基于Workbench的圆锥直齿轮静接触应力分析
直齿圆锥齿轮的精确建模及其接触应力的有限元分析
度 影 响 的 结 论 ， 而 分 析 了节 点 处 的 接 触 应 力 ， 与 赫 兹 接 触 应 力 理 论 值 进 行 比 较 ， 果 非 常 理 想 ， 而 实 现 了 Ｃ Ｄ 与 进 并 结 从 Ａ
Ｃ Ｅ的一体化 。 Ａ 关 键 词 ： Ｒ Ｅ； 齿锥 齿轮 ； 毂抗 扭 刚度 ； 触 应 力 ； Ｓ Ｍａｃ Ｐ ０／ 直 轮 接 Ｍ Ｃ． ｒ
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第２ ５卷 第 １ 期 ２０ ０ ７年 ２月
轻 Ｉ概 械
Ｌｉ ｈｔＩ ｄｕ ｔｙ Ｍ ａ ｈ ｎｅ ｙ ｇ ｎ ｓｒ ｃｉ ｒ
Ｖｏ ． ５． ． １ ２ ＮＯ １ Ｆｅ ｂ．． ０ ７ ２ ０
［ 研究 ・ 计］ 设
齿 锥 齿轮 精确 建模 及 其接触 有 限 纷 析
２相 交 轴 之 间 的传 动 ， 齿 的模 型 锥 齿 啮 合 区 齿 体 的 刚 度 有 较 大 的 突
建 立一 般倾 向于用 背锥渐 开线 代替 球面渐 开线 。 在现实 加工 中 ， 由于球 面无 法 展成 平 面 ， 使 圆锥 齿轮 的 致 设 计计 算 产 生 了很 大 的 困难 ， 在 故
图 １ 分度 圆锥 、 齿顶 圆锥 和齿根 圆锥
球 面渐开线齿廓表 面的形 状 ， 然后在
Ｐ Ｏ／ 中按方程画出球面渐开线。 Ｒ Ｅ
ｚ＝ ｓｎ ｎ （ｉ ｉ ＋ ｃ ｓ ｓｃｓ ） ］ ｏ ｍｏ ￣ｏ０
：ｃｇｓ ｌ ｃ０ ｏ ｏ ｓ 成 扇 形 ， ＵＧ 可 以先 画好 平 面 展 线精 确地求 出球 面渐开线 齿廓 表面 用 然 Ｒ Ｅ中用 可变界 式 中 ： 一 ｚ 开的渐 开线 ， 然后利 用 缠绕 工 具 ， 将 的形 状 ， 后在Ｐ Ｏ／ ｚ ＋ Ｙ ＋ ；
基于某AnsysWorkbench地圆柱销接触分析报告
前面一篇基于Ansys经典界面的接触分析例子做完以后，不少朋友希望了解该例子在Workbench中是如何完成的。
我做了一下，与大家共享，不一定正确。
毕竟这种东西，教科书上也没有，我只是按照自己的理解在做，有错误的地方，恳请指正。
1．问题描述一个钢销插在一个钢块中的光滑销孔中。
已知钢销的半径是0.5 units, 长是2.5 units，而钢块的宽是4 Units, 长4 Units,高为1 Units,方块中的销孔半径为0.49 units,是一个通孔。
钢块与钢销的弹性模量均为36e6，泊松比为0.3.由于钢销的直径比销孔的直径要大，所以它们之间是过盈配合。
现在要对该问题进行两个载荷步的仿真。
（1）要得到过盈配合的应力。
（2）要求当把钢销从方块中拔出时，应力，接触压力及约束力。
2．问题分析由于该问题关于两个坐标面对称，因此只需要取出四分之一进行分析即可。
进行该分析，需要两个载荷步：第一个载荷步，过盈配合。
求解没有附加位移约束的问题，钢销由于它的几何尺寸被销孔所约束，由于有过盈配合，因而产生了应力。
第二个载荷步，拔出分析。
往外拉动钢销1.7 units，对于耦合节点上使用位移条件。
打开自动时间步长以保证求解收敛。
在后处理中每10个载荷子步读一个结果。
本篇只谈第一个载荷步的计算。
3．生成几何体上述问题是ANSYS自带的一个例子。
对于几何体，它已经编制了生成几何体的命令流文件。
所以，我们首先用经典界面打开该命令流文件，运行之以生成四分之一几何体；然后导出为一个IGS文件，再退出经典界面，接着再到WORKBENCH中，打开该IGS文件进行操作。
（3.1）首先打开ANSYS APDL14.5.（3.2）然后读入已经做好的几何体。
从【工具菜单】-->【File】-->【Read Input From】打开导入文件对话框找到ANSYS自带的文件\Program Files\Ansys Inc\V145\ANSYS\data\models\block.inp【OK】后四分之一几何模型被导入，结果如下图（3.3）导出几何模型从【工具菜单】】-->【File】-->【Export】打开导出文件对话框，在该对话框中设置如下即把数据库中的几何体导出为一个block.igs文件。
基于ANSYSWorkbench等基圆锥齿轮静力学分析
基于ANSYSWorkbench等基圆锥齿轮静力学分析何昕;曹雪梅;翟保尊;杨博会【摘要】使用有限元前处理软件HyperMesh对锥齿轮进行网格划分;通过ANSYSWorkbench有限元软件对齿轮进行静力学分析,得到了在载荷作用之下齿轮副啮合时的静态力学特性,以及齿轮副啮合过程中的齿面接触应力分布以及改变情况.通过进行齿轮副虚拟滚检对齿轮的接触效果进行分析得到齿轮副的接触情况,与静力学分析得到的齿面接触应力分布图区域基本一致,进一步验证了静力学分析的正确性.%Gear's grids are divided by using finite element pre-processing software Hypermesh,and ANSYSWorkbench is applied to analyze gear's meshing static contact mechanical features.Based on the tooth flank static contact mechanical analysis,we worked out cone gear's stress change and stress deformation finally.The contact performance of gear is analyzed by invented rolling test,which is consistent with flank static contact mechanical analysis,it's further verified the correctness of the static analysis.【期刊名称】《河北工程大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2018(035)001【总页数】4页(P99-102)【关键词】等基圆锥齿轮;网格划分;静力学分析;虚拟滚检【作者】何昕;曹雪梅;翟保尊;杨博会【作者单位】河南科技大学机电工程学院,河南洛阳471003;黄河水利职业技术学院机械工程学院,河南开封475000;河南科技大学机电工程学院,河南洛阳471003;黄河水利职业技术学院机械工程学院,河南开封475000;河南科技大学机电工程学院,河南洛阳471003【正文语种】中文【中图分类】TH132.4锥齿轮在航天航空、海洋轮船等大型机械中应用广泛，在加工锥齿轮的时候会受到技术水平的约束，所以以往使用指状铣刀仿形法来加工生产锥齿轮[1]。
基于ANSYS WORKBENCH 的空间曲线啮合齿轮接触分析
课程论文(2015-2016学年第二学期)基于ANSYS WORKBENCH 的空间曲线啮合齿轮接触分析基于ANSYS WORKBENCH 的空间曲线啮合齿轮接触分析摘要：空间曲线啮合齿轮是近几年来华南理工大学教授陈扬枝提出的新型齿轮，对该齿轮的弯曲应力和强度设计准则都有了一定的研究。
因此，本文主要是利用ANSYS WORKBENCH软件来对该齿轮来进行接触分析的进行探讨，介绍了接触分析的方法，为空间曲线啮合齿轮提供了一种新的分析方法。
用两个初始参数几乎完全一样的两个齿轮对来进行比较分析，得到交错轴齿轮比交叉轴齿轮的等效应力更大；安装位置对分析的结果的影响也很大；等效应变和变形都能够满足我们实际的需求等这些结论。
关键词：ANSYS WORKBENCH 空间曲线啮合齿轮接触分析1.引言传统的齿轮的形式多种多样，用有限元对传统齿轮的机构进行分析是目前研究采用得最多的一种方法。
而齿轮啮合过程作为一种接触行为，因涉及接触状态的改变而成为一个复杂的非线性问题。
因此近年来，国内外学者开始采用接触有限元法对齿轮进行分析。
接触有限元法来分析齿轮结构，为齿轮的快速设计和进一步的优化设计提供条件。
空间曲线啮合齿轮(Space Curve Meshing Wheel, SCMW) [1~3]是近几年来由华南理工大学教授陈扬枝提出的新型齿轮，而空间曲线啮合交错轴齿轮则是可以运用于空间交错轴上的啮合齿轮。
