基于Workbench的圆锥直齿轮静接触应力分析_吴文秀
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Workbench锥齿轮偏心杠杆传动系统运行过程的数值分析
河北
农 机ＨＥＢＥＩＮＯＮＧＪＩ
摘 要：本文基于 Workbench 有限元分析软件，对自主设计的锥齿轮偏心杠杆传动系统运行时进行偏心杠杆 的受力分析与机匣的模态分析。经分析结果发现在传动系统运作时偏心杠杆进行直线上下摆动，受惯性力影响产 生惯性应力；机匣经模态分析，偏心杠杆公转 37.5r/min，自转 75 r/min，有效避开了机匣的固有频率，确保传动系统 的运转平稳有效。
关键词：有限元分析；偏心杠杆；模态分析；固有频率
DOI:10.15989/ki.hbnjzzs.2015.01.028
基于 Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ 锥齿轮偏心杠杆 传动系统运行过程的数值分析
山西中北大学机电工程学院 曹麟 吴伏家
引言 在复杂结构的动特性分析中， 采用模态分析来建立结构振动的 位移响应预测模型，已经是熟知的 方法。这一方法的应用，可以解决 结构动特性设计中的许多问题。尤 其是在运动设备中，传动机构的设 计以及大型复杂工程结构的抗震 作出了重大贡献。圆锥齿轮传动是 用来传递两相交轴之间的运动和 动力的，其特点是可用于两个非平 行轴，可以有一定夹角的传动，具 有定位、防窜动、卡紧的作用，使齿 轮能够平稳的运转［１］。 １ 机构构成 依据锥齿轮偏心杠杆传动机 设计要求，选用锥齿轮构造行星齿 轮传动，将动力输出传至偏心杠 杆。在偏心杠杆拐点处设计为球形 连接，约束杠杆运动。最终设计的 传动系统外形尺寸高度不超过 ８０ｍｍ，宽度不超 过 ９０ｍｍ，长 度 不 超过 ２００ｍｍ。考虑到机构试验和安 装，采用矩形立方体外形。
过输出端将结果输出。ＰＬＣ 优秀的
１ ＰＬＣ 控制技术在机电专业 正确地分析这门课程的重要性和
使用性能，使它的实际应用成为了 教学中的现状
教 学 特 点 ，制 定 科 学 、合 理 的 教 学
基于Workbench_的齿轮齿廓修形研究
图1 齿轮副仿真模型图2 齿廓修形参数示意图验公式及有限元法，都可以确定轮齿的最大修形量。
有限元技术建立在弹性力学理论基础上，对具体的工况进行了分析，所得的结果是轮齿接触弯曲、剪切等各种变形的组合，能够准确反映齿轮的应力和变形状态。
本文对大小齿轮的齿顶分别修形，通过有限元提取啮入点和啮出点的变形量，与某一最大修形量经验公式进行对比，分析及过程如下。
图3a是齿轮刚啮入状态，小齿轮是主动轮，带动大齿轮运转。
“1”处为小齿轮某齿刚刚进入啮合时的状态，理想情况下是不存在变形的。
但实际啮合中，由于“2”和“3”处齿面接触弹性变形的影响，小齿轮在啮入的瞬间，大齿轮的齿顶与小齿轮的齿根位置发生少量干涉“Δ”，形成啮入时的冲击。
这个干涉量相当于大齿轮齿顶的修形量。
同理，如图3b所示，“4”处为小齿轮某齿退出啮合的瞬间，受到“1”、“2”和“3”处齿面接触弹性变形的影响。
小齿轮在2.2 齿廓修形曲线与修形长度本文选取walker修形曲线进行修形，修形曲线的方程如下。
式中 L——单双齿啮合区分界点到啮入点（或啮出点）的距离， 即为修形的长度X——啮合点的相对坐标，沿啮合线，原点在单双齿交替 点处Δ——距离为X时的修形量，Δmax为最大修形量建立修形齿轮渐开线模型（图5），用作图法求得齿轮的实际啮合线的长度B B=12.391，求得重合度ε=1.399，则修形长图3 齿轮啮合示意图图5 啮合点相对坐标计算示意图图4 变形量提取结果所以其中,αk为渐开线发生线与渐开线交点所对应的压力角。
图6 定义接触对图8 载荷设置图9 未修形的齿轮啮入、最大应力及啮出状态图10 修形后的齿轮啮入、最大应力及啮出状态图7 网格划分图11 修形前接触应力变化图图12 修形后接触应力变化图载荷和时间步的设置：在大小两个齿轮中心施加一个相对于地面的转动副，设置小齿轮为主动轮，在小齿轮上施加251.33 rad/s的转速，大齿轮上施加201.25 N•m的阻力矩（图8）。
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Ansys Workbench的斜齿轮轴有限元静力分析
设计与研究
17
（4）输出结果：此次分析忽略阶梯轴截面尺寸突变 引起的应力集中，所以有限元分析中斜齿轮边缘处的应力 可能大于中间截面的应力。经计算，输出斜齿轮与斜齿轮轴 形变图与应力图。从图 6 中可以看出，斜齿轮形变最大位置 为承受转矩的齿轮齿顶位置，形变量为 0.047mm；从图 7 中 可以看出，斜齿轮承受应力最大位置为承受转矩的齿轮齿根 位置，最大应力为 65.95MPa。从图 8 中可以看出，斜齿轮 轴形变最大位置为与斜齿轮接触的轴环外侧，最大形变为 0.021 ～ 0.026mm；从图 9 中可以看出，斜齿轮轴应力最大 位置除固定轴的轴径位置外，还集中在斜齿轮与轴环接触 的内侧，应力最大值为 14.6-22.0MPa ≤ [δ-1b]=40MPa。最 终可以看出，轴的形变较小，强度满足设计要求。
参考文献
[1] 李兵，何正嘉，陈雪峰 .ANSYS Workbench 设计、仿真与优化 [M]. 北京：清华大学出版社，2008：42-43.
