当前位置：文档之家 › 基于ANSYS的直齿面齿轮的承载接触分析

基于ANSYS的直齿面齿轮的承载接触分析

  • 格式：pdf
  • 大小：1.63 MB
  • 文档页数：6

2009年第28卷7月第7期机械科学与技术MechanicalScienceandTechnologyforAerospaceEngineeringJulyVo.l282009No.7

收稿日期:2009

-01-15基金项目:国家自然科学基金项目(50675176)资助作者简介:李永祥(1960-),教授,博士研究生,研究方向为机械设计及理论,liyongxiang@haut.edu.cn李永祥基于ANSYS的直齿面齿轮的承载接触分析

李永祥1,毕晓勤2,张军顺2,陈国定1,赵󰀁宁1

(1西北工业大学,西安󰀁710072;2河南工业大学,郑州󰀁450052)

摘󰀁要:在Ansys软件的接触分析模块基础上,建立了直齿面齿轮三齿对啮合的三维有限元非线性接触分析模型,对面齿轮齿面的接触状态进行了分析,并进行了不同承载状况下的接触状态分析。

同时利用APDL语言形成了接触模型的参数化程序,对面齿轮在不同载荷条件下一个啮合周期内

的接触情况进行了研究。关󰀁键󰀁词:面齿轮;接触分析;ANSYS;承载接触分析

中图分类号:TH132.41󰀁󰀁󰀁文献标识码:A󰀁󰀁󰀁文章编号:1003󰀁8728(2009)07󰀁0931󰀁05

LoadedContactAnalysisofaStraightTeethFace

GearbyANSYS

LiYongxiang1,BiXiaoqin2,ZhangJunshun2,ChenGuoding1,ZhaoNing1

(1NorthwesternPolytechnicalUniversity,Xi󰀁an710072;2HennaUniversityofTechnology,Zhengzhou450052)Abstract:OnthebasisofthecontactmodelinANSYS,the3Dnon󰀁linearcontactmodelwasestablishedforthe

threemeshingteethpairsofastraightteethfacegear.Thecontactstateoftheteethsurfaceisanalyzedunderthe

conditionofdifferentloads.TheparametricprogramofthecontactmodelisformedbyAPLDlanguage.Thecon󰀁

tactstateduringameshingperiodundertheconditionofdifferentloadsisinvestigatedbytheprogram.Keywords:facegear;contactanalysis;ANSYS;loadedcontactanalysis

