直井段，该段钻具通常处于受拉状态，所承受的拉伸负荷及剪切负荷相对较大，要能够满足其强度要求。概括地讲就是抗拉、抗剪、抗弯与钻具重量间的平衡。
对于长半径水平井来说，在井斜角α∠ ATN（1/μ）时，其钻柱设计与普通定向井一样，只在井斜角α≥ ATN（1/μ）或水平段时，主要要简化井底钻具组合使之满足井眼轨迹控制的要求即可，这在减小摩阻扭矩的同时，还减小了粘附卡钻的可能性。通常我们在井斜角大于 60 度以后采用 G105 斜台肩钻杆，其强度高、重量轻，能满足传递负荷减小摩阻的要求。在此上面的钻具为钻压产生段，经理论分析得知，继续使用 G105 钻杆就能满足加压的要求，钻具不需要倒置（即不需要在上部井段下入钻铤或加重钻杆以推动井底钻具组合）。但在钻进过程中，有时使用倒置钻具，不是为了产生钻压，而是在中和点附近使用强度较高的钻铤，使钻杆免遭交变载荷的作用，这对保护钻杆来说是有益的。具体作法是在中和点附近加约 80 m 的钻铤，上下两端用加重钻杆进行过渡，在整个钻进过程中确保中和点不落在钻杆上，这样倒置的另一个作用就是增加了钻柱的储备重量。
对于中半径水平井来说，由于其造斜率高，增斜井段短，并且通常利用动力钻具进行滑动定向钻进状态，所受摩阻较大，通常采用该分析方法并且进行倒置是非常必要的，具体钻柱结构如前所述，各段具体长度随井身剖面不同而异，通过该分析是不难确定的。
第四章：轴的设计计算 第一节：输入轴的设计 ：输入轴的设计： ：选取轴的材料和热处理方法： 选取轴的材料为45钢，经过调质处理，硬度240=HB 。 ：初步估算轴的直径： 30min n P A d ≥ 根据选用材料为45钢，0A 的范围为103~126，选取0A 值为120，高速轴功率kW P 81.7=，min /500r n =， 代入数据： mm d .85.41500 81.71203min =?≥ 考虑到轴的外伸端上开有键槽，将计算轴颈增大3%～7%后，取标准直径为45mm 。 输入轴的结构设计： 输入轴系的主要零部件包括一对深沟球轴承，考虑到轴的最小直径为45mm ，而差速器的输入齿轮分度圆为70mm ，设计输入轴为齿轮轴，且外为了便于轴上零件的装卸，采用阶梯轴结构。 （1）外伸段： 输入轴的外伸段与带轮的从动齿轮键连接，开有键槽，选取直径为mm 45，长为mm 78。 （2）密封段：
密封段与油封毡圈5019974406/-ZQ JB 配合，选取密封段长度为mm 60，直径为mm 50。 （3）齿轮段： 此段加工出轴上齿轮，根据主动轮mm B 70=，选取此段的长度为mm 100，齿轮两端的轴颈为mm 5.12，轴颈直径为mm 63。 （4）左右两端轴颈段： 左右两端轴颈跟深沟球轴承6309配合，采用过度配合k6，实现径向定位，根据轴承,25mm B =端轴颈直径为mm 60，长度左端为mm 30和右端为mm 28。 （5）退刀槽： 为保证加工到位，和保证装配时相邻零件的端面靠紧，在齿轮段两端轴颈处加工退刀槽，选取槽宽为mm 5，槽深为mm 2。 （7）倒角： 根据推介值（mm ）：50~30>d ，6.15.1或取C 。 80~50>d ，2取C 。 输入轴的基本尺寸如下表：
基于日本标准的强度分析 采用日本JIS．E．4501铁道车辆车轴强度设计方法和JIS．E．4502铁道车辆车轴品质要求，对CRH2动车组非动力车轴进行疲劳强度计算和分析。 日本的车轴疲劳强度计算中考虑了车体振动引起的垂向和横向加速度对弯曲 应力的影响，不过动载荷系数的取法与欧洲有所不同，在欧洲标准中，一般垂向动态载荷系数α=O．25，横向动态载荷系数卢β=0．175， 日本标准中的动态载荷系数 日本JIS车轴的受力简图
然后通过相关资料找到 ZMA120型车非动力车轴参数如下表: d mm r mm j mm g mm a mm h mm x mm y mm l mm 202 840 2100 1493 170 1400 63 72 135
其中轴重为14t ，经换算得到W=137.2kn V Km/h Av Al W kn P kn Q0 kn R0 kn 80 0.42 0.20 137.2 27.44 18.29 41.17 100 0.52 0.24 137.2 32.93 21.93 49.41 120 0.62 0.28 137.2 38.42 25.61 57.64 轮座处得许用应力awb 取147Mpa ，该车轮处得弯矩、应力计算结果和安全系数列于下表 一 车轴的强度分析 (一)基于日本标准的强度校核 采用日本JIS ．E ．4501铁道车辆车轴强度设计方法和JIS ．E ．4502铁道车辆车轴 品质要求，对A 型080城轨车辆非动力车轴进行疲劳强度计算和分析。 