[2] 白恩军，谢里阳，佟安时，白鑫 . 考虑齿轮轴变形的斜齿轮接 触分析 [J]. 兵工学报，2015，（10）：153-159.
[3] 张义民，杨健，胡鹏 . 斜齿轮副传递有限元误差分析 [J]. 机 械设计与制造，2014，（3）：189-191.
图 1 斜齿轮受力分析图
将 Fn 分解为径向分力 Fγ、圆周力 Ft 和轴向力 Fα 三个互
相垂直的空间分力。此外，分度圆直径为 d
=
Zm cos β
，圆周力
为
Ft
=
2T1 d
，轴向力为
Fα=Fttanβ，径向力为
Fγ
=
Ft tan αn cos β
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有限元软件的直齿轮接触应力分析
基于ANSYS有限元软件的直齿轮接触应力分析一、本文概述随着现代机械工业的飞速发展，齿轮作为机械设备中的关键传动元件，其性能的稳定性和可靠性对于设备的长期运行和维护至关重要。
直齿轮作为齿轮传动的一种基本形式，其接触应力的分布与大小直接影响着齿轮的工作性能和使用寿命。
因此，对直齿轮接触应力的深入研究与分析，对于提高齿轮的设计水平、优化制造工艺以及提升设备的整体性能具有重要意义。
本文旨在利用ANSYS有限元软件对直齿轮的接触应力进行分析。
简要介绍了直齿轮的基本结构和传动原理，阐述了接触应力分析的必要性和重要性。
详细阐述了ANSYS有限元软件在齿轮接触应力分析中的应用，包括建模、网格划分、材料属性设定、接触设置、求解及后处理等关键步骤。
通过实例分析，展示了ANSYS软件在直齿轮接触应力分析中的具体操作流程，并对分析结果进行了详细的解读。
总结了利用ANSYS进行直齿轮接触应力分析的优势和局限性，并对未来的研究方向进行了展望。
本文旨在为齿轮设计师和工程师提供一种有效的直齿轮接触应力分析方法，帮助他们更好地理解直齿轮的应力分布特性，优化齿轮设计，提高齿轮的工作性能和可靠性。
本文也为相关领域的学者和研究人员提供了一种有益的参考和借鉴。
二、直齿轮接触应力的理论基础在直齿轮传动过程中，接触应力是决定齿轮使用寿命和性能的关键因素之一。
因此，对其进行准确的接触应力分析至关重要。
接触应力的分析主要基于弹性力学、材料力学和摩擦学的基本理论。
弹性力学是研究弹性体在外力作用下变形和应力分布规律的学科。
在直齿轮接触问题中，通常假设齿轮材料为线性弹性材料，满足胡克定律。
齿轮在啮合过程中，由于接触力的作用，齿面会产生弹性变形，进而产生接触应力。
材料力学是研究材料在受力作用下的应力、应变和强度等性能表现的学科。
对于直齿轮，材料的选择对齿轮的接触应力分布和承载能力有重要影响。
通常，齿轮材料需要具备较高的弹性模量、屈服强度和疲劳强度等。
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的齿轮轴随机振动数值分析外文参考文献译文本
基于ANSYS Workbench的齿轮轴随机振动数值分析外文参考文献译文本xx轻工大学毕业论文外文参考文献译文本2015届译文出处Fatigue reliability analysis of fixed offshore structures:A first passage problem approach毕业论文题目基于ANSYS Workbench的齿轮轴随机振动数值分析院（系）机械工程学院专业名称机械设计制造及其自动化学生姓名xx学生学号xxx指导教师xxxxxx译文要求：1、译文内容须与课题（或专业）有联系；2、外文翻译不少于4000汉字。
固定离岸结构疲劳可靠性分析：第一通道问题方法摘要：本文介绍一种关于计算固定离岸结构平台的可靠性及其失效的方法。
运用断裂力学原理可以得出失效准则。
这个问题被称作“第一通道问题”。
这种方法是通过应用一种典型的平面框架结构阐述出来的。
疲劳可靠性衰减曲线可以用来检查正在工作的海上平台结构。
对某些参数的研究，我们可以确定一些重要参数对疲劳可靠性的影响。
关键词：可靠性，疲劳，断裂力学，离岸结构前言在一般情况下，海上生产和钻井平台等一些大而复杂的结构系统，他们的制造通常是焊接互连钢管构件接头。
这些结构系统主要的失效形式是受振动的环境载荷和疲劳的特征部件破坏。
在结构使用寿命期间，他们其中任何点的的疲劳破坏取决于完整的应力历史。
计算此应力历史以及对材料的影响是一项复杂的任务。
大海不规则的性质、结构大小的不同，接头焊接处的应力集中和其他动载荷等影响造成了疲劳寿命评估的复杂性。
由于输入参数所固有的随机性，影响了这些结构响应的结果，因此可靠性分析假设对正在工作的离岸结构检查设计和认证是非常有用的。
任何可靠性问题都可以表述为极限状态失效下的概率大小。
在失效的情况下，疲劳极限状态可以被定义为:(1) ac −aN≤0表示可使用性状态；(2)KIC−K≤0表示极限状态(Madsen et al., 1986; Kirkemo, 1988)。
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。
基于Workbench的齿轮啮合振动分析
2017 年 2 月 2 3 日收到 国家科技支撑计划（ 2014BAF08B01)资助 第一作者简介 : 李 添 翼 （ 1992— ）， 男， 硕 士 研 究 生 。研 究 方 向 ： 机械 传动。 E-mail :18235140732@ 163. com。 * 通信作者简介 : 武志斐（ 1983— ），男 ， 博士， 副教授。研 究 方 向 ： 机 械传动。E-mail:wzfly83@163. com。 引用格式 : 李 添 翼 ， 武志斐， 王 铁 ， 等 . 基 于 Workbench的齿轮啮 合振动分析 [J] • 科学技术与工程， 2017, 17(24): 49—54 Li Tianyi, Wu Zhifei, Wang Tie, et al. Analysis of gear meshing vibra tion based on Workbench [ J ]. Science Technology and Engineering, 2017, 17(24) ： 49—54