󰀁󰀁面齿轮传动是一种渐开线圆柱齿轮与圆锥齿轮

相啮合的齿轮传动,当两齿轮轴线垂直相交成90󰀁

时,称之为面齿轮传动[1]。面齿轮传动是一种新型的点接触的齿轮传动形式,具有重合度大、无需防错

位设计、与其啮合的直齿圆柱齿轮无轴向力且动力

性能好和力矩分流的精度高等优点[2,3],面齿轮传

动目前已经成功应用于直升机传动系统中[2~4]。在面齿轮传动中,齿面接触区的位置、形状和大小对面

齿轮传动的平稳、使用寿命和噪音等都会产生直接

的影响。美国芝加哥伊利诺斯大学的Litvin等人根据

啮合原理分析了面齿轮根切和齿顶变尖的几何条件[5];南京航天航空大学朱如鹏等人根据产生根

切与齿顶变尖的条件,通过研究获得了面齿轮传

动齿宽设计的基本公式,提出了避免根切和齿顶变尖的直齿面齿轮设计方法,并在直齿面齿轮啮

合仿真等方面开展了研究工作[6~9]。在承载接触问题的研究方面,文献[10,11]中提

出了齿轮承载接触分析的模型和方法,并对弧齿锥齿

轮的模型进行了分析,文献[12]中基于Ansys软件实现了对准双曲面齿轮建模及有限元分析,文献[13]利

用MARC实现了对弧齿锥齿轮准静态啮合仿真分析。

文献[5~9]中对面齿轮啮合问题的研究,主要是基于解析方法和简单的数值仿真,并做了大量的简化,不

能准确的反应面齿轮实际的啮合情况。而利用有限

元方法对面齿轮的啮合特性进行分析,就可以考虑结构形状和不同边界载荷条件等问题。笔者采用Ansys

软件对面齿轮承载条件下的接触状况进行了分析,利

用Ansys进行接触分析可以自动识别接触对和实现机械科学与技术第28卷

间隙闭合,并能根据齿间接触情况对载荷进行分配,

更接近于真实情况。

1󰀁齿轮有限元网格模型的建立

在Ansys中对齿轮副进行分析,首先要建立齿轮的有限元网格模型。依据表1中齿轮啮合模型参数,

把根据齿面方程设计的专有程序计算结果导入An󰀁

sys,建立齿轮单齿有限元网格模型如图1所示。针对所建齿轮模型,在齿高方向划分了17层单元,过渡部

分划分4层单元,齿厚方向划分41层单元,为节省计算资源,省略了齿轮的辐板和轮彀部分等对接触分析

结果影响不大的部分。该模型共有7896个节点,

7678个单元,轮齿采用Solid45八节点线性等参元,将生成的单齿模型数据导入到Ansys中,并对其进行旋

转复制等操作,把单齿模型拓展为三齿有限元网格模

型,如图2所示。

表1󰀁齿轮副参数直齿圆柱小齿轮及刀具模数3面齿轮齿数89弹性模量E2󰀁06󰀁10-6MPa

刀具齿数25面齿轮内径129泊松比0󰀁3

直齿圆柱小齿轮齿数22面齿轮外径151材料密度7800kg/m3

󰀁󰀁考虑到计算机的资源和运算效率,并且面齿轮

在一个啮合周期内至少为一对轮齿啮合,一般为2对轮齿进行啮合,所以对其建立三齿啮合模型,得到

三齿啮合模型如图3所示。932第7期李永祥等:基于ANSYS的直齿面齿轮的承载接触分析

图3󰀁三齿有限元啮合模型

2󰀁接触对的建立和接触模型的加载

由于面齿轮在实际啮合过程中大多数情况下是两齿同时参与啮合,故最少需要建立两对接触对,考

虑到在一个啮合周期内的啮合情况,笔者设置了3对接触对,由Ansys软件自动判断实际的接触情况,

根据接触对的定义原则,以面齿轮的右齿面建立接触面D1,D2和D3,以直齿圆柱小齿轮的左齿面建立

目标面X1,X2和X3,接触单元采用Contact174,目标

单元采用Target170,如图4和图5所示。󰀁󰀁考虑到加载和求解方便,对齿轮副的加载方

式为:在面齿轮底面和两侧面的所有节点(fixed-

N)上施加全约束,把直齿圆柱小齿轮的驱动扭矩

转化成沿其内径的切向力,切向力均匀分布在直齿圆柱小齿轮内圈节点(Rigid-N)上,其值为驱

动扭矩除以节点处的半径和节点数目。加载后模

型,如图6所示。

图6󰀁施加边界条件和载荷

3󰀁齿面接触情况及分析过程

在上述模型上施加扭矩M1=300N󰀁m和M2=500N󰀁m两种情况,对面齿轮副进行分析计算。

由于面齿轮的传动误差都很小,一般都在10-4~10-2范围内,基本上呈一条直线,并且波动性不大,