不同于基于齿面啮合理论的传统齿轮机构[4、5]，它们是基于一对空间共轭曲线的点啮合理论。
它的特点是：传动比大、小尺寸、质量轻等。
课题组前期已经研究了适用于该空间曲线啮合轮机构的空间曲线啮合方程[6]，重合度计算公式[7]，强度设计准则[8]以及制造技术[9]等，并设计出微小减速器[10]。
同时，对于该齿轮的等强度设计等方面正在进行研究。
ANSYS WORKBENCH是用ANSYS 求解实际问题的产品，它是专门从事于模型分析的有限元软件，能很好地和现有的CAD三维软件无缝接口，来对模型进行静力学、动力学和非线性分析等功能。
基于Workbench变速器齿轮轴的疲劳分析
ｄｅｓｉｇｎ ａｎｄ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ
Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：Ｇｅａｒ
ｓｈａｆｔ；Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ；Ｓｔａｔｉｃ
Ｄｏｃｕｍｅｎｔ Ｃｏｄｅ：Ａ
ａｎａｌｙｓｉｓ；Ｆａｔｉｇｕｅ ａｎａｌｙｓｉｓ
ＣＬＣ ＮＯ．：Ｕ４６３．２１２
Ａｒｔｉｃｌｅ ＩＤ：１６７１－７９８８（２０１４）０２－０１－０４
要原因之一，引起疲劳失效的循环载荷的峰值远小
部位，限制ＵＸ、ＵＹ、ＵＺ、ＲＹ、ＲＺ方向上的位
图１齿轮轴实体模型
移，使其只能在绕Ｘ轴进行旋转【４】。 在进行施加载荷时，将电机输出作用在花键齿
１．２齿轮轴材料参数 变速箱齿轮轴的材料为铬锰合金钢２０ＣｒＭｎＴｉ，其 弹性模量为２．０６＂１０５ＭＰａ，泊松比取值０．３，密度为 ７．８＇１０母ｇ／ｍｍ３，在疲劳分析曲线的存活率为９０％的 情况下，其循环次数与应力强度曲线如图２所示。
Ｔａｎｇ
ｏｎ
Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ
Ｃｈｕａｎｊｕｎｌ，Ｚｈａｎｇ Ｊｉａｎｌ，Ｌｉ
Ｊｉａｎ２，Ｘｉｏｎｇ Ｊｉｎｓｈｅｎ９２
（Ｌｉａｏｎｉｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ
ｏｆ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｌｉａｏｎｉｎｇ Ｊｉｎｚｈｏｕ １ ２ １ ００ １）
Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ａ ｍｏｄｅｌ ｏｆｇｅａｒ ｓｈａｆｔ ｉｓ ｂｕｉｌｔ ｂｙ ｕｓｉｎｇ Ｃａｔｉａ，ｃｏ－ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｏｆｔｈｅ ｍｏｄｅｌ ｉｎ Ｃａｔｉａ ａｎｄ Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ ｉｓ ｍａｄｅ．Ｔｈｅ ｓｔａｔｉｃ ａｎａｌｙｓｉｓ ｉｓ ｄｏｎｅ ｆｏｒ ｇｅａｒ ｓｈａｆｔ，ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ｓｈｏｗ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｇｅａｒ ｓｈａｆｔ ｄｅｓｉｇｎｅｄ
与疲劳损伤均发生花键槽的边缘。齿轮轴疲劳寿命 及损伤仿真验证了其疲劳寿命符合设计要求，为齿 轮轴的结构设计及优化提供一定的参考依据。
基于ANSYSWorkbench的直齿轮接触分析_周钊
为 max 为 0.3 σH， 最大切应力的理论解为 221 MPa。 最大接触应力和最大切应力的理论解与有限元解 误差很大。 一般来说，小的接触刚度会导致大的穿 透深度，会产生较大的误差。 增大接触刚度来抵抗 穿透，使有限元仿真结果更可靠。
图 1 齿轮分割几何模型 齿轮接触处应力变化急剧， 需要设定较密网 格，而远离关注部位的非接触区域，改用较大尺寸
收 稿 日 期 ：2011-10-06 基 金 项 目 ：湖 北 省 教 育 厅 优 秀 中 青 年 课 题 （Q20082301）；湖 北 汽 车 工 业 学 院 学 生 科 研 项 目 （S201003018）
Abstract: Taking a pair of meshing involute spur gears as the research object, the finite element model is established for spur gears contact by ANSYS Workbench. The gears are simulated based on nonlinear contact method and finite element analysis. The corresponding calculation results of different contact stiffness values are listed and the convergence is analyzed. The simulation results are compared with the traditional theory. The results show it is feasible to analyze gear contact by using finite element method. Key words: finite element; spur gear; contact stress; contact stiffness
基于ANSYS Workbench对圆柱面过盈配合接触应力的研究
基于ANSYS Workbench对圆柱面过盈配合接触应力的研究李亚洲;汤易升;陈炜;张西正【摘要】利用有限元分析软件ANSYS Workbench,模拟空心轴与包容件的过盈配合过程,通过改变单一因素的实验方法,分析圆柱面过盈配合中接触应力分布情况和各个因素的关系.本文分析了过盈量、包容件外径、接触宽度、轴向拉力和压力的影响因素.对实验结果进行分析得出如下结论:轴和包容件的接触区域的最高等效应力区,受到边缘效应的影响,最高应力集中区出现在端部边缘处.包容件在靠近边缘的中间部位出现低应力区域.空心轴表面的应力值呈现出从一端到另端逐渐增加的现象.%Using finite element analysis software ANSYS Workbench,the simulation of the hollow shaft and containing a process,by changing the single factor experiment method,analysis of interference fit of cylinder is contact stress distribution and the relationship between the factors.The interference are analyzed in this paper,the quantity,inclusive a diameter,contact width,the influence factors of axial tension and stress.Analysis of experimental results the following conclusions:shaft and tolerance of contact area of the maximum equivalent stress area,under the influence of edge effect,high stress,high in the end edge.Containing a appears near the edge of the middle low stress area.On the surface of the hollow shaft stress value present a growing phenomenon from one end to the other end.