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科 学 技 术 与 工 程
17卷
Z
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+ Z
i=l
uhi
(2 )
所以， 正常啮合时发生多对齿接触， 各对轮齿间 存在并联耦合的关系， 此时综合啮合刚度为
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
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
圆锥滚子轴承滚子与滚道接触应力分析及优化
ｂｅａｒｉｎｇ．Ｔｈｅ ｓｉｍｐｌｉｆｉｅｄ ｏｎｅ ｄｉｍｅｎｓｉｏｎ ｍａｔｈｅｍａｔｉｃａｌ ｍｏｄｅｌ ｈａｓ ｂｅｅｎ
ｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ，ｔｈｅ ｃｏｍｐｕｔｅｒ ｓｏｆｔｗａｒｅ ｈａｓ ｂｅｅｎ ｐｒｏｇｒａｍｍｅｄ ｆｏｒ ｓｏｌｖｉｎｇ ｔｈｉｓ
ｐｒｏｂｌｅｍ． Ｔｈｅ ｉｎｄｅｎｔｉｏｎ ｔｅｓｔ ｍｅｔｈｏｄ ｈａｓ ｂｅｅｎ ａｄｏｐｔｅｄ ｆｉｒｓｔｌｙ ｆｏｒ ｔｈｅ ｔｅｓｔ
解释是线接触问题的弹性趋近量不仅取决于局部的接触情形，而且还与物体的整体
变形有关。然而在Ｈｅｒｔｚ所处的时代，同时考虑局部接触变形与整体变形的计算是
不可能的。即使在今天除了个别情况可以找到理论解外Ｉ旧。１ ８】一般情况只能依靠数
值方法才能完成。因此在相当长一段时间内人们致力于近似公式和经验公式的研
究，获得了很多实用的结果【１９也２１。
合肥工业大学 硕士学位论文 圆锥滚子轴承滚子与滚道接触应力分析及优化 姓名：张俊杰 申请学位级别：硕士 专业：机械工程 指导教师：曹文钢;罗继伟
20030301
圆锥滚子轴承滚子与滚道接触应力分析及优化
摘要 本文从工程应用角度首次对圆锥滚子轴承的内部受力状况和滚
子的接触应力进行了系统深入的研究。
从圆锥滚子轴承的内部受力状况分析入手给出了滚子各个方向 上的受力状况和各分力的计算公式。介绍了Ｈｅｒｔｚ线接触理论的推 导过程，并对圆锥滚子轴承这种实际存在的有限长变直径线接触问 题进行了详细的分析讨论。建立了简化的一维数值求解的数学模型。 编制了求解该问题的计算机应用程序。
在滚动轴承中圆锥滚子轴承是仅次 于深沟球轴承而被广泛使用的一类轴 承。圆锥滚子轴承具有承载能力大、刚 性好、可同时承受轴向和径向载荷、速 度性能好等诸多优点而被广泛应用于汽 车、机床、铁路、冶金、矿山等各种机 械设备中。
ANSYS Workbench在球阀疲劳磨损分析中的应用
Ｖ０１．３１Ｎｏ．０９ＡＮＳＹＳＷｏｒｋｂｅｎｃｈ在球阀疲劳磨损分析中的应用——马边际，等第３１卷第０９期单位面上施加１．６ＭＰａ的压力．根据球阀的密封结构．设置密封座外侧面沿Ｘ轴方向的位移为０．沿ｌ，轴、Ｚ轴方向的位移不受限制：设置密封座外端面沿Ｘ轴方向的位移不受限制，沿ｙ轴、Ｚ轴方向的位移为０。
设置好的环境变量如图３所示。
对密封模型进行网格划分时在密封座内侧设置比其他处大的网格精度．这样可以得ｊｌ；更多的节点应力值．使结果更加精确而又爷省时间，系统对球阀密封模型进行自动网格划分，划分好的网格精度如图４所示。
图２球阀密封模型的简化图图３球阀密封模型约束与载荷的设置图４网格划分３．２设置求解参数出现的位置。
选择Ｉｎｓｅｒｔ／Ｆａｔｉｇｕｅ／ＦａｔｉｇｕｅＴｏｏｌ选项设置疲劳强度削弱系数为０．８：考虑到阀体内侧压力由０变化到丁作压力。
再由Ｔ作压力变化到０的循环过程，选择“Ｚｅｒｏ—Ｂａｓｅｄ”、尺＝０的脉动循环载荷来模拟“启动一停止”时的疲劳：在分析类型中选择ＳｔｒｅｓｓＬｉｆｅ选项来评定高周疲劳：在主应力理论选项中Ｓｏｄｅｒｂｅｒｇ关系对疲劳寿命的估计比较保守．因此选择适合于多数Ｔ程合金的Ｓｏｄｅｒｂｅｒｇ应力。
在ＦａｔｉｇｕｅＴｏｏｌ中，选择Ｉｎｓｅｒｔ／ｌｉｆｅ、Ｄａｍａｇｅ、ＳａｆｅｔｙＦａｃ．ｔｏｒ选项，设置阀体的疲劳寿命、疲劳累积损伤系数和安全系数．设定设计寿命（ＤｅｓｉｇｎＬｉｆｅ）均为２０００次循环．３．３求解分析在ＡＮＳＹＳＷｏｒｋｂｅｎｃｈ有限元分析软件中．按照以上简化模型和参数的设置．对球阀密封座密封面的疲劳磨损失效分析进行求解．（１）在ＳｔｒｅｓｓＩｎｔｅｎｓｉｔｖ中查看阀体的应力云图。
由应力云图可看出．最大应力值出现在阀体中腔与出口的交界面最顶端．与工程实际经验结论相符合。
因此该处的疲劳分析是正确的。
（２）在ＦａｔｉｇｕｅＴｏｏｌ／Ｌｉｆｅ中查看阀体最小寿命分布．得出最小寿命为１０００００次循环。
基于ANSYS软件直齿轮的静态受力分析
基于ANSYS直齿轮的静态受力分析摘要：通过尝试探究直齿轮静态受力问题，在ANSYS软件中进行几何建模、网格划分以及位移约束和施加载荷等，进行直齿轮的有限元分析。
以期进一步熟悉ANSYS软件的各个菜单命令，掌握一些简单的机械零部件在ANSYS中的建模，为以后的实践应用打下基础。
关键词：直齿轮;ANSYS;几何建模;受力分析1.直齿轮静态受力分析方案：ANSYS 软件一般分为三大基本步骤：（1）建立几何模型、网格划分以及边界约束和施加载荷；（2）求解计算；（3）对求解结果进行显示、查看等。
ANSYS软件不但对实体建模、网格划分、载荷和边界条件施加等有较强的能力，而且有强大精确的求解功能。
2．ANSYS建立有限元模型2.1直齿轮参数模数: m=6齿数：Z=28齿宽：B=35mm材料弹性模量:E=210GPa泊松比:u=0.3单个齿受力:F=5000N2.2在ANSYS软件中建立直齿轮的几何模型2.2.1定义工作文件名和工作标题2.2.2显示工作平面2.2.3生成齿面1）在当前坐标系下生成关键点;2）生成样条曲线;3）镜像生成另一边的轮廓线;4）生成齿顶圆的圆弧线;5）输入参数;6）生成一个圆环面;7）生成圆;8）分割圆环面;9)由关键点生成面;10）面相加操作;11）齿根倒圆角;12) 由关键线生成面;13）改变当前坐标系为柱坐标系; 14）复制生成整个齿圈;15）把齿圈加厚;16) 把模型粘连在一起.如图：2.2.4设置参数1) 选择单元类型;2）设置材料的参数。