所以文中没有给出。

3.1󰀁等效转矩为300N󰀁m时的齿面接触状况图7(a)~图7(e)给出了等效转矩为300N󰀁m

时,面齿轮轮齿在一个啮合周期内5个啮合位置的

接触情况。其中:图7(a)为初始啮合位置的接触情

况,图7(e)为啮合终了位置的接触情况。(图中󰀁为啮合点处面齿轮相对于初始啮合位置的转角)。

图7(a)和图7(b)为前一个啮合周期的状态,从图7

(c)开始齿轮进入与下一齿的啮合位置。图中清晰、直观地显示了不同啮合位置面齿轮轮齿接触区

域的位置和形状变化,反映了齿轮副的啮合性能。

理论上讲,面齿轮啮合时为点接触,而在加载时齿面

形成椭圆状接触区,接触区的大小用接触椭圆的长轴来衡量。933机械科学与技术第28卷

图7󰀁等效转矩为300N󰀁m时,面齿轮轮齿在󰀁󰀁󰀁󰀁󰀁一个啮合周期内的不同啮合位置接触情况表2󰀁齿面最大接触应力(300N󰀁m)图7右齿中间齿左齿

位置1443󰀁168MPa499󰀁108MPa0

位置2461󰀁360MPa538󰀁243MPa692󰀁009MPa

位置30511󰀁277MPa1150MPa

位置40391󰀁352MPa503󰀁157MPa

位置50426󰀁064MPa479󰀁320MPa

表3󰀁接触区椭圆长轴(300N󰀁m)

图7右齿中间齿左齿

位置13󰀁261mm10󰀁673mm0

位置22󰀁832mm9󰀁327mm4󰀁616mm

位置307󰀁816mm6󰀁720mm

位置405󰀁787mm9󰀁827mm

位置504󰀁382mm11󰀁235mm

根据图7的仿真结果、表2和表3的数据结果,

对右齿齿面的接触应力和长轴数据进行分析可知:

右齿为中间齿和上一齿相接触的齿,在开始状态下,

它的接触长轴由3󰀁261mm减小到2󰀁832mm,齿面

接触应力由443󰀁108MPa上升到461󰀁36MPa,这是因为,随着角度的增加,右齿逐渐脱离啮合,齿面接

触面积逐渐减小,齿面接触应力稍有增加。对中间

齿进行分析可知:中间齿在啮合过程中,始终处于啮

合状态,齿面应力变化为从499󰀁108MPa增加到

538󰀁243MPa然后又下降到391󰀁352MPa,齿面接触

椭圆从10󰀁673mm减小到4󰀁382mm,这是因为随着齿轮的旋转,中间齿始终处于稳定啮合状态,由上一

齿的啮合状态到下一齿的啮合状态的转化中,右齿

上的载荷逐渐减小,而左齿上承担的载荷逐渐增加,

从而引起中间齿上载荷的先增大后减小。随着左齿

上载荷的增加,中间齿上分担载荷减小,引起接触区域接触椭圆长轴的减小。由左齿的图像和数据可以

看出,在位置2和位置3都发生了边缘接触(对应于

面齿轮初始位置旋转1󰀁~3󰀁),虽然左齿上分配载荷没达到最大值,但引起较大的应力变化,发生了应

力集中,在位置3达到应力最大值1150MPa,随后由于接触点向下移动,边缘接触现象消失,接触应力和接触区域趋于正常。

由图7的接触区域可以看出,各齿面上接触椭

圆的中心基本位于一条直线上,在位置2发生边缘

接触(对应于大轮初始位置旋转1󰀁),接触位置偏离

比较严重,并且接触应力比较大,由此可见,边缘接触对啮合产生不利影响。934

合集下载

基于ANSYS软件的齿轮疲劳有限元分析报告

基于ANSYS软件的齿轮疲劳有限元分析报告

基于ANSYS软件的齿轮疲劳有限元分析报告

一、概述

本次大作业主要利用ANSYS软件对齿轮的疲劳进行分析,计算出齿轮的最大寿命。然后与实际情况进行比较,证明分析的正确性,从而为齿轮的优化分析提供了充分的理论依据，并且通过对ANSYS软件的实际操作深刻体会有限元分析方法的基本思想，对有限元分析方法的实际应用有一个大致的认识。

二、问题分析

如下图所示为某齿轮三维模型，参考图示形状，自定义尺寸，并建立一对啮合齿，施加50N*M扭矩进行齿轮接触分析，随后进行疲劳分析，分析齿轮寿命，材料为40Cr。

图1 齿轮

三、有限元建模

寿命分析之前需要进行强度分析，在Windows“开始”菜单中执行ANSYS—Workbench命令。创建项目A，进行静力学分析，双击左侧的static structure即可