【期刊名称】《天津理工大学学报》【年(卷),期】2017(033)003【总页数】5页(P1-5)【关键词】过盈配合;有限元;影响因素;等效应力【作者】李亚洲;汤易升;陈炜;张西正【作者单位】天津理工大学机械工程学院天津市先进机电系统与智能控制重点实验室,天津300384;天津理工大学机械工程学院天津市先进机电系统与智能控制重点实验室,天津300384;天津理工大学机械工程学院天津市先进机电系统与智能控制重点实验室,天津300384;军事医学科学院卫生装备研究所,天津300161;天津理工大学机械工程学院天津市先进机电系统与智能控制重点实验室,天津300384;军事医学科学院卫生装备研究所,天津300161【正文语种】中文【中图分类】TH140过盈连接普遍采用的方法是热胀冷缩或强力压入将有过盈量的两个接触面装配到一起[1-6].在接触面上会产生很大的径向力.在过盈连接承受轴向力和扭矩时，接触区域将产生相应的摩擦力与力矩来抵御外部施加的力和力矩[7-8].过盈连接是一种半永久性连接.它有很多优点，结构简单，生产成本低，消除了焊接产生局部应力，零部件容易产生局部疲劳与断裂的缺点，也解决了部分金属材料和机械结构进行螺纹加工困难的问题，常用于薄壁件连接处（不易加工螺纹），具有良好的对中性，应力分布相对比较均匀，承载能力强，结构紧凑美观等优点[9].现阶段对过盈配合的研究，已经在很多方面进行了.有从过盈连接的接触面变形类型来研究的，将过盈面的的变形分为弹性变形和塑性变形两个阶段进行不同的研究[10].弹形是指在过盈连接件，拆卸后，原先的接触面能够恢复到原有的直径不发生永久性变形.塑性变形，接触表面的材料受到很大的力，超出其强度极限，导致接触面发生了永久性变形.另一种研究分类，将过盈连接的研究，根据接触面的形状不同，分为圆锥面和圆柱面[11]对圆柱面的研究相对比较多，主要研究领域集中在轴和轮毂配合方面，研究方法普遍采用弹性力学与材料力学的理论公式进行推导计算.应用传统的经典弹性力学，可以解决轴和包容件的应力特性问题.但随着工程研究的深入，人们需要更加直观和准确研究接触区域的非线性力学问题.一些学者提出了对过盈连接应力分布影响因素的研究.由于经典的弹性力学方法已经不再适用，无法满足对过盈配合区域的直观的定性分析.现阶段普遍采用的研究方法是将数值计算的方法引入到对过盈连接影响因素的研究中.随着有限元分析的方法的发展，很多学者利用有限元分析软件，对过盈配合面进行应力分析，能更加准确、直观、细致的分析出过盈配合的变形过程[12].本文利用有限元分析软件ANSYS Workbench，通过控制单一变量的方法，对过盈链接的影响因素进行了研究，得到每个单变量因素对接触区域应力分布的影响、应力值的影响规律.建立的有限元模型，材料选择为结构钢，空心轴总长为30 mm，外径为Φ48 mm，内径为Φ40 mm；轴套总长为Φ30 mm，基本配合外径为Φ40 mm，过盈量大小取（0.042 mm，0.059 mm，0.076 mm）内径为Φ32 mm轴和轴套均采用合金钢材，其材料常数为：弹性模量E=2.01×109Pa，泊松比ν=0.27，材料密度ρ=7 800 kg/m3.模型的建立采用中间格式倒入的方法，首先在Solid works 里建立空心轴与包容件的模型，利用中间格式导入到ANSYS Workbench软件中进行过盈配合的模拟装配.模拟装配过程如图1所示.利用Solid works建立图1a三维模型，将建立的三维模型转化为中间格式x-t的文件，导入到ANSYS Workbench中，后对网格属性，材料属性进行设置，进行网格的划分得到图1b.网格划分完成，对包容件施加约束和位移加载，方法，对包容件端部固定，同时对空心轴一端施加位移，完成的模拟装配过程.得到如图1c所示模拟装配后的应力分布图.2.1 过盈量变化对等效应力的影响的计算研究本次研究借助ANSYS Workbench软件，通过控制单一影响因素，观察结果变化的方法，研究过盈量大小，对过盈配合区域的接触应力分布的影响.本次实验，Φ40 mm孔与轴的配合采用基孔制，过盈量根据国标GB1801-1979选取H7/n7、H7/s6、H7/u6，三种过盈配合关系，通过计算得到最大的过盈量分别是0.042 mm，0.059 mm，0.076 mm.根据控制单一变量的原理，保持接触宽度，轴向力，包容件外径大小，都不变，单一改变过盈量，对三组实验对象进行模拟装配.如2图所示，图2a、2b、2c分别代表过盈量为0.042 mm、0.059 mm、0.072 mm包容件的等效应力分布图，图2中包容件的应力分布有明显的规律性，在靠近边缘的中部出现了低应力区域.图3a、3b、3c分别代表空心轴的应力分布情况，空心轴外表面接触区域应力分布，呈现出从一端到另一端逐渐增加的变化，最大应力集中到插入端.图4a所示为过盈量为0.042 mm、0.059 mm、0.072 mm的包容件，从未被约束端到被约束端的应力分布情况，从曲线图4a可知，不同过盈量下包容件表面的应力分布均发生了突变，出现低应力区，从三条曲线的总体趋势来看，接触区域的应力值大小与过盈量大小成正比，随过盈量的增加而增加.图4b代表不同过盈量下，轴的接触区域的等效应力分布曲线.从曲线中可以看出，轴的接触区域应力值，从一端到另一端不断增加，从不同过盈量的轴对比发现，轴的接触区域应力值随着过盈量的增大而升高.2.2 接触宽度的变化对应力集中情况影响的研究对接触宽度的变化对应力集中情况的研究实验，采用同样的方法，保持过盈量，包容件外径大小，轴向力F不发生变化的情况下，单一改变接触宽度的大小，建立接触宽度b=30、40、50 mm的分析模型.此实验过盈量为0.059 mm，包容件的外径Φ48 mm.图5a、5b、5c表示不同接触宽度下包容件的应力分布情况，通过对结果的观察分析可知，包容件的接触区域应力分布受到边缘效应的影响，在靠近边缘处的中间部位出现了低应力区域.图6a、6b、6c为空心轴的应力分布情况，从图中可以观察到空心轴的应力分布情况呈现一定的规律性，轴的应力值从一端到另一端逐渐增加.图7a、7b分别代表包容件与轴，在不同宽度影响下接触区域的应力曲线图.观察图7a可知，包容件的接触应力在其他影响因素不变的情况下，随着接触宽度的增加，包容件的等效应力值降低，宽度越小边缘效应越明显，边缘处应力集中越明显，最大应力值越大.图7b为空心轴的应力分布，从一端到另一端应力值逐渐增加，宽度越大应力值的变化速度越慢，曲线的越平缓，边缘处的应力集中情况越不明显. 2.3 包容件外径大小对接触应力的影响研究对包容件外径大小对配合面的应力分布影响的研究，是在保证过盈量，接触面的基本直径，轴向力，接触宽度，不发生变化的情况下，单一改变包容件的外径大小，来进行模拟装配过程.实验分析中，建立直径接触面Φ40 mm，轴向力F=0，接触宽度b=30 mm，过盈量为0.056，包容件外径大小分别是Φ48 mm、Φ56 mm、Φ62 mm的分析模型.对三个模型进行模拟装配分析，分析情况如图8、图9所示. 图8a、8b、8c分别为外径大小Φ48 mm、Φ56 mm、Φ62 mm包容件的接触区域应力分布图，从分析结果分析可知，在接近边缘的区域出现低应力区.图9a、9b、9c分别是外径为Φ48 mm、Φ56 mm、Φ62 mm的包容件对应空心轴，接触区域的应力分布情况，从图中看出空心轴的等效应力值，从一端到另一端逐渐增加，在边缘处出现最大值.图10a所示为不同外径下包容件的接触区域应力分布情况，包容件的接触区域受边缘效应的影响，最大等效应力值出现在边缘处，同时在接近边缘的中间部位有低应力区域出现.从图10a的曲线图可以看出，包容件的半径越大，从低应力区到应力集中的边缘处这段区域变化越平缓.包容件半径越大，低应力区所占据的区域范围越大，低应力区域的应力值过渡越平缓.包容件半径越大，低应力区的最小等效应力值和边缘处的最大等效应力值越小.图10b所示为空心轴的应力分布情况，从图中可知，接触的初始区域应力值变化都比较平缓，接触中期区域的应力值发生了急剧增加，包容件半径越大的对应的轴应力急剧增加的速度越慢.相反包容件半径小的等效应力值的急剧增加速度越大.2.4 轴向力对接触区应力影响的研究研究轴向力对配合区域接触应力的影响所建立的分析模型，控制单一变量，保持包容件外径，过盈量，接触宽度不变的情况下，单一改变轴向所加载的力的大小和力的方向，本次实验所建立的模型，过盈量为0.059 mm，包容件外径Φ48 mm，接触宽度b=30 mm，轴向力加载，分四种情况，F=±60 MPa和F=±130 MPa，正代表压力，负号代表拉力.