日本的车轴疲劳强度计算中考虑了车体振动引起的垂向和横向加速度对弯曲 应力的影响，不过动载荷系数的取法与欧洲有所不同，在欧洲标准中，一般垂向 动态载荷系数为O ．25，横向动态载荷系数为0．175，它们与车辆的运行速度无关； 而日本标准中，动态载荷系数取决于运行线路和速度，具体的取值见下表。 日本标准中的动态载荷系数 线路状态 等级 速度V km/h αv αl 改进的高速 线 SA 200—350 0．0027v 0．030+0．00060 v 高速线A A 150-280 0．0027v 0．030+0．00085 v 改进的既有 线A A 60—160 0．0027v 0．040+0．0012 v <60 0.16 O ．11 既有线B B 60～130 0．0052v 0．060+0．0018 v
滚动轴承所承受的载荷取决于 所支承的轴系部件承担的载荷。右图 为一对角接触球轴承反装支承一个 轴和一个斜齿圆柱齿轮的受力情况。 图中的F re、F te、F ae分别为所支承零 件（齿轮）承受的径向、切向和轴向 载荷，F d1和F d2为两个轴承在径向 载荷F r1和F r2（图中未画出）作用下 所产生的派生轴向力。这里，轴承所 承受的径向载荷F r1和F r2可以依据 两个角接触球轴承反装的受力分析 （径向反力） F re、F te、F ae经静力分析后确定，而轴向载荷F a1和F a2则不完全取决于外载荷F re、F te、F ae，还与轴上所受的派生轴向力F d1和F d2有关。 对于向心推力轴承，由径向载荷F r1和F r2所派生的轴向力F d1和F d2的大小可按下表所列的公式计算。 注：表中Y和e由载荷系数表中查取，Y是对应表中F a／F r＞e的Y 值 下图中把派生轴向力的方向与外加轴向载荷F ae的方向一致的轴承标为2，另一端则为1。取轴和与其相配合的轴承内圈为分离体，当达到轴向平衡时，应满足：F ae＋F d2＝F d1 由于F d1和F d2是按公式计算的，不一定恰好满足上述关系式，这时会出现下列两种情况： 当F ae＋F d2＞F d1时,则轴有向左窜动的趋势,相当于轴承1被“压紧”,轴承2被“放松”,但实际上轴必须处于平衡位置，所以被“压紧”的轴承1所受的总轴向力F a1必须与F ae＋F d2平衡，即 F a1＝F ae＋F d2 而被“放松”的轴承2只受其本身派生的轴向力F d2，即F a2＝F d2。 当F ae＋F d2＜F d1时,同前理，被“放松”的轴承1只受其本身派生的轴向力F a1， 即F a1＝F d1 而被“压紧”的轴承2所受的总轴向力为: F a2＝F d1－F ae
同步带传动受力情况的分析(压轴力与张紧力的计算)
同步带受力情况的分析 1 张紧力 同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。 设0F 为同步带传动时带的张紧力，1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即 1F -0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =0.5（1F +2F ） 式1-1 2 压轴力 压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1所示： 图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力 据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q 计算如下所示： Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥1.3时： Q=0.7712()F K F F + N 式2-2
式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2： 图2-2 矢量相加修正系数 上图中1α为小带轮包角，21118057.3d d a α-≈?-??。 A K 为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3所示： 图2-3 医疗机械的工况系数 对于医疗机械，取A K =1.2，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于0.5。 另外由式1-1有张紧力0F =0.5（1F +2F ）。 由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。 而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得： 11250/d F P V = N 式2-3 2250/d F P V = N