2.3划分网格3．加载荷及约束1）施加位移约束；2）施加集中载荷；4.求解5.显示变形图6.查看应力场分布7.Results Summary 结果摘要***** INDEX OF DATA SETS ON RESULTS FILE *****SET TIME/FREQ LOAD STEP SUBSTEP CUMULATIVE1 1.0000 1 1 18. 结语通过此次在ANSYS中建立直齿轮的尝试，更加熟悉ANSYS软件的应用。
考虑摩擦的螺旋锥齿轮齿面接触应力分析
行网格精密划分，其余轮齿的网格进行稀疏划分，一方面全齿 象，在非工作面（小轮的凸面与大轮的凹面）也需要建立面 - 面
网格划分使得整个模型的刚度和惯性力分布均匀；另一方面也 接触关系。
方便载荷与边界条件按真实的工况施加。最后通过环形阵列、 螺旋锥齿轮的接触齿面需传递切向力，即齿面相对滑移的
合并网格，得到螺旋锥齿轮接触有限元模型如图 1 所示。
摘 要：螺旋锥齿轮具有承载能力强、传动平稳等优点，本文通过建立螺旋锥齿轮有限元模型，开展含摩擦的螺旋锥齿轮齿
面接触应力计算研究，基于不同摩擦系数进行了齿轮接触应力分析。结果表明齿接触过程中齿面摩擦剪切应力在节线上下侧方
向相反，随着摩擦系数增大，齿面摩擦力变大，导致齿面接触应力增大。齿面接触区域均为扁长的椭圆形，齿面最大接触应力点出
现在接触椭圆中心点。von Mises 应力与切应力最大值均出现在亚表面。
关键词：螺旋锥齿轮；摩擦系数；接触应力
Abstract：Spiral bevel gear has the advantage of strong load-carrying capacity and stable transmission. In this paper, the finite
图 4 齿面接触应力随摩擦系数变化曲线
force increases with the increase of friction coefficient. The contact area of tooth is flat and long ellipse, and the maximum contact
stress of tooth surface appears at the center of the ellipse contact area. The maximum Von-Mises stress and shear stress appear
基于Workbench的圆锥直齿轮静接触应力分析_吴文秀
收稿日期:2011-01-15基金项目:湖北省荆州市科技发展资金项目(20091P030-3)作者简介:吴文秀(1965-),男,教授,硕士,湖北天门人,现主要从事机械工程测控技术与材料成型技术的教学与研究工作.文章编号:1006-3269(2011)01-0024-06基于Workbench 的圆锥直齿轮静接触应力分析吴文秀,刘 威,周 丰,何志辉(长江大学机械工程学院,湖北荆州434023) 摘 要: 以某机床主轴正交传动直齿锥齿轮为对象,利用Catia 建立实体模型,并导入有限元软件Ansys Wo rk -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;有限元分析;W orkbench中图分类号: T H132.421 文献标识码: A doi :10.3969/j .issn .1006-3269.2011.01.006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[1],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,利用软件技术模拟来分析圆锥直齿轮静接触应力成为可能.1 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=50N ·m ,小齿轮(主动轮,图1轴线水平方向)转速900r /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20C r 渗碳、淬火,齿面硬度(58～63)H RC ,齿面粗糙度32μm ,采用100号中极压齿轮润滑油.基本几何参数[2]如表1所示.图1 直齿锥齿轮传动的几何参数表1 机床主轴直齿锥齿轮传动的主要几何尺寸项目小锥齿轮(主动轮)大锥齿轮(从动轮)分锥角/度27.9°62.1°齿顶高/mm4齿根高/mm4.8节度圆直径/mm63.40119.76齿顶圆直径/mm78.78262.99齿根圆直径/mm54.92115.27锥距/mm76.94齿根角/度3.57°顶锥角/度29.69°91.79°根锥角/度26.11°60.31°顶隙/mm0.8分度圆齿厚/mm6.28当量齿厚/mm20.3777.66齿宽/mm取231.2 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=15.365m m当量齿轮基圆齿距p vb=8.799m m端面重合度εva=g vap vb=1.746齿面中部接触线长度l b m=2bεva-1εva =21.77mm小齿中部接触线的投影长度l bm′=l bm=21.77m m根据GB/T10062-1988正交传动直齿锥齿轮计算公式[2]σH=K A K V K HβK HαF td ml l b mu2+1uZ M-B Z E Z LS ZβZ k(1)许用接触应力σHp=σH limS H limZ N Z LVR Z X Z W(2)强度条件σH≤σHp(3)中点分度圆上的切向力F t=2000T1/d m1=(2000×50/63.40)N=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 Hβ=1.65,端面载荷系数K Hα=1.0,单对齿啮合系数Z M-B=1.4768,弹性系数Z E=189.8N/mm2,直齿轮螺旋角系数Zβ=1,锥齿轮系数Z k=0.8,载荷分配系数Z LS=1,试验齿轮的接触疲劳极限σH lim=1300N/mm2,长期工作取为无限寿命系数Z N=1,润滑油影响系数Z LVR=0.95,工作硬化系数Z W=1,尺寸系数Z X=1,最小安全系数S H lim=1.1.