模拟过盈装配的分析结果如下.图11a、11b分别代表轴向受60 MPa和120 MPa的压力作用下的配合中包容件的等效应力分布图.图11e代表空心轴在左右两端未受到力的作用时，包容件的接触区域的应力分布图.图12a、12b代表轴向受到60 MPa和120 MPa拉力力作用的配合中包容件的等效应力分布图.图12e代表空心轴不受轴向力时的应力分布图.从图11a、11b分析可知，轴向力没有影响边缘效应的出现，靠近边缘的中间区域仍然出现了低应力区，边缘处出现应力集中.图12a、12b可知空心轴的应力分布仍然保持从一端到另一端逐渐增加的趋势，边缘处应力值最大.图13a、13b分别代表不同轴向力作用下，包容件的接触区域应力分布和空心轴的接触区域应力分布情况.由图13a所示可知，包容件在接触的开始区域与中部区域应力值变化都非常平缓.其中这部分区域的应力值，在不同的轴向力作用下呈现一定的规律性，120 MPa压力＞60 MPa压力＞0作用力＞60 MPa拉力＞120 MPa拉力.图13b分析可知，轴的接触区域应力值分布情况的总体趋势与包容件相反，120MPa压力＜60 MPa压力＜0作用力＜60 MPa拉力＜120 MPa拉力.分析轴向力对应力值分布影响规律可知，轴向力对包容件应力值的影响，实质上是轴向力影响了接触区域的过盈量的值.轴在受到压力时，发生了弹性变形，半径变大，相当于增加了轴的过盈量.故压力作用下应力值高于没有作用力时的应力值，高于拉力作用下的应力值.1）圆柱面形状的过盈配合应力分布情况，受过盈量、结合面宽度、包容件直径、轴向力的影响.同时包容件的应力分布情况近似成对号函数的分布，轴的应力分布呈现近似于线性分布，包容件与轴都呈现出边缘效应，包容件的现象更明显，由边缘效应所产生的应力集中现象，应力值远远高于其他部位的应力值，这对过盈配合的可靠性产生极坏的影响.2）过盈量的大小对应力值的影响有着直接对应的关系，随着过盈量的增加，应力值增加.接触区域宽度对过盈配合区域应力值分布有一定的影响，接触区域越宽，包容件的应力集中现象越弱，边缘处的最大等效应力值越小，过盈连接越可靠.包容件外径大小对应力分布有影响，但实验结果的曲线具有一定的复杂性，总体表现是半径越小，包容件的边缘处应力集中越明显，应力值变化越快.3）轴向力对应力分布影响显著，包容件的区域应力值分布呈现出的规律为轴两端受到压力时，大于两端不受力，大于两端受到拉力作用.在承受范围内，两端力越大，这种现象越明显.轴的表面接触区域的应力值分布，在受到拉力作用时，区域的应力值高于受到压力作用，两端的力越大这种现象越明显.影响包容件应力值分布的原因，最终可以归结于过盈量的变化，轴在受到压力和拉力时，发生弹性变形改变原有过盈量，引起包容件应力分布的变化.【相关文献】［1］杨广雪，谢基龙，李强，等.过盈配合微动损伤的关键参数［J］.机械工程学报，2010，46（16）：53-59.［2］黄庆学，王建梅，静大海，等.油膜轴承锥套过盈装配过程中的压力分布及损伤［J］.机械工程学报，2006，42（10）：102-108.［3］陈连.过盈连接可靠性设计研究［J］.中国机械工程，2005，16（1）：28-30.［4］张洪才.Ansys14.0理论解析与工程应用实例［M］.北京：机械工业出版社，2012.［5］刘江.Ansys14.5 workbench机械仿真实例详解［M］.北京：机械工业出版社，2014. ［6］张杰，韩传军.轴向载荷下空心轴过盈联接的力学特性［J］.四川大学学报，2013，45（S1）：53-57.［7］李伟建，潘存云.圆柱面过盈连接的应力分析［J］.机械制造与技术，2008，27（3）：313-317.［8］张敬佩，李初晔.过盈配合产生的接触压力和拔出力计算[J].机械设计与制造，2010（10）：195-197.［9］王少江，李学明，张安鹏，等.大型焊接齿轮与轴过盈配合有限元分析［J］.煤矿机械，2015，36（5）：134-136.［10］滕瑞静，张余斌，周晓军，等.圆柱面过盈连接的力学特性及设计方法［J］.机械工程学报，2012，48（13）：160-166.［11］李伟建，潘存云.圆柱面过盈连接的应力分析［J］.机械科学与技术，2008，27（3）：313-317.［12］张杰，韩传军.轴向载荷下空心轴的过盈连接力学特性［J］.四川大学学报：工程科学版，2013（S1）：53-57.。
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：0.31.3 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 Bisection。
基于workbench的减速器齿轮接触分析
分 析 理 论 为基 础 ， 建 立 ｒ啮 合 轮 的 ＝ ｉ 维有限元模型 ， 通 过 接 触
应力、 应 变 的计 算 ． 为接 触庖 力 分 析 与强 度 校 核 提 供 了 快 速 有
效 的 ‘ 法 ｌ 接触 分析 理 论 ３ 加 载 求解
、
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图 １ 有 限元 模 型
ｆ Ｋ ｌ ｛ Ｕ ＝ ｝ ＋｛ Ｒ （ １ ）
３ ． Ｉ 边 界 条件
小 齿 轮 内 施 Ｊ Ｊ Ｉ 】 动 扭 ， 约 束 小 轮 内 Ｉ 巷 Ｉ 所仃 Ｊ 点 径 向 和轴 ｒ 口 】 的自ｒ ｈ 度 刈 。 从 动 轮 内 所行节点施 『 Ｊ ｆ ¨约求 ． Ｉ 定轴 向 、 径向、 轴 ｌ ＇ Ｉ …度 ， Ｊ Ｊ Ｉ ｌ 裁 模 如 『 皋 ｌ ２所 示
关键词 ： 减速 器： 接 触 分析 ： 优 化
中 图分 类 号 ： ｒ Ｈ １ ３ ２ 文献标识码： Ａ 文章编号 ： ｌ ０ ０ ３ — ５ ｌ ６ ８ （ ２ ０ １ ４ ） １ ５ － ０ ０ ７ ７ — ０ ２
轮啮合是一种高度仲线性行为 ， 传 统 的 齿 轮 没计 以 材 料 学 或 弹 性 力 为基 础 ， 埘接触模型做了很多假设与简 化， 所 以¨ ’ 算 结 果不 能 准 确 地 反映 实 际 变形 和应 力情 况 ．不 准 确 素 的仃 使 得 齿 轮 运 ｝ 的 连 续 性 、平 稳 性 以 及 寿命 受 到 一 定 度
摘
５ ２ ４ ０ ０ ０ ）
要 ：以一 对 相 互 啮 合 的 渐 开 线 直 齿 轮 为研 究 对 象 ， 运 用 Ｓ ｏ ｌ ｉ ｄ ｗ ｏ ｒ ｋ ｓ三 维 建 模 软 件 建 立 了直 齿 轮 接 触 的 实体 模 型 采 用
浅谈ANSYS Workbench接触设置
浅谈ANSYS Workbench接触设置0、引言ANSYS中的接触可涉及位移、电压、温度、磁场等自由度，在这些接触中，涉及位移自由度的接触是比较复杂的。
本文大概介绍了ANSYS中接触求解的原理，并使用ANSYS Workbench计算了两圆柱接触和轮齿接触的接触应力并与赫兹公式进行了对比，最后给使用ANSYS Workbench求解接触时提供了一些建议。
鉴于作者水平有限，难免会存在一些错误，希望广大读者批评指正。
1、ANSYS接触公式理论接触处理往往是复杂的。
可能的话推荐使用程序默认的设置。
因为现实接触体之间不会相互穿透，程序必须在两个表面之间建立一种关系，在分析中阻止彼此穿透。
程序阻止相互穿透的行为被称之为强制“接触兼容性”。
图1 接触穿透示意图为了在接触界面上强制执行兼容性，Workbench Mechanical通常提供了几个接触公式。
这些公式定义了使用的求解方法。
图2 接触算法设置界面•纯罚函数法•增广拉格朗日法•常规拉格朗日法•多点约束（MPC）法•梁(beam)如果穿透在一个接触容差（FTOLN*下层单元的深度）范围内，接触兼容性则是满足的。
接触深度是一个接触对中每个接触单元深度的平均值。
如果程序检测到任意穿透大于这个容差，全局求解仍然认为是不收敛的，即使残余力和位移增量达到了收敛准则。
图3 下层单元深度示意图2、纯罚函数法和增广拉格朗日法接触公式对于非线性实体接触面，可使用纯罚函数公式或者增广拉格朗日法公式。
这两个都是基于罚函数接触公式：F Normal=K Normal*X Penetration有限接触力F Normal，是接触刚度K Normal的函数。
