基于ANSYS的滚柱活齿减速器轴系的模态分析
基于ANSYS直齿圆柱齿轮有限元模态分析
模态号 节径数
1
0
2
0
3
0
4
0
5
0
6
1
7
1
8
157. 7 9547 31526 33341 53151 7727. 6 7727. 6 15233 15233
测试频率/ Hz 7912. 2 9518. 5 31510. 5 33337. 4 53159. 6 7736. 2 7735. 6 15232. 9 15210. 6
3 齿轮有限元模态分析
3. 1 齿轮有限元建摸 采用 在 ANSYS 中直 接建 模
的方法, 考虑到齿 轮在几何形状 上具有循环对称的特征, 在对其 做模态分析时可以采用循环对称 结构模态分析的方法, 因此对齿 轮进行单个齿的局部建模; 为了 简化建模过程, 在 建模过程中采 用标准齿轮, 齿轮 的端面齿形是 将计 算出的齿 廓上各点 用 B 样 条曲线拟合而得到的, 对于齿根 图 1 单 个 轮 齿有 限 过渡曲线, 由于其长度较短, 在建 元模型 模时用圆弧代替。齿轮的几何参数为: 齿数 z2= 39, 模 数 m= 3. 5, 齿宽 b= 20mm。材料属性为: 杨氏弹性模 量 E = 2. 1 @105MPa, 泊松比 L= 0. 3, 材料密度 Q= 7. 8 @103kg/ m3。在划分网格时, 采用 SHELL63 和 SOLID45 的形式( 三角形八节点六面体单元) 。划分网格后的单 个齿形模型图如图 1 所示。 3. 2 加载约束并求解
本文运用有限元法分析了齿轮的固有振动特性, 通过有限元分析软件 ANSYS 分析了齿轮的各阶模态, 得到了其低阶固有频率和对应主振型, 其分析方法和 所得结果可为直齿圆柱齿轮的动态设计提供参考, 同 时也为齿轮系统的故障诊断提供了一种方法。
基于ANSYS的滚筒模态分析
δ W =
∫
v
{δ d} { F} v dv +
T
∫
s
{δ d} { F} s ds + {δ q} { p} v{δ d} ∫
v T
T
T
印刷机三滚筒的工作性能与其动态性能密切相关 。在印 刷过程中 ,三滚筒两两接触 ,产生振动激励 , 辐射出噪声 ,其情 况非常复杂 。其中橡皮滚筒悬浮在 3 个支撑点上 ,与另外 2 个 滚筒相比 ,抗振性能最差 。因此对三点悬浮式橡皮滚筒进行动
v T
¨
节点坐标变换矩阵 : γco s β co s
[λ ] =
γ sin
0
γsin β co s γco s β - sin β co s
γco s β co s γ - sin β sin
3 ) 单元矩阵组集成整体矩阵 获得各单元在总体坐标系中的质量矩阵 、 刚度矩阵 、 阻尼 矩阵 、 节点力列阵 、 激扰力列阵后 ,便可按照一定原则将其进行 组集 ,得到整体结构的总质量矩阵 、 刚度矩阵 、 阻尼矩阵 、 节点 力列阵和激扰力列阵 ,从而得到整体结构的运动方程 。
{ d} = [N ] { q} {ε} = [B ] { q} { d} = [N ] { q}
ε} = [B ] {δ {δ d} = [N ] {δ q} {δ q} { d } = [N ] { q} 带入式 ( 3 ) ,并整理得 :
[B ] ∫
v T
¨
¨
析结构体进行规划 ,即对结构体上与分析目标关系不大的部分 进行简化 ,以缩小求解规模 [ 5 ] 。在建立实体模型时 , 进行了以 下简化 :
[M { q} + [ C ] { q} + [ K ] { q} = { p}
基于ANSYS的减速器斜齿_直齿圆柱齿轮的模态分析_陈淑玲
基于ANSYS的减速器斜齿_直齿圆柱齿轮的模态分析_陈淑玲减速器是一种常见的传动装置，用于调节旋转速度和输出扭矩。