1环槽式万向联轴器多体动力学分析及仿真赵晓东硕士西北工业大学20066 2柔性联轴器非线性阻尼对扭转减振的影响马建敏振动与冲击20063 3橡胶套筒弹性联轴器扭振动态特性计算陈翔现代制造工程20063 4联轴器用金属橡胶元件阻尼耗能研究李冬伟机械科学与技术20063 5回转系统中弹性联轴器的动态性能分析与研究陈永红机械设计与制造20062 6一种新型弹性联轴器的设计杜可可郑州轻工业学院学报(自然科学版)20061 7简介高弹性联轴器在船舶动力装置中的使用张芸船舶20061 8简易弹性联轴器宋伟现代零部件2005Z1 9等角速万向联轴器的理论研究及计算机仿真周志刚硕士青岛科技大学20057 10中宽厚板轧钢机联轴器快速设计的应用研究范圣耀硕士合肥工业大学20057 11轧钢机用万向联轴器的设计分析研究汪桂林硕士合肥工业大学20057 12一种新型结构膜片联轴器的应用侯宇宙通用机械20055 13柔性联轴器刚度非线性对扭转振动的影响马建敏振动与冲击20054 14共轭曲面的数字化方法及共轭鼓形齿联轴器传动研究肖来元博士华中科技大学2005 3 15基于ANSYS的LTZ型带制动轮弹性套柱销联轴器的应力分析与优化设计陈文工程设计与建设20052 16三叉杆式万向联轴器中有关运动参数的误差分析李利机械设计与研究20052 17弹性联轴器用金属橡胶元件性能研究李冬伟中国机械工程200512 18基于计算机自动化控制的高弹性联轴器性能实验系统的研究与开发邓学平硕士重庆大学200511 19鼓形齿联轴器轮齿计算机辅助分析及软件开发谭莉莉硕士重庆大学200511 20一种简易的弹性联轴器宋伟一重技术20051 21大功率球磨机新型联轴器设计探索韩秋怀矿山机械20051 22基于ANSYS的滚珠联轴器的有限元分析朱彤机械制造与自动化20051 23蛇形弹簧联轴器的应用王杰小氮肥20049 24金属膜片联轴器的膜片疲劳寿命计算及分析丁雪兴硕士兰州理工大学20049 25液力联轴器的使用张晓燕煤矿机械20048 26基于ANSYS的滚珠联轴器的设计与分析朱彤硕士南京航空航天大学20045 27基于ANSYS的挠性叠片联轴器的拓扑设计与动力分析刘霜硕士南京航空航天大学20045 28地铁车辆TD挠性联轴器与鼓形齿联轴器对比分析周海涛机车电传动20044 29某高速船高弹性联轴器断裂原因分析张建军机电设备20043 30车用爪式联轴器的有限元优化设计杨湘洪现代制造工程20043 31电流变液联轴器传动特性的实验研究纪宏硕士清华大学20043 32压路机联轴器的改进戴强民工程机械与维修200411 33巧用轮胎式联轴器胡兵矿山机械200410 34橡胶块联轴器的胶块易损问题及处理对策李焕义广东建材200410 35CENTA膜片联轴器的结构特徵方建传动技术20041 36液体粘性联轴器的设计及转矩传递特性研究陈雪梅硕士北京工业大学20038 37弹性联轴器对车辆动力传动系统扭振特性影响研究李和言机械强度20036 38柔性联轴器应用一例王政东油气田地面工程20036 39浅谈泵用联轴器的选型陈松水泵技术20035 40联轴器烧胶圈原因分析王祥娟凿岩机械气动工具20033
基于ANSYS 的轴类零件有限元静力学分析 马超 （山东科技大学 交通学院，车辆工程2011-1） 前言 轴向受弯扭的杆件在工程中的应用非常广泛。齿轮减速器中的齿轮轴承受扭矩的作用，如果扭矩过大，或者轴过于细长，则有可能突然变弯，发生稳定失效。 有限元法是利用电子计算机进行数值模拟分析的方法。ANSYS 软件作为一款功能强大、应用广泛的有限元分析软件，不仅具备几何建模的模块，而且也支持其他主流三维建模软件接口，目前在工程技术领域中的应用十分广泛，其有限元计算结果已成为各类工业产品设计和性能分析的可靠依据。文章在基于有限元分析软件ANSYS 的基础上对轴的承载特性进行了分析。 摘要：介绍应用ANSYS 软件分析轴类零件在扭转载荷压力作用下发生形变量和应力分布的情况。 关键词：载荷；轴；ANSYS 一 问题分析求解 下图为一轴类零件结构示意图。该零件在两个滚动轴承处受到轴向和径向约束，左侧键槽侧面受到6000N 的均布载荷，右侧键槽侧面受3000N 的均布载荷。模型材料为钢材料，弹性模量为a MP 11102 ，泊松比为0.3。作出等效应力图和变形图，并进行强度分析。