接触刚度越高，接触穿透X Penetration越小，如下图说明：图4 接触刚度与接触穿透的示意图理想的，对于一个无限大的接触刚度K Normal，可以获得一个0穿透。
在基于罚函数方法下这在数值上是不可能的，但是，如果只要X Penetration足够小或者可以忽略，则认为求解结果是精确的。
静力学接触分析workbench
静力学接触分析如图所示，这个模型由四个部分组成，A区域受到一个垂直向下的力100N，B区域被完全固定，管状工件与夹具之间摩擦系数为0.4，其余各接触面的摩擦系数为0.1；此外还要施加螺栓（螺丝直径6mm）预紧力3000N，管状工件的材料为铜合金，其余为结构钢；在静力学分析的条件下，保证螺杆不会失效。
提示：1、接触区的网格划分尽量细化；2、要施加螺栓预紧力就需要对模型进行处理，做出一个切片（如下图）；3、接触区的设置也极为重要。
分析流程：1、导入几何模型（做切片处理）；2、添加材料属性，定义材料；3、划分网格（接触区的网格划分尽量细化）；4、施加载荷和约束（预紧力的施加）；5、求解（在重要零件或截面查看位移、应力）；6、查看结果，得出结论；7、检验结果的正确性。
a、前处理b、求解c、后处理解题步骤：1、 导入模型：打开workbench ，双击static structural ，右键单击A3栏（即geometry ）选择import geometry ，导入Pipe Clamp.x_t 模型，确定单位mm ；2、 切片处理：双击A3栏，进入Pipe Clamp.x_t 模型，如图1所示，新建坐标系（C 面），冻结模型（tools freeze ），在C 面处生成切片（create slice ），再将螺栓的两个solid 通过from new part 生成一个solid ；图1 螺栓切片处理3、 添加材料：返回到unsaved project-workbench 界面，双击A2栏（即engineering data ），双击outline filter 界面的A3栏（即general materials ），添加材料铜合金（即copper alloy ）； 4、 定义材料：双击A4栏（即model ），将管状工件的assignment 设置为copper alloy ，其他材料均为structural steel ；5、 划分网格：单击mesh ，在其下拉菜单中选择preview surface mesh ，产生如图2所示相对粗糙的四面体网格，展开明细栏中的statistics 项目，检查模型节点输与单元数；图2 划分网格（粗糙）图3 statistics 项目6、 网格细分：选择装配图中的接触面，如图4所示，点击鼠标右键选择insert >refinement ，点击preview surface mesh ，观察其网格变化，并检查模型节点输与单元数，如图5、6所示；---------------------------------------------------------------------------------此为第一种方法 点击鼠标右键选择insert> contact sizing ，选择接触面和单元大小-------此为第二种方法图4 选择细化表面图5 网格细化图6 statistics 项目7、施加载荷：单击左侧的static structural，选择A表面，鼠标右键选择insert>force，力的大小设为100N，方向如图7所示；8、施加约束：选择B表面，鼠标右键选择insert>fixed support；9、加预紧力：选择如图所示D表面，鼠标右键选择insert>bolt pretension，设定力的大小为3000N；图7 施加约束与载荷10、添加摩擦系数：选择connections，在明细栏中将type改为frictional，管状工件与夹具之间的摩擦系数设为0.4，其余接触面的摩擦系数均为0.1；图8 设置摩擦面系数11、求解：单击solution，在弹出的工具条中，deformation下选择total查看装配图总变形；stress下选择equivalent stress查看装配图V on Mises等效应力；deformation下选择total查看螺栓总变形；stress下选择equivalent stress查看螺栓V on Mises等效应力；选择body，点击管状工件，鼠标右键选择insert>deformation>directional，查看管状工件X方向上的位移；右键单击solution选择insert，添加contact tool，查看螺栓与夹具在接触面处的frictional stress和pressure.12、查看结果：单击solve进行求解（图解）；图9 装配图在X方向上的总位移图10 装配图Von Mises等效应力图11 螺栓在X方向上位移图12 螺栓Von Mises等效应力图13 螺栓与夹具接触面的frictional stress（摩擦应力）图14 螺栓与夹具接触面的pressure（压力）图15 管状工件在X方向上的位移13、查看报告：单击report preview，查看报告：表1：装配图、螺栓的位移和应力（如图9、10、11、12、15所示）表2：螺栓与夹具之间的受力分析（如图13、14所示）14、分析与结论：两种不同的细化网格对应力的结果产生很大影响（步骤6），但位移基本相同。
基于AnsysWorkbench和SimSolid齿轮夹臂机构静力学仿真分析
Internal Combustion Engine &Parts0引言Altair SimSolid 是专门为设计工程师开发的结构分析软件，采用的无网格技术，无须繁琐的软件设置，无须网格划分快速实现结构分析，并提供准确的分析结果，快速预测产品性能。
SimSolid 计算引擎基于对外部近似理论的扩展，通过多通道适应性“multi-pass adaptive ”控制分析的准确性，使其具有极快的速度和内存使用效率。
AnsysWorkbench 是采用传统的FEA 技术，将工程结构离散为由各种连续单元组成的计算模型，求解各个单元的满足条件（如结构的平衡条件），从而得到问题的解。
本文通过三维造型软件Autodesk Inventor 对齿轮夹臂机构建立参数化数学模型，并采用AnsysWorkbench 及SimSolid 分别对模型进行齿轮接触分析，模拟齿轮的静力学仿真，对比并分析相同工况下，两种分析软件的结果，说明采用SimSolid 软件的精准性和可靠性。
1建立数学模型某种泊车AGV 使用的夹臂机构，需求如下：①不使用时，可收缩回结构内，使用时，可完全支撑汽车轮胎的重量；②同时保证在AGV 紧急制动时，轮胎不会冲出夹臂结构。
鉴于上述功能及和空间布置要求，初步方案设计采用齿轮传动方式以满足上述要求。
齿轮材料为40Cr ，模数为5mm ，压力角为20°，四个齿轮的齿数为28（全齿状态），两辆齿轮中心距为140mm 。
利用Autodesk Inventor 齿轮工具快速建立齿轮模型，并根据模型夹臂伸出尺寸要求，修改两个夹臂齿轮和拨叉齿轮结构，修改后其结构如图1所示。
2AnsysWorkbench 分析设置及结果AnsysWorkbench 是基于Ansys 的基础上开发的，作为新一代多物理场协同仿真分析软件。
其步骤如下：①导入模型：在Autodesk Inventor 中导出Stp 或者X-T 格式文件。
基于Ansys Workbench的齿轮轴有限元分析
引言摆线针轮行星传动属于K-H-V 行星齿轮传动，与普通的齿轮传动相比，摆线针轮行星传动具有以下主要特点：传动比范围大，单级传动比为6~119，两级传动比为121~7569，三级传动比可达6585030；结构紧凑、体积小、质量轻。
摆线针轮行星传动采用了行星传动结构和紧凑的输出机构，因而结构紧凑，与相同功率的普通齿轮传动相比，体积和质量均可减少1/2~1/3；运转平稳，噪声低；在摆线针轮行星传动过程中，摆线行星轮与针轮啮合齿数较多，且摆线行星轮与针轮的啮合、输出机构的销轴与行星轮端面的销轴孔及行星轮与偏心套之间的接触都是相对滚动，因而运转平稳、噪声低；传动效率高，除了针轮的针齿销支承部分外，其他部件均为滚动轴承支承，同时针齿套的使用使得针轮与摆线行星轮的啮合由滑动摩擦变为滚动摩擦。
因而，摆线针轮行星齿轮传动机构同一般的减速机构相比有更高的传动效率。
一般单级传动效率为90%~95%。
齿轮轴是传动的薄弱环节，限制了高速轴的转速和传递的功率。