其中，斜齿和直齿圆柱齿轮是减速器中常见的传动元件。
为了提高减速器的可靠性和使用寿命，对其进行模态分析十分重要。
本文将基于ANSYS软件，对减速器中的斜齿和直齿圆柱齿轮进行模态分析，以评估其振动特性和在工作过程中的可靠性。
模态分析是结构动力学的一种分析方法，通过计算和分析结构体系的固有振动频率和模态形式，可以了解结构的振动特性、动力响应以及自由振动和迫振动下的振动形态等信息。
首先，我们需要准备减速器的结构模型。
利用CAD软件绘制减速器的斜齿和直齿圆柱齿轮的三维模型，并保存为.STEP或者.IGES等与ANSYS兼容的格式。
接下来，打开ANSYS软件，通过“Geometry”模块导入保存的减速器模型。
然后，根据需要设置几何尺寸、材料属性和约束条件等。
在完成几何和材料属性的设置后，选择“Modal”模块进行模态分析。
首先，选择减速器结构模型，并设置模态分析的参数，包括求解器类型、分析类型（自由振动或迫振动）、模态数目等。
在求解过程中，ANSYS会自动计算减速器的固有频率和振动模态形式。
通过分析得到的模态结果，可以了解减速器在不同频率下的振动形态和相应的振动模态。
最后，根据模态分析结果，可以评估减速器的振动特性，包括主频率、模态形式、振动幅值等。
如果存在与工作频率相接近的主频率，可能会导致共振现象，从而影响减速器的正常工作。
在设计和使用减速器时，需要根据模态分析结果合理地选择材料和结构参数，以提高减速器的可靠性和使用寿命。
综上所述，基于ANSYS的减速器斜齿和直齿圆柱齿轮的模态分析是评估减速器振动特性和可靠性的重要方法。
通过模态分析，可以了解减速器在不同频率下的振动形态和相应的振动模态，并根据分析结果合理地选择材料和结构参数，以提高减速器的可靠性和使用寿命。
基于ANSYSWorkbench模态下的减速机振动分析_吕晖
的模型如图 2 所示。
图 2 箱体三维实体模型 （ 2） 在 Workbench 中赋予材料性能 箱体材料采
用 QT500—7，密度7 300 kg / m3 ，E = 1. 50 × 105 MPa， 泊松比取 0. 3。将模型导入 ANSYS Workbench 环境下 的模 态 分 析 模 块 中，将 材 料 的 各 项 属 性 赋 予 几 何
这样就保护了滚珠丝杠和丝母 （ 见图 3） 。
（ 收稿日期： 20131220）
冷加工
75 2014 年 第10 期
转速 n = 1 500 r / min，各齿轮齿数为 z1 = 21，z2 = 34， z3 = 20，z4 = 81，z5 = 17，z6 = 67。
2. 各级齿轮的转频和啮合频率
76 2014 年 第10 期
冷加工
模态分析是机器振动特性研究的一种方法，可 以用于分析装置的振形和固有频率。模态参数可由 试验分析法或是有限元计算法获得，试验分析法需 要制作出机器后进行多次信号采集及辨别来得到固 有振动频率和振形，通过多次试验提取数据后对设
计进行修改，可以达到优化的目的，需要的时间长， 成本高； 有限元计算法可在设计阶段，没有制作出机 器的情况下利用有限元分析软件进行模态分析，需要的 时间短，成本低，这种方法具有广泛的使用价值。
图 4 前 10 阶固有频率图 对比图 1 和图 4 可以看出，各齿轮的转频和啮合 频率都远离各阶固有频率，减速机不会发生共振现象。
模型。 （ 3） 有限元网格模型建立 有限元模型建立时，
网格的划分是一个非常重要的环节，网格的划分质量 对分析结果的准确性有很大的影响。本减速箱采用了 系统默认的 Solid187 单元，Solid187 单元是一个高阶 三维 10 节点固体结构单元，具有二次位移模式，可