接触应力为:σH=K A K V K HβK HαFαd ml l bm u2+1uZ M-B Z E Z LS ZβZ k=1.25×1.045×1.65×1.0×1577.363.40×22.77×1.8892+11.889×1.4768×2.5×189.8×1×1×0.8N/mm2=935.857N/mm2<σHp=1123N/mm2 满足设计要求.2 基于Wo rkbench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catia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,利用其边界曲线图2 仿真的基本步骤得到闭合的一个锥齿,圆周阵列得到完整的360°锥齿实体.通过拉伸草绘来生成轮毂部分实体,并通过开槽命令生成轴孔,完成齿轮零件实体建模.(2)同样,在零件模式下修改有关锥齿轮几何参数,生成接触锥齿轮大齿轮.(3)在组件模式下,通过固定小齿轮,大齿轮和小齿轮添加2个相合及1个角度为90°约束,生成锥齿轮静接触实体模型.如图3所示.图3 直齿锥齿轮实体模型图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:Start/New/Sim ulation/Geome try/Fro mFile/Co ne Gear.CA TProduct(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(Type)均设为bo nded(绑定),如图4所示.图4 受压的接触锥齿面2.2.2 新建20Cr材料并定义其材料属性在Wo rkbench静力结构分析中,材料属性一般只需定义构件的弹性模量及泊松比,但三维实体模型需用到质量,故密度定义也是必须的.针对组件不同的零部件,在设计树模式下选中相应的Geo me-try,可以编辑或新建相应的材料属性.在此,笔者新建材料名称为20Cr,并应用到大小锥齿轮.在软件中定义有关参数,并保持不变(选中为P)[4],如图5所示.图5 定义新材料20Cr材料属性2.2.3 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 WORKBENC H 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0.4m 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.2.2.4 施加载荷和约束根据锥齿轮的实际受力情况,施加载荷.由于锥齿轮传动工作条件良好,受力比较简单,在额定工况下的施加载荷和约束如下:①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 lindricalSupport (轴孔为圆柱表面)和Fix ed Support (固定约束);②小齿轮为主动轮,故在小齿轮轴孔处添加50000N ·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.图8 施加的载荷和约束效果图2.2.5 求解在Project 设计树Solution 中添加所要求的结果,要求相应的应力(Stress )云图,形变(Defo rma -tion )云图和接触工具(Co ntact To 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 stiffness fac -tor )设置为2,然后点击“SOLVE ”,用软件运算求解.图9 接触几何体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[5].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.反映接触状态好坏的接触间隙云图如图12所示.接触比较好的红色部分占大多数,表示接触效果比较理想,最好为靠近小齿轮大端渐开线中点区域靠下处.反映接触相对运动趋势的接触滑移云图如图13所示.从图13中可以看见有3条明显的浅色色带,近视可以看到滑移线运动,最大点出现在靠近即将正接触的小齿轮齿面中部靠近小端处,最小点出现在即将正接触的小齿轮大端渐开线顶点处.最能反映齿面容易出现点蚀的接触穿透深度如图14所示.从图14可以看出小齿轮接触齿面均比较安全,最大接触穿透深度只有0.000075mm,接触应力云图如图15所示.最小为-619.19M Pa(负号表示方向与所选方向相反),最大为860.92M Pa;最大出现在正接触齿面正中心啮合线附近处,最小出现在即将接触小端渐开线中点区域处.两者均小于传统经验计算值(接触应力σH=935.857N/mm2).3 结束语(1)通过传统经验直齿锥齿轮设计,以及用Wo rkbench进行锥齿轮接触有限元分析,误差值(%)=(理论计算值-仿真值)/理论计算值= (935.857-860.92)/935.857=8.01%<10%,验证了本文方法的可行性.(2)利用有限元软件分析计算不仅能实现传统设计的大部分功能,还能对有些结果(或缺陷)进行预测和评估.(3)Catia设计软件和Wo rkbench分析软件的联合使用能够对复杂结构进行系统有效且可靠的分析,使设计工作时间和可靠性得到显著提高.