减速器系统强度取决于减速器内部各个零件的强度，它们直接决定了减速器的使用寿命，因而各零件具有合理的强度是十分重要的。
国内外许多专家学者对减速器的强度分析作了深入的研究，常用的方法有解析法、试验法和有限元法。
张迎辉等利用MATLAB 软件分析计算得出行星架的支承刚度和曲轴的弯曲刚度对固有频率的影响明显[1]。
张迎辉等分析了机器人用RV 减速器中支承轴承刚度及曲轴和齿轮之间角度周期性变化的影响，并对轴承刚度的灵敏度进行了分析，提出了避免共振和保持精度的方法[2]。
在风电变桨减速器零部件设计过程中需要考虑零部件的传动可靠性、安装合理性，而齿轮轴作为传动的关键零件，在实际应用中至关重要，该零件也容易造成磨损，所以对其进行强度分析就显得尤为重要。
此外，对于轴这些传递动力的零件应在满足强度要求的前提下，使其尺寸尽量小、寿命尽量长。
1齿轮轴的设计因轴为齿轮轴，材料与行星齿轮的相同，故选用20CrMnTi ，渗碳淬火、回火处理。
基于Workbench的直齿轮模态与谐响应分析
基于Workbench的直齿轮模态与谐响应分析王超;张小辉;孙长青【摘要】为提高齿轮的接触性能,降低齿轮的失效形式,避免轮齿啮合过程中产生共振现象,利用三维建模软件Proe/E进行齿轮的参数化建模及装配仿真,保存副本IGES格式,利用Proe/E与Workbench接口导入到Workbench中,对啮合齿轮实体模型进行模态分析与谐响应分析.通过模态分析,研究啮合齿轮的固有振动特性,得到啮合齿轮前8阶振动固有振型与固有频率,进一步分析共振频率,避免发生共振现象.研究齿轮谐响应分析,在不同频率载荷激励下,得到齿轮啮合的频率响应曲线,分析静态负载、模态负载及阻尼对谐振响应的影响.【期刊名称】《沈阳工程学院学报（自然科学版）》【年(卷),期】2018(014)002【总页数】5页(P175-179)【关键词】Workbench;模态分析;谐响应分析;齿轮啮合【作者】王超;张小辉;孙长青【作者单位】沈阳工程学院工程实训中心,辽宁沈阳110136;沈阳工程学院工程实训中心,辽宁沈阳110136;沈阳工程学院机械学院,辽宁沈阳110136【正文语种】中文【中图分类】TH132.41随着高、精、尖机器的飞速发展，对传动系统的要求越来越高。
齿轮传动是机器传统系统的主要形式，其啮合的动态性能对机器性能起着关键作用。
为降低齿轮的失效形式，研究齿轮接触的动力学分析就显得非常重要。
齿轮啮合工作中，在外界因素和自身性能的激励下将发生振动现象。
振动系统的固有频率和固有振型是其动态特性的关键因素，通过模态分析得出齿轮啮合的固有频率和振型变化是研究机器避免发生共振的基础，从而提高机器运转的工作效率和寿命。
齿轮啮合过程中，轮齿会受到载荷冲击，在不同载荷激励下，轮齿的受损程度不同。
轮齿结构在受到不同频率沿正弦变化载荷作用下，得到应力、应变的频率响应曲线，为进一步研究齿轮特性提供参考。
齿轮啮合是一种复杂的接触过程,因为作用力的改变而成为一个非线性问题。
基于ANSYS WORKBENCH的齿轮接触应力分析
基于ANSYS WORKBENCH 的齿轮接触应力分析蓝娆1 杨良勇 2 罗昌贤3(1柳州市采埃孚机械有限公司 广西柳州5450072四川工程职业技术学院 四川 德阳 6180003广西柳工机械股份有限公司 广西柳州545007) 摘要：在理论分析的基础上，建立齿轮接触对的有限元模型，在有限元分析软件ANSYS Workbench 建立接触对，添加约束和加载，得到齿轮接触应力大小，齿轮应力集中主要发生在齿根圆角处，和理论计算分析对比。
得出相关结论为以后齿轮接触的有限元分析提供了依据。
关键词：齿轮接触对；ANSYS Workbench ；接触应力；有限元分析0引言齿轮是传动系统中承受载荷和传动动力的主要零部件，也是最容易出故障的零件之一。
据统计，在各种机械故障中，齿轮失效就占总数的6 0 ％以上，其齿面损坏又是齿轮失效的主要原因之一。
因此，工程中需要发大量工作对齿面强度及其应力进行分析。
ANSYS Workbench 是用 A NS YS 求解实际问题的新一代产品，它是专门从事于模型分析的有限元软件，拥有与CAD 的无缝接口、新一代的参数化建模工具，其强大的分析功能可以很准确地反映实际物体的状态。
可进行静力学分析、动力学分析、非线性分析等。
本文从柳州市采埃孚机械有限公司实际问题出发，建立齿轮接触对的三维有限元模型，在有限元分析软件ANSYS Workbench 计算得到齿轮接触对的接触应力，与传统理论计算公式得出比较，为齿轮的快速设计和进一步的优化设计提供条件。
1齿轮参数化建模齿轮的设计，加工，生产是一个复杂、严格的过程 ，如果能够实现齿轮在设计上的参数化建模，那么就避免了齿轮的反复设计，每次只要改变参数就能得到自己想要的齿轮，这将为齿轮的生产带来极大的方便。
利用CAD 软件UG ，其与ANSYS Workbench 可以实现无缝连接，其参数化建模功能和有限元分析模块可以在同一平台完成，避免了从CAD 软件到CAE 软件的转换，提高了设计效率，同时又有利于设计数据的统一管理。
基于ANSYS Workbench对渐开线直齿圆柱齿轮接触疲劳寿命分析
基于ANSYS Workbench对渐开线直齿圆柱齿轮接触疲劳寿命分析ANSYS Workbench 对渐开线直齿圆柱齿轮接触疲劳寿命分析随着工业技术的发展，机械传动的要求也越来越高，其中齿轮传动作为一种重要的机械传动方式，其性能要求也更加苛刻。
齿轮传动在使用过程中，由于长时间受到外界力的作用，很容易出现接触疲劳问题，从而影响其正常工作。
因此，如何预测齿轮接触疲劳寿命，对于提高齿轮传动的可靠性，具有重要的意义。
渐开线直齿圆柱齿轮是一种传动效率高、噪音小、负载能力强的齿轮。
为了准确预测其接触疲劳寿命，我们可以使用ANSYS Workbench来进行分析。
首先，在ANSYS Workbench中建立一个3D的渐开线直齿圆柱齿轮模型，确定齿轮的几何参数和材料属性，在模型中加入齿形偏差和存在底隙等实际工作条件，再定义边界条件、力和载荷。
接下来，我们使用ANSYS中的逐步荷载分析方法，模拟齿轮在连续负载中的应力、应变和位移等变化情况。
然后，通过霍尔曼准则计算渐开线直齿圆柱齿轮的接触应力、接触疲劳极限和疲劳指数等参数，进而预测其接触疲劳寿命。
同时，为了保证分析结果的准确性，在分析过程中我们还需要考虑一些影响因素。
例如，在定义材料属性时，需要考虑其疲劳性能和断裂模式。
在模拟载荷和边界条件时，需要确保其与实际工作条件相匹配，并考虑齿轮工作时的动态因素。
最终，通过ANSYS Workbench对渐开线直齿圆柱齿轮的接触疲劳寿命进行分析，可以预测出齿轮在不同负载条件下的疲劳寿命，分析出齿轮的疲劳寿命与设计的安全寿命之间的差距，进而优化齿轮的设计方案，提高其可靠性和寿命。
总之，ANSYS Workbench作为一款常用的FEM软件，能够提供准确的齿轮接触疲劳分析，对于提高齿轮传动的性能、可靠性和寿命，具有很大的作用。
对渐开线直齿圆柱齿轮进行接触疲劳寿命分析时，需要收集并分析一些相关数据，以确定齿轮的材料属性、载荷、边界条件等因素。
静力学接触分析workbench
静力学接触分析如图所示，这个模型由四个部分组成，A区域受到一个垂直向下的力100N，B区域被完全固定，管状工件与夹具之间摩擦系数为0.4，其余各接触面的摩擦系数为0.1；此外还要施加螺栓（螺丝直径6mm）预紧力3000N，管状工件的材料为铜合金，其余为结构钢；在静力学分析的条件下，保证螺杆不会失效。
提示：1、接触区的网格划分尽量细化；2、要施加螺栓预紧力就需要对模型进行处理，做出一个切片（如下图）；3、接触区的设置也极为重要。
分析流程：1、导入几何模型（做切片处理）；2、添加材料属性，定义材料；3、划分网格（接触区的网格划分尽量细化）；4、施加载荷和约束（预紧力的施加）；5、求解（在重要零件或截面查看位移、应力）；6、查看结果，得出结论；7、检验结果的正确性。