基于ANSYS Workbench的2K-H行星齿轮减速器行星轮系有限元分析
表 ２ 行星轮系的材料参数
零件 名称
材 料
弹性 模 量 ／Ｐａ
泊松 比
密 度／（Ｋｇ／ｍ ）
太 阳轮 行 星 轮
４２ＣｒＭ ｏ
２．１２ｘ１０
０．２８
齿 圈
２．１．２ 网格 划分 在进 行有 限 元分 析计 算前 ．必 须对 行 星轮 系装 配模 型 进行 网格 划 分 ，它 的好 坏 直接 关 系到求解 的准确度及速度．为了提高计算效率 ，并根据计算机硬件配置情况 ，本文选用 ＳＯＬＩＤＩ８７单元． 在 ＡＮＳＹＳ Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ中行星轮系装配模型采用 自由网格划分的方法 ，实际就是在四面体 和扫掠型划 分 之 间 自动切换 ，在划分过程 中设置 “Ｒｅｌｅｖａｎｃｅ Ｃｅｎｔｅｒ”为 “Ｆｉｎｅ”，细化 网格 ，最后划分 的节点数为 ２６７ ６５４， 单元 数为 １３９ ６３１．划分 网格 后 的有 限元模 型如 图 ２（ａ）所示 ． ２．】．３ 定 义边界 条件 模 型导人 ＡＮＳＹＳ Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ软件后 ，系统将 自动为行 星轮 系传 动装 配模 型增 加接 触关系 ，对一般的静力学接触 问题分析 ，只需确定其他约束关系和载荷 ，即可进行静态求解 ．在三个行 星 齿轮轴颈 、太 阳轮轴颈处施加 圆柱面约束 以模拟轴承支承 ，切线方 向设定为“自由”，在齿圈的外圈添加 固定约束．根据行星轮系］二作要求 ，在太 阳轮（动力输入轴 ）轴颈处加载转矩 １．８ｘ１０ Ｎ·ｍｍ，加载后的有 限元 模 型如 图 ２（ｂ）所示 ．在 静力 学分 析设 置 选项 中 ，设 置 “Ｌａｒｇｅ Ｄｅｆｌｅｃｔｉｏｎ”为 “ｏｎ”，激 活 大变 形 ，然 后 进 行 求解 ．
收稿 日期 ：２０１６—０４—０６ 作者简介 ：王彦军（１９７７一），男 ，讲师 ．Ｅ—ｍａｉｌ：ｗｙｊ２００４７１６＠１６３．ｔｏｍ 基金项 目：宁德职业技术学院育苗基金项 目（ｚＲ２０ｌ３ＹＭ０４）．
基于ANSYS技术的齿轮箱模态分析及优化
齿轮箱是传动系统中的重要组件，是轴承、齿轮等零部件安装的基础。齿轮箱在受到外 界激励时不可避免的要产生振动，箱体要承受各种载荷并产生应力和变形[1]；齿轮啮合过程
中产生冲击，通过轴和轴承传递到箱体而引起箱体的振动。齿轮箱的振动不仅会产生噪声，
还会引起箱体内齿轮和轴的不对中，加速齿轮及轴承表面的磨损。继而会导致系统产生故障， 严重时会产生重大生产事故，带来经济损失。而振动系统与系统的形式具有一定的关联性， 因此开展对齿轮箱的动态特性分析研究将有着重大的实际意义。
图 3 齿轮箱一 二阶振型
分析如下：
图 4 箱体三 四阶振型 -3-
中国科技论文在线
如表 2、图 3、图 4 所示，一阶振型为箱体沿 x 方向的整体摆动，摆动以箱体与底座连 接处为中心，向上则摆动幅度增大，摆动容易引起连接处的疲劳损伤，故需增加连接处刚度。
The Modal Analysis and optimization of gear box based ANSYS
-5-
中国科技论文在线
Zhang Xueliang1，Cheng Hang 1，Zhao Yuan1
1Electronic Engineering Research Institute and Taiyuan University of Technology Mechanical， Taiyuan，PRC,(030024)
3.4 箱体材料属性的确定
箱体材料为铸铁，上下箱体均为同一材料，查手册知铸铁的弹性模量、密度和泊松比如表 1