(4)在Wo rkbench开发的应用程序中设置计算参数,如设计尺寸、工程材料或运行工况等,可以交互式地将计算结果反映给用户.若用户对当前的设计方案不满意,可重新设置参数,再求解,直到对当前的设计方案满意为止,给产品研发流程带来了革命性的变化.参考文献:[1] 机械设计手册编委会.机械设计手册(新版)第3卷[M].北京:机械工业出版社,2004:16-208.[2] 西北工业大学机械原理及机械零件教研室.机械原理[M].第七版.北京:高等教育出版社,2006:198-201.[3] 刘涛,于化东,李一全,等.基于C ATIA和ADAM S的直齿圆锥齿轮建模与动力学分析[J].机械传动,2010,34(9):43-46.[4] 尹鹏,杨明川,王春秀.大型风力发电机组关键部件的有限元分析[J].机械设计与制造,2010,(6):47-49.[5] 马边际,王伟,秦飞龙,等.ANSYS Workbench在球阀疲劳磨损分析中的应用[J].煤矿机械,2010,31(9):231-233.The Analysis of Static Contact Stressin Cone Gear Based on WorkbenchW U Wen-xiu,LIU Wei,ZH OU Feng,H E Zhi-hui(Schoo l of M echanical Engineering,Yang tzeU nive rsity,Jingzhou434023,China)Abstract:U sing per pendicular tra nsmissio n cone g ears in cer tain turning lathe as object of study,the so lid mo del based on the3D so ftwa re Catia is built,then expo rting to the finite element analy sis sof tw are-A nsys W or kbench ma te rial pro per ties is defined.T hr ough meshing and co nst raint co ndi-tio ns and so o n,then the Static Contact Stre ss in Cone Gear in turning lathe is studied.In contra sting the computing re-sults of the tr aditional experie ntial fo rmulas,finding out the simula tion results are pr efe rably inosculating with the fo r-mer,acco rdingly,va lidating the analysis o f feasibility in cone gea r based on Wo rkbench are reasonableness and feasi-bility.Key words:co ne gea r;static contact stress;finite ele-ment a naly sis;W o rkbench。
基于Workbench变速器齿轮轴的疲劳分析
基于Workbench变速器齿轮轴的疲劳分析汤传军;张键;李健;熊金胜【摘要】使用Catia软件对齿轮轴进行实体模型,通过Workbench软件的高效率模型导入功能实现了Catia和Workbench的联合仿真,对齿轮轴进行静力学分析,结果表明设计的齿轮轴能满足强度要求.获取了循环载荷谱和材料的S-N曲线,对齿轮轴进行疲劳分析,得到了齿轮轴的寿命、损伤及安全系数等相关参数.结果表明齿轮轴的疲劳寿命能满足设计要求,为齿轮轴的结构设计及优化提供一定的参考依据.【期刊名称】《汽车实用技术》【年(卷),期】2014(000)002【总页数】4页(P1-4)【关键词】齿轮轴;Workbench;静力学分析;疲劳分析【作者】汤传军;张键;李健;熊金胜【作者单位】辽宁工业大学汽车与交通工程学院,辽宁锦州121001;辽宁工业大学汽车与交通工程学院,辽宁锦州121001;辽宁工业大学汽车与交通工程学院,辽宁锦州121001;辽宁工业大学汽车与交通工程学院,辽宁锦州121001【正文语种】中文【中图分类】U463.212CLC NO.:U463. 212Document Code:AArticle ID:1671-7988(2014)02-01-04 齿轮轴是变速器行星传动系统中的重要部件之一，承受循环载荷，将扭矩从电机传递到行星轮系部分。
齿轮轴在设计过程中要保证在最大载荷下有足够的强度，因此对齿轮轴结构强度具有非常高的要求。
然而疲劳破坏也是工程结构与机械失效的主要原因之一, 引起疲劳失效的循环载荷的峰值远小于根据静态断裂分析预算出来的“安全”载荷[1]。
疲劳寿命是零部件的主要设计要求之一，承受循环载荷的零部件的疲劳强度和寿命预测是许多汽车公司必须要解决的问题，因此对齿轮轴进行疲劳分析具有重要的意义[2]。
使用Catia软件建立齿轮轴的几何模型，然后导入有限元软件Workbench中进行静力学分析。
齿轮轴的应力最大位置即最有可能发生疲劳失效的位置，应用Ansys Fatigue Tool 疲劳分析工具计算疲劳耗用系数，利用Workbench 计算出齿轮轴疲劳寿命。