图 2 强度分析项目

如图 3所示，40Cr材料的杨氏模量为2.1e11Pa，泊松比为0.3，密度7800kg/m3，两对齿轮的材料一致。

图 3 材料定义

双击Geometry进入几何模型建立模块，进行几何建模。只需要建立齿轮的端面然后拉伸即可，另一对齿轮采用该齿轮进行对称偏移获取，首先建立齿轮端面草绘，为保证结构对称，只建立一半截面，如下图所示：

拉伸截面，并对称建立整个单齿，如下所示：

同理建立另一齿轮，最终模型如下所示

进入Workbench进行材料设置，其中齿轮分别设置材料为结构钢。进行网格划分，设置网格尺寸为2mm，最终有限元网格模型如下图所示：

图7 网格设置

图8 网格模型

模拟实际情况，从动齿内圈固定，主动齿施加扭矩，如下图所示

图9 载荷约束

四、有限元计算结果 （1）位移变化，如图 12所示，结果最大变形为0.2mm，

图 12 位移云图

（2）等效应力计算结果，如图 3所示，最大等效应力为467.4MPa

图 13 等效应力云图

添加Fatigue tool进行疲劳分析，Fatigue设置如下

基于Ansys Workbench的齿轮副有限元分析

基于Ansys Workbench的齿轮副有限元分析

内燃机与配件

0引言

摆线针轮行星减速器是机械装备中相当重要的传动

装置。摆线针轮行星传动的行星齿轮齿廓曲线不是渐开

线，而是变幅外摆线的内侧等距曲线，一般采用短幅外摆

线的等距曲线。

目前，国内外许多专家学者在结构设计等方面做了大

量系统深入的研究，建立了诸多的设计理论及分析方法。

韩双江等基于摆线成形原理及设计要求对摆线行星减速

器的摆线轮齿廓形状复杂、难加工等问题进行了SolidWorks运动仿真，探讨了准确绘制摆线轮齿廓形状的

方法[1]。陈兵奎等提出了齿间具有双接触线的新型摆线传

动，它是在摆线针轮行星传动中采用双包络啮合理论产生

的，通过理论分析和数值算例研究了其啮合特点，并对物

理样机进行了试制及测试了传动误差，表明双包络理论可

以应用于摆线针轮行星传动[2]。

风电变桨减速器主要采用行星轮系2K-H类NGW

型，此外也有摆线针轮变桨减速器，如吴声震申请的专利：

风电单级变桨双摆线减速器[3]、风电双摆线变桨减速器[4]、

风电三片摆线变桨减速器[5]。本文在现有风电变桨减速器

的基础上，合理的设计风电变桨减速器结构，提高减速器

的承载能力、传递效率和使用寿命，并对在实际应用中易

受损的齿轮副进行静力学有限元分析。1齿轮参数设计

1.1齿轮材料选择RV传动包括直齿圆柱齿轮行星传动和摆线针轮行星

传动，其中直齿圆柱齿轮副z1-z2根据齿面接触强度初步

确定齿轮副主要参数，然后进行齿面接触疲劳强度和齿根

弯曲疲劳强度验算，最后确定该齿轮副的几何尺寸。为减

少传动件尺寸，摆线轮、针齿均应用选用轴承钢GCr15，表

面硬度为58~62HRC，许用接触应力[滓H]=1500MPa。

1.2齿轮参数设计

本文所研究的摆线轮的齿数和针齿齿数分别为zc=z4=

49，zp=z5=50，输出力矩Tb=Tv=4911.55N·m。在RV传动中，

输出力矩Tv为摆线轮啮合力力矩T4及输入力矩Ta的合

力矩，但Tb远小于啮合力矩，且确保摆线轮安全可靠，按Tv设计计算并校核摆线轮。摆线轮和针齿齿面的失效形式

基于ansys的过盈配合接触应力分析

基于ansys的过盈配合接触应力分析

基于ansys的过盈配合接触应力分析

摘要 介绍了基于ansys的接触分析步骤，并通过ansys软件，将对一个盘轴紧配合结构进行接触分析，来说明接触分析的有限元计算方法。

关键词 ansys 过盈配合 接触分析

引言