a、前处理b、求解c、后处理解题步骤：1、 导入模型：打开workbench ，双击static structural ，右键单击A3栏（即geometry ）选择import geometry ，导入Pipe Clamp.x_t 模型，确定单位mm ；2、 切片处理：双击A3栏，进入Pipe Clamp.x_t 模型，如图1所示，新建坐标系（C 面），冻结模型（tools freeze ），在C 面处生成切片（create slice ），再将螺栓的两个solid 通过from new part 生成一个solid ；图1 螺栓切片处理3、 添加材料：返回到unsaved project-workbench 界面，双击A2栏（即engineering data ），双击outline filter 界面的A3栏（即general materials ），添加材料铜合金（即copper alloy ）； 4、 定义材料：双击A4栏（即model ），将管状工件的assignment 设置为copper alloy ，其他材料均为structural steel ；5、 划分网格：单击mesh ，在其下拉菜单中选择preview surface mesh ，产生如图2所示相对粗糙的四面体网格，展开明细栏中的statistics 项目，检查模型节点输与单元数；图2 划分网格（粗糙）图3 statistics 项目6、 网格细分：选择装配图中的接触面，如图4所示，点击鼠标右键选择insert >refinement ，点击preview surface mesh ，观察其网格变化，并检查模型节点输与单元数，如图5、6所示；---------------------------------------------------------------------------------此为第一种方法 点击鼠标右键选择insert> contact sizing ，选择接触面和单元大小-------此为第二种方法图4 选择细化表面图5 网格细化图6 statistics 项目7、施加载荷：单击左侧的static structural，选择A表面，鼠标右键选择insert>force，力的大小设为100N，方向如图7所示；8、施加约束：选择B表面，鼠标右键选择insert>fixed support；9、加预紧力：选择如图所示D表面，鼠标右键选择insert>bolt pretension，设定力的大小为3000N；图7 施加约束与载荷10、添加摩擦系数：选择connections，在明细栏中将type改为frictional，管状工件与夹具之间的摩擦系数设为0.4，其余接触面的摩擦系数均为0.1；图8 设置摩擦面系数11、求解：单击solution，在弹出的工具条中，deformation下选择total查看装配图总变形；stress下选择equivalent stress查看装配图V on Mises等效应力；deformation下选择total查看螺栓总变形；stress下选择equivalent stress查看螺栓V on Mises等效应力；选择body，点击管状工件，鼠标右键选择insert>deformation>directional，查看管状工件X方向上的位移；右键单击solution选择insert，添加contact tool，查看螺栓与夹具在接触面处的frictional stress和pressure.12、查看结果：单击solve进行求解（图解）；图9 装配图在X方向上的总位移图10 装配图Von Mises等效应力图11 螺栓在X方向上位移图12 螺栓Von Mises等效应力图13 螺栓与夹具接触面的frictional stress（摩擦应力）图14 螺栓与夹具接触面的pressure（压力）图15 管状工件在X方向上的位移13、查看报告：单击report preview，查看报告：表1：装配图、螺栓的位移和应力（如图9、10、11、12、15所示）表2：螺栓与夹具之间的受力分析（如图13、14所示）14、分析与结论：两种不同的细化网格对应力的结果产生很大影响（步骤6），但位移基本相同。
基于Ansys Workbench的齿轮接触应力分析
基于Ansys Workbench的齿轮接触应力分析
梁竞夫;张浩
【期刊名称】《机械管理开发》
【年(卷),期】2016(000)007
【摘要】通过实例阐述了如何运用UG软件对一对相互啮合的齿轮进行建模,并利用Ansys Workbench对模型进行有限元划分,结合实际使用状况,对齿轮加载约束和载荷,对该对齿轮的齿面接触应力进行有限元分析.
【总页数】3页(P27-29)
【作者】梁竞夫;张浩
【作者单位】太原重工齿轮传动分公司,山西太原030024;太原重工股份有限公司,山西太原030024
【正文语种】中文
【中图分类】TG457.25
【相关文献】
1.基于ANSYS Workbench的变速器齿轮应力分析 [J], 管朕凤;徐小兵;杜亚梦;黄亚辉;刘恒
2.基于ANSYS WORKBENCH的齿轮接触应力分析 [J], 蓝娆;杨良勇;罗昌贤
3.基于ANSYS Workbench的差速器半轴齿轮弯曲应力分析 [J], 刘连;谢霞
4.基于Workbench的圆锥直齿轮静接触应力分析 [J], 吴文秀;刘威;周丰;何志辉
5.基于ANSYS Workbench直齿圆柱齿轮传动接触分析 [J], 江宏
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基于Workbench的圆锥直齿轮静接触应力分析
示最小为一６１ ９ １ ９ ＭＰａ（魄号表乐方向与所选方 向槲厦）．最太为８６０ ９２ ＭＰａ；最大出现在正接触 街Ⅲ正中心啮合线跗近蛙．最小出现在即将接触４、 瑞渐开线中点区域处阿荷均小于传统经验ｉ１锋伉 （接触血力ｄ『，＝９３５ ８５７ Ｎ／ｒａｍ＝）
况下的施加就倚和约求如下：①考Ｉｇ锥齿而静接艟． 大齿轮为从劫轮，故选择固定约束．利Ｊ；Ｉｊ Ｃｙｌｉｎｄｒｉｃａｌ Ｓｕｐｐｏｒｔ（轴孔为阋柱表而）和Ｆｉｘｅｄ Ｓｕｐｐｏｎ（周定 约束＇：＠小尚轮为Ｉ－动轮．放在小齿轮轴孔址曝加
５０ ０００ Ｎ…ｍ的转功扭矩．方向为陋时针方向．与
定义接触部分＾目相对应． 施加载荷和约求詹结求如图８所示
锥齿轮建模与动力学分析［Ｊ］．机械传动，２０１０＋３４（９）：４３—４６．
Ⅲ 尹鹏．杨明川Ｉ．王春秀．大型风力发电机组戈键部件的有限元
分析［Ｊ］．机械设计与制造．２０１０。（６）：４７～４９．
嘲 马边际，王伟．秦飞龙。等．ＡＮＳＹＳ Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ在球阀疲劳磨
损分析巾的应用［Ｊ］．煤矿机械，２０１０，３１（９）：２３ｌ一２３３．
啮合线长度ｇ。一１５．３６５ ｍｍ 当量齿轮基圆齿距加一８．７９９ ｍｍ
１８９．８￣／Ｎ／ｍｍ２，直齿轮螺旋角系数Ｚｐ一１，锥齿 轮系数乙一０．８，载荷分配系数Ｚ，５—１，试验齿轮
端面重合度￡。一譬＝１．７４６
的接触疲劳极限盯洲。一１ ３００ Ｎ／ｍｍ２，长期工作取
Ｐ曲
为无限寿命系数ＺＮ一１，润滑油影响系数Ｚ，，ｖＲ一
齿轮的传动动力和运动是通过轮齿共轭齿面间的相互作用来传递的每一次传递过程都伴随着一对或多对齿而啮合在变化着的接触应力作用下齿面材料就会出现点蚀齿面上最初出现针尖大小的麻点如果工作条件得不到很好改善麻点就可能扩大连成一片形成明显的齿面损伤
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图8
施加的载荷和约束效果图
2. 2. 5
求解
在 P roject 设计树 Solut ion 中添加所要求的结 果 , 要求相应的应 力 ( Stress) 云图, 形变 ( Defor ma t ion) 云图和接触工具 ( Co nt act T o ol) . 通过接触工 具定义受压接触齿面为接触几何体, 如图 9 所示 ; 由 于大小端几何参数不相等 , 为了使锥齿轮大小端的 变形更接近于 反映组件抵抗静态外载 荷变形的能 力 , 故在设计树 Connectio ns 中的接触区域 A 、 B将 小齿轮接触面法向刚 度系数 ( no rmal stif fness fac t or) 设 置 为 2, 然后 点 击 SOLVE , 用 软 件 运 算 求解.
u 2 + 1 M- B E LS Z Z Z Z Zk u ( 1)
=
H lim
Z N Z LV R Z X Z W
( 2)
( 3) 50 / 63. 40) N =
中点分度圆上的切向力 F t = 2000 T 1 / d m1 = ( 2000 1577. 3N .