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收稿日期:2011-01-15基金项目:湖北省荆州市科技发展资金项目(20091P030-3)作者简介:吴文秀(1965-),男,教授,硕士,湖北天门人,现主要从事机械工程测控技术与材料成型技术的教学与研究工作.文章编号:1006-3269(2011)01-0024-06基于Workbench 的圆锥直齿轮静接触应力分析吴文秀,刘 威,周 丰,何志辉(长江大学机械工程学院,湖北荆州434023) 摘 要: 以某机床主轴正交传动直齿锥齿轮为对象,利用Catia 建立实体模型,并导入有限元软件Ansys Wo rk -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;有限元分析;W orkbench中图分类号: T H132.421 文献标识码: A doi :10.3969/j .issn .1006-3269.2011.01.006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[1],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,利用软件技术模拟来分析圆锥直齿轮静接触应力成为可能.1 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=50N ·m ,小齿轮(主动轮,图1轴线水平方向)转速900r /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20C r 渗碳、淬火,齿面硬度(58～63)H RC ,齿面粗糙度32μm ,采用100号中极压齿轮润滑油.基本几何参数[2]如表1所示.图1 直齿锥齿轮传动的几何参数表1 机床主轴直齿锥齿轮传动的主要几何尺寸项目小锥齿轮(主动轮)大锥齿轮(从动轮)分锥角/度27.9°62.1°齿顶高/mm4齿根高/mm4.8节度圆直径/mm63.40119.76齿顶圆直径/mm78.78262.99齿根圆直径/mm54.92115.27锥距/mm76.94齿根角/度3.57°顶锥角/度29.69°91.79°根锥角/度26.11°60.31°顶隙/mm0.8分度圆齿厚/mm6.28当量齿厚/mm20.3777.66齿宽/mm取231.2 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=15.365m m当量齿轮基圆齿距p vb=8.799m m端面重合度εva=g vap vb=1.746齿面中部接触线长度l b m=2bεva-1εva =21.77mm小齿中部接触线的投影长度l bm′=l bm=21.77m m根据GB/T10062-1988正交传动直齿锥齿轮计算公式[2]σH=K A K V K HβK HαF td ml l b mu2+1uZ M-B Z E Z LS ZβZ k(1)许用接触应力σHp=σH limS H limZ N Z LVR Z X Z W(2)强度条件σH≤σHp(3)中点分度圆上的切向力F t=2000T1/d m1=(2000×50/63.40)N=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 Hβ=1.65,端面载荷系数K Hα=1.0,单对齿啮合系数Z M-B=1.4768,弹性系数Z E=189.8N/mm2,直齿轮螺旋角系数Zβ=1,锥齿轮系数Z k=0.8,载荷分配系数Z LS=1,试验齿轮的接触疲劳极限σH lim=1300N/mm2,长期工作取为无限寿命系数Z N=1,润滑油影响系数Z LVR=0.95,工作硬化系数Z W=1,尺寸系数Z X=1,最小安全系数S H lim=1.1.接触应力为:σH=K A K V K HβK HαFαd ml l bm u2+1uZ M-B Z E Z LS ZβZ k=1.25×1.045×1.65×1.0×1577.363.40×22.77×1.8892+11.889×1.4768×2.5×189.8×1×1×0.8N/mm2=935.857N/mm2<σHp=1123N/mm2 满足设计要求.2 基于Wo rkbench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catia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,利用其边界曲线图2 仿真的基本步骤得到闭合的一个锥齿,圆周阵列得到完整的360°锥齿实体.通过拉伸草绘来生成轮毂部分实体,并通过开槽命令生成轴孔,完成齿轮零件实体建模.(2)同样,在零件模式下修改有关锥齿轮几何参数,生成接触锥齿轮大齿轮.(3)在组件模式下,通过固定小齿轮,大齿轮和小齿轮添加2个相合及1个角度为90°约束,生成锥齿轮静接触实体模型.如图3所示.图3 直齿锥齿轮实体模型图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:Start/New/Sim ulation/Geome try/Fro mFile/Co ne Gear.CA TProduct(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(Type)均设为bo nded(绑定),如图4所示.图4 受压的接触锥齿面2.2.2 新建20Cr材料并定义其材料属性在Wo rkbench静力结构分析中,材料属性一般只需定义构件的弹性模量及泊松比,但三维实体模型需用到质量,故密度定义也是必须的.针对组件不同的零部件,在设计树模式下选中相应的Geo me-try,可以编辑或新建相应的材料属性.在此,笔者新建材料名称为20Cr,并应用到大小锥齿轮.在软件中定义有关参数,并保持不变(选中为P)[4],如图5所示.图5 定义新材料20Cr材料属性2.2.3 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 WORKBENC H 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0.4m 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.2.2.4 施加载荷和约束根据锥齿轮的实际受力情况,施加载荷.