二轴有限元模型 2.1建立轴零件有限元模型 轴为左右对称结构。在Siemens UG NX8.5中建立该轴三维模型，通过接口导入ANSYS中。 该载荷轴采用Tet 10node 187单元。此单元是一个高阶3维20节点固体结构单元，每个节点有3个沿x、y和z方向平移的自由度，具有二次位移模式，主要适用于位移、变形等方面。如果要求精度高，可较好地剖分；如果要求精度不高，由于单元本身是高阶单元，使用稍微弱一点的网格也可行，能够用于不规则形状，且不会在精度上有任何损失。 2.2网格划分 网格划分的过程就是结构离散化的过程，通常轴模型划分的单元越多越密集，就越能反映实际结构状况，计算精度越高，计算工作量越大，计算时间增长。由于轴结构属于局部不规则几何体，因此采用自动划分法进行网格划分。该划分方法能够在规则与不规则几何体之间自动切换，将单元尺寸设置为SIZE=7，得到轴承座有限元模型的总节点数为73891，总单元数为51808，如下图所示。 2.3载荷分析 根据该阶梯轴的受力特点，以载荷的形式施加到模型上，在该零件两个滚动
滚动轴承轴向力算
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滚动轴承所承受的载荷取决于所 支承的轴系部件承担的载荷。右图为 一对角接触球轴承反装支承一个轴和 一个斜齿圆柱齿轮的受力情况。图中 的F re、F te、F ae分别为所支承零件（齿 轮）承受的径向、切向和轴向载荷， F d1和F d2为两个轴承在径向载荷F r1 和F r2（图中未画出）作用下所产生的 派生轴向力。这里，轴承所承受的径 向载荷F r1和F r2可以依据 两个角接触球轴承反装的受力分析 （径向反力） F re、F te、F ae经静力分析后确定，而轴向载荷F a1和F a2则不完全取决于外载荷F re、F te、F ae，还与轴上所受的派生轴向力F d1和F d2有关。 对于向心推力轴承，由径向载荷F r1和F r2所派生的轴向力F d1和F d2的大小可按下表所列的公式计算。 注：表中Y和e由载荷系数表中查取，Y是对应表中F a／F r＞e的Y 值 下图中把派生轴向力的方向与外加轴向载荷F ae的方向一致的轴承标为2，另一端则为1。取轴和与其相配合的轴承内圈为分离体，当达到轴向平衡时，应满足：F ae＋F d2＝F d1 由于F d1和F d2是按公式计算的，不一定恰好满足上述关系式，这时会出现下列两种情况： 当F ae＋F d2＞F d1时,则轴有向左窜动的趋势,相当于轴承1被“压紧”,轴承2被“放松”,但实际上轴必须处于平衡位置，所以被“压紧”的轴承1所受的总轴向力F a1必须与F ae＋F d2平衡，即 F a1＝F ae＋F d2 而被“放松”的轴承2只受其本身派生的轴向力F d2，即F a2＝F d2。 当F ae＋F d2＜F d1时,同前理，被“放松”的轴承1只受其本身派生的轴向力F a1， 即F a1＝F d1 而被“压紧”的轴承2所受的总轴向力为: F a2＝F d1－F ae
课程论文封面 课程名称：结构分析的计算机方法 论文题目：齿轮轴3的静力学有限元分析学生学号： 学生姓名： 任课教师： 学位类别：学硕
目录 1. HyperMesh软件介绍..................... 错误!未定义书签。 HyperMesh简介 ....................... 错误!未定义书签。 HyperMesh的优势...................... 错误!未定义书签。 2. 齿轮轴3的理论分析.................... 错误!未定义书签。 齿轮轴3的平面简图................... 错误!未定义书签。 齿轮轴3的受力分析................... 错误!未定义书签。 3. 齿轮轴3的三维建模.................... 错误!未定义书签。 插入斜齿轮........................... 错误!未定义书签。 绘制轴的三维模型..................... 错误!未定义书签。 4.齿轮轴3的有限元分析................... 错误!未定义书签。 几何模型的编辑....................... 错误!未定义书签。 网格划分............................. 错误!未定义书签。 材料属性和单元属性的创建............. 错误!未定义书签。 施加约束和载荷....................... 错误!未定义书签。 求解计算和结果分析................... 错误!未定义书签。