通过查阅齿轮手册和有关计算公式 , 可得使用 系数 K A = 1. 25, 动载系数 K V = 1. 045, 齿向载荷 分布系数 K H = 1. 65 , 端面载荷系数 K H = 1. 0, 单对齿啮合系数 Z M- B = 1 . 476 8 , 弹性系数 Z E = 189. 8 N/ mm , 直齿轮螺旋角系数 Z = 1, 锥齿
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成组技术与生产现代化 2011 年第 28 卷第 1 期
现代设计技术
表1 项目 分锥角 / 度 齿顶高 / mm 齿根高 / mm 节度圆直径 / mm 齿顶圆直径 / mm 齿根圆直径 / mm 锥距 / mm 齿根角 / 度 顶锥角 / 度 根锥角 / 度 顶隙 / mm 分度圆齿厚 / mm 当量齿厚 / mm 齿宽 / mm 20. 37 取 23 29. 69 26. 11 0. 8 6. 28 77. 66 63. 40 78. 78 54. 92 76. 94 3. 57 91. 79 60. 31 机床主轴直齿锥齿轮传动的主要几何尺寸 小锥齿轮 ( 主动轮 ) 27. 9 4 4. 8 119. 76 262. 99 115. 27
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基于 Workbench 的圆锥直齿轮静接触应 力分析
为了建立圆锥直齿轮传动实体模型和进行静接
触有限元分析 , 笔者将在 Catia 中创建锥齿 轮传动 的三维模型导入 w o rkbench, 定义材料和接触齿面 , 划分网格 , 施加载荷和约束条件及求解 , 将模拟仿真
Group Technology & Production Modernization
Vo l. 28, N o. 1, 2011
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现代设计技术
2. 2 Wo rkbench 有限元分析计算 2. 2. 1 建立 DS 仿真文件而进行静接触分析 将 大小 圆 锥 齿 轮 组件 导 入 分 析 软件 Wo rk bench 的 DM 模块 , 进而建立新的 DS 仿真文件进行 静接触分析 , 其命令有 : St art/ New / Sim ulat ion/ Geom et ry/ Fro m F ile/ Co ne_Gear. CAT Pr oduct ( 组件模型) . 在新建的 DS 文件中输入装配 体, 两两零件之 间的 w orkbench 软件将自动生成接触对. 我们需要 删除软件自动生成的接触齿面组, 而手动添加 2 组 受压齿面, 作为接触面 ( 齿面受拉面相对受压面较安 全 , 故其接触面不考虑 ) , 接触面接触类型 ( T ype) 均 设为 bo nded( 绑定 ) , 如图 4 所示 .
2. 2. 6 后处理 / 查看结果 在后处理中可以看到不同的结果 : 应力应变分 量, 接触应力 , 滑移距离等. 对这些结果进行分析 , 与传统经验计算结果相对照, 验证有限元设计方法 的可靠性 . 锥齿轮等效应力云图如图 10 所示. 从图 10 中 可以得出 , 等效应力最大出现在即将正接触齿对的 小端渐开线中点区域附近 . 接触齿对的小齿轮接触 状态云图如图 11 所示. 接触粘合处( Sticking) 最好 为靠近小齿轮 大端渐 开线 中点 区域靠 下处 , 最 差 ( Far) 为小齿轮大端渐开线顶点处 . 反映接触状态
- 1 = 21 . 77 mm
H
= =
K AK VK H K H F d ml l bm 1 . 25 1. 476 8
u + 1Z M- B Z E Z L S Z Z k u 1 577. 3 1 . 889 2 + 1 1. 889
Hp
2
1. 045 1. 65 1. 0 63 . 40 22. 77 2. 5 189. 8 1 1
图3
直齿锥齿轮实体模型图
图5
定义新材料 20Cr 材料属性
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成组技术与生产现代化 2. 3 划分网格 有限元网格划分的基本原则是: 网格数量的多 少将决定计算结果的精度 , 随着网格数量的增加, 计 算精度会有所提高 , 但计算时间和规模也会相应增 加. 在载荷变化梯度较大的部位 ( 如接触区域 ) , 为 了较好地反映接触结果变化规律 , 需要采用比较密 集的网格划分. 一般情况 下, ANSYS WORKBEN CH 划分 网 格都是系统默认的, 不需要我们去选择 , 只需控制单 元大小或者划分网格的方法即可 . 而对锥齿面接触 区域来说, 需要设定网格单元大小 ( Element size) 为 0. 4 m m, 总体划分网格的光顺性( Smoo thing) 为适 中( M edium) . 网格划分的整体结果如图 6 所示. 小齿轮接触 区域放大效果如图 7 所示 . 况下的施加载荷和约束如下 : 考虑锥齿面静接触, 大齿轮为从动轮, 故选择固定约束 , 利用 Cy lindr ical Support ( 轴孔为圆柱表面 ) 和 Fix ed Support ( 固定 约束) ; 小齿轮为主动轮 , 故在小齿轮轴孔处添加 50 000 N mm 的转动扭矩, 方向为顺时针方向, 与 定义接触部分方向相对应. 施加载荷和约束后结果如图 8 所示.
圆锥齿轮是现代生产中非常重要的传动部件之 一, 具有结构紧凑、 传动平稳、 工作可靠、 寿命长等特 点 , 广泛应用于车辆、 机床及其他动力和传动装置 上. 而正交转动的直齿轮具有制造容易 , 成本低, 适 用于低速轻载而稳定的传动. 齿轮的传动动力和运 动是通过轮齿共轭齿面间的相互作用来传递的 , 每 一次传递过程都伴随着一对或多对齿面啮合, 在变 化着的接触应力作用下, 齿面材料就会出现点蚀, 齿 面上最初出现针尖大小的麻点 , 如果工作条件得不 到很好改善, 麻点就可能扩大连成一片 , 形成明显的 齿面损伤 . 为了避免这种现象, 往往需要根据传统 经验公式计算接触应力来校核齿面接触强度 . 随着 实体建模及有限元理论的日益发展和完善, 利用软
利用 Catia 建立实体 模型 , 并导 入有 限元软 件 Ansys Wor k bench 来定义材料属性 , 通过网 格划分 及约束 条件等有 限元 分析方法研究了机床 主轴 传动锥 齿轮 静接触 应力 . 对 比传 统经验公式计算的结果 , 发现仿真分析结果与传统经 验的计 算结果 吻合较 好 , 从而 验证了 利用 Wo rkbench 分 析直 齿轮 静接触应力的合理性和可行性 . 关 键 词: 直齿 锥 齿 轮 ; 静 接 触 应 力 ; 有 限 元 分 T H132. 421 文献标识码 : A 析 ; W orkbench 中图分类号 : do i: 10. 3969/ j. issn. 1006- 3269. 2011. 01. 006
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传统经验计算
1. 1 直齿锥齿轮的基本参数 图 1 所示为某机 床主轴传动采用的直齿锥齿 轮 , 已知输入 机床主轴转矩 T 1 = 50 N m, 小齿轮 ( 主动轮 , 图 1 轴线水平方向 ) 转速 900 r/ min, 其齿 数为 18, 而大齿轮 ( 从动轮 , 图 1 轴线垂直方向) 的 齿数为 34, 两轮轴线相交成 = 90 , 由电机驱动, 工作寿命为 10 年 , 小齿轮悬臂支承, 大齿轮两端支 承 , 两齿轮的材料均为 20Cr 渗碳、 淬火 , 齿面硬度 ( 58~ 63) H RC, 齿面粗糙度 32 m, 采用 100 号中极 压齿轮润滑油. 基本几何参数 [ 2] 如表 1 所示.
2 2
1. 2
齿面接触应力计算 通过表 1 数据可间接求出 : 啮合线长度 g va = 15. 365 m m 当量齿轮基圆齿距 p v b = 8. 799 m m g va 端面重合度 va = = 1. 746 p vb 齿面中部接触线长度 lbm = 2b
va va
轮系数 Z k = 0. 8 , 载荷分配系数 Z LS = 1, 试验齿轮 的接触疲劳极限 H lim = 1 300 N/ mm , 长期工作取 为无限寿命系数 Z N = 1, 润滑油影响系数 ZL V R = 0. 95, 工作硬化系数 ZW = 1 , 尺寸系数 Z X = 1, 最 小安全系数 S H lim = 1. 1. 接触应力为:
Hp H
小齿中部接触线的投影长度 l bm = l bm = 21. 77 m m 根据 GB/ T 10062 - 1988 正交传动直齿锥齿轮 计算公式[ 2] = KAK VK H K d ml l bm 许用接触应力 S H lim 强度条件
H Hp H
大锥齿轮 ( 从动轮) 62. 1
Ft
0 . 8 N/ mm 2 = 935. 857 N/ mm 2 <
= 1 123 N/ mm 2
满足设计要求.
与传统计算进行比较, 以便检验传统设计是否合理. 利用 Workbench 建立有限元仿真分析步骤, 如图 2 所示. 2. 1 利用 Catia 对大小齿轮建模 , 并进行组件的 装配 建模和装配包括 3 个主要步骤[ 3] . ( 1) 在 cat ia 零件建模下, 通过锥齿轮几何尺寸 及参数关系建立锥齿轮左右齿廓, 利用其边界曲线