由于锥齿轮传动工作条件良好,受力比较简单,在额定工况下的施加载荷和约束如下:①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 lindricalSupport (轴孔为圆柱表面)和Fix ed Support (固定约束);②小齿轮为主动轮,故在小齿轮轴孔处添加50000N ·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.图8 施加的载荷和约束效果图2.2.5 求解在Project 设计树Solution 中添加所要求的结果,要求相应的应力(Stress )云图,形变(Defo rma -tion )云图和接触工具(Co ntact To 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 stiffness fac -tor )设置为2,然后点击“SOLVE ”,用软件运算求解.图9 接触几何体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[5].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.反映接触状态好坏的接触间隙云图如图12所示.接触比较好的红色部分占大多数,表示接触效果比较理想,最好为靠近小齿轮大端渐开线中点区域靠下处.反映接触相对运动趋势的接触滑移云图如图13所示.从图13中可以看见有3条明显的浅色色带,近视可以看到滑移线运动,最大点出现在靠近即将正接触的小齿轮齿面中部靠近小端处,最小点出现在即将正接触的小齿轮大端渐开线顶点处.最能反映齿面容易出现点蚀的接触穿透深度如图14所示.从图14可以看出小齿轮接触齿面均比较安全,最大接触穿透深度只有0.000075mm,接触应力云图如图15所示.最小为-619.19M Pa(负号表示方向与所选方向相反),最大为860.92M Pa;最大出现在正接触齿面正中心啮合线附近处,最小出现在即将接触小端渐开线中点区域处.两者均小于传统经验计算值(接触应力σH=935.857N/mm2).3 结束语(1)通过传统经验直齿锥齿轮设计,以及用Wo rkbench进行锥齿轮接触有限元分析,误差值(%)=(理论计算值-仿真值)/理论计算值= (935.857-860.92)/935.857=8.01%<10%,验证了本文方法的可行性.(2)利用有限元软件分析计算不仅能实现传统设计的大部分功能,还能对有些结果(或缺陷)进行预测和评估.(3)Catia设计软件和Wo rkbench分析软件的联合使用能够对复杂结构进行系统有效且可靠的分析,使设计工作时间和可靠性得到显著提高.(4)在Wo rkbench开发的应用程序中设置计算参数,如设计尺寸、工程材料或运行工况等,可以交互式地将计算结果反映给用户.若用户对当前的设计方案不满意,可重新设置参数,再求解,直到对当前的设计方案满意为止,给产品研发流程带来了革命性的变化.参考文献:[1] 机械设计手册编委会.机械设计手册(新版)第3卷[M].北京:机械工业出版社,2004:16-208.[2] 西北工业大学机械原理及机械零件教研室.机械原理[M].第七版.北京:高等教育出版社,2006:198-201.[3] 刘涛,于化东,李一全,等.基于C ATIA和ADAM S的直齿圆锥齿轮建模与动力学分析[J].机械传动,2010,34(9):43-46.[4] 尹鹏,杨明川,王春秀.大型风力发电机组关键部件的有限元分析[J].机械设计与制造,2010,(6):47-49.[5] 马边际,王伟,秦飞龙,等.ANSYS Workbench在球阀疲劳磨损分析中的应用[J].煤矿机械,2010,31(9):231-233.The Analysis of Static Contact Stressin Cone Gear Based on WorkbenchW U Wen-xiu,LIU Wei,ZH OU Feng,H E Zhi-hui(Schoo l of M echanical Engineering,Yang tzeU nive rsity,Jingzhou434023,China)Abstract:U sing per pendicular tra nsmissio n cone g ears in cer tain turning lathe as object of study,the so lid mo del based on the3D so ftwa re Catia is built,then expo rting to the finite element analy sis sof tw are-A nsys W or kbench ma te rial pro per ties is defined.T hr ough meshing and co nst raint co ndi-tio ns and so o n,then the Static Contact Stre ss in Cone Gear in turning lathe is studied.In contra sting the computing re-sults of the tr aditional experie ntial fo rmulas,finding out the simula tion results are pr efe rably inosculating with the fo r-mer,acco rdingly,va lidating the analysis o f feasibility in cone gea r based on Wo rkbench are reasonableness and feasi-bility.Key words:co ne gea r;static contact stress;finite ele-ment a naly sis;W o rkbench。