在工程结构中，经常会遇到大量的接触问题。火车车轮与钢轨之间，齿轮的啮合是典型的接触问题。接触问题是一种高度非线性行为，需要较大的计算资源，为了进行实为有效的计算，理解问题的特性和建立合理的模型是很重要的。接触问题存在两个较大的难点：其一，在你求解问题之前，你不知道接触区域，表面之间是接触或分开是未知的，突然变化的，这随载荷、材料、边界条件和其它因素而定；其二，大多的接触问题需要计算摩擦，有几种摩擦和模型供你挑选，它们都是非线性的，摩擦使问题的收敛性变得困难。

本文以ansys软件为工具，以某转子中轴和盘的连接为例，分析轴和盘的过盈配合的接触应力。

1.面面接触分析的步骤：

在涉及到两个边界的接触问题中，很自然把一个边界作为“目标”面而把另一个作为“接触”面，对刚体—柔体的接触，“目标”面总是刚性的，“接触”面总是柔性面，这种两个面合起来叫作“接触对”。使用Targe169和Conta171或Conta172来定义2D接触对，使用Targe170和Conta173或Conta174来定义3D接触对，程序通过相同的实常数号来识别“接触对”。

在接触问题中，两个相互接触的物体必须满足边界不穿透的约束条件，施加边界不穿透约束的方法主要有罚函数算法和扩增的拉格朗日算法。

罚函数算法是在总势能泛函中加入惩罚项，来近似满足接触约束条件。从物理意义上讲，罚函数法相当于在接触边界上加入线弹簧以防止接触面之间的相互渗透，而罚函数因子相当于弹簧的刚度系数。罚函数法的优点在于不增加系统未知数总数，可保持刚度矩阵的对称性，提高了求解效率，但罚函数因子的取值对计算结果的精度影响很大，必须根据渗透情况对其进行多次调整。

ANSYS workbench齿轮啮合瞬态动力学分析

ANSYS workbench齿轮啮合瞬态动力学分析

ANSYS workbench齿轮啮合瞬态动力学分析

齿轮传动是机械系统传动方式中应用最为广泛的一种，今天给介绍一下如何利用workbench实现齿轮啮合的瞬态动力学分析。

有限元分析流程分为3大步、3小步，如下图所示。今天将以这种方式介绍使用workbench实现齿轮啮合的分析流程。

图1 有限元分析流程

一、前处理

1.1 几何模型的构建

本文几何模型在SolidWorks中创建，并导入workbench中，如图所示

图2 齿轮对几何模型

1.2 材料定义

材料选用结构钢：密度：7850kg/m3，杨氏模量：2.1e11Pa，泊松比：0.3

1.3 有限元模型的构建

有限元模型的构建包括材料赋予、网格划分以及连接关系的构建

1.3.1 材料赋予

双击瞬态动力学分析流程中的Model，进入Mechanical界面，单击项目树Geometry下的两个零件，左下角细节框中，Material处指派steel材料 1.3.2 网格划分

为便于分析及收敛，对网格进行一个简单的控制：首先在左侧项目树Mesh处插入一个method，选中两个齿轮，划分方法为MultiZone；然后插入两个Size，对几个参与啮合的齿面进行尺寸控制，得到了如图所示的网格模型。

图3 网格模型

1.3.3 连接关系的构建

连接关系包括两部分：接触和运动副，运动副可以实现齿轮的转动，接触可以实现齿轮的传力。由于workbench会自动创建向邻近位置之间的接触，但默认接触为绑定接触，不符合实际情况，故直接删除，后续手动创建相应接触。

首先在左侧项目树Connections下插入一个Frictional contact，接触面选择其中一个齿轮参与接触的几个齿面，目标面选择另一个齿轮参与接触的几个齿面。摩擦系数为0.15，Normal Stiffness为1，Update Stiffness为Each iteration，Time Step Controls为Automatic