所示
表 1 箱体材料属性
1.6 × 1011
kg/ m3 7.8 ×103
3.5 边界条件的确定
齿轮箱工作时，通过螺栓固定底座，为模拟齿轮箱实际工作情况，达到准确预估箱体动 态特性的目的，需对箱体模态分析施加正确的边界条件，即对箱体底部施加面约束[6]。网格 划分后模型共包括 71995 个节点，44800 个单元。箱体约束的有限元模型如图 2 所示
基于ANSYS的齿轮静力学分析及模态分析
基于ANSYS的齿轮静力学分析及模态分析齿轮是常用的动力传动装置，广泛应用于机械设备中。
在设计齿轮传动系统时，静力学分析和模态分析是非常重要的步骤。
本文将重点介绍基于ANSYS软件进行齿轮静力学分析和模态分析的方法和步骤。
1.齿轮静力学分析齿轮静力学分析旨在分析齿轮传动系统在静态负载下的应力和变形情况。
以下是基于ANSYS进行齿轮静力学分析的步骤：步骤1：几何建模使用ANSYS中的几何建模工具创建齿轮的三维模型。
确保模型准确地包含所有齿轮的几何特征。
步骤2：材料定义使用ANSYS的材料库定义齿轮材料的力学性质，例如弹性模量、泊松比和密度等。
步骤3：加载条件定义定义加载条件，包括对齿轮的力或力矩、支撑条件等。
加载条件应符合实际使用情况。
步骤4：网格划分使用ANSYS的网格划分工具对齿轮模型进行网格划分。
确保网格划分足够细致以捕捉齿轮的几何特征。
步骤5：模型求解使用ANSYS中的有限元分析功能对齿轮模型进行求解，得到齿轮在加载条件下的应力和变形分布情况。
步骤6：结果分析分析模型求解结果，评估齿轮的强度和刚度。
如果发现应力或变形过大的区域，需要进行相应的结构优化。
2.齿轮模态分析齿轮模态分析用于确定齿轮传动系统的固有频率和模态形态。
以下是基于ANSYS进行齿轮模态分析的步骤：步骤1：几何建模同齿轮静力学分析中的步骤1步骤2：材料定义同齿轮静力学分析中的步骤2步骤3：加载条件定义齿轮模态分析中，加载条件通常为空载条件。
即不施加任何外力或力矩。
步骤4：网格划分同齿轮静力学分析中的步骤4步骤5：模型求解使用ANSYS中的模态分析功能对齿轮模型进行求解，得到其固有频率和模态形态。
步骤6：结果分析分析模型求解结果，确定齿轮传动系统的固有频率和模态形态。
根据结果可以评估齿轮传动系统的动力特性和工作稳定性。
综上所述，基于ANSYS进行齿轮静力学分析和模态分析可以有效地评估齿轮传动系统的强度、刚度和动力特性。
这些分析结果对于优化齿轮设计和确保齿轮传动系统的正常工作非常重要。
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。
ansys-齿轮模态分析
基于ANSYS 的齿轮模态分析齿轮传动是机械传动中最重要的传动部件，被广泛的应用在各个生产领域中，经常用在重要的场合；传动齿轮在工作过程中受到周期性载荷力的作用，有可能在标定转速发生强烈的共振，动应力急剧增加，致使齿轮过早出现扭转疲劳和弯曲疲劳。
静力学计算不能完全满足设计要求，因此有必要对齿轮进行模态分析，研究其振动特性，得到固有频率和主振型(自由振动特性)。
同时，模态分析也是其它动力学分析如谐响应分析、瞬态动力学分析和谱分析的基础。
本文运用UG 对齿轮建模并用有限元软件ANSYS 对齿轮进行模态分析，为齿轮动态设计提供了有效的方法。
1.模态分析简介由弹性力学有限元法，可得齿轮系统的运动微分方程为：[]{}[]{}[]{}{()}M X C X K X F t ++= （1）式中，[]M ，[]C ，[]K 分别为齿轮质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵；分别为齿轮振动加速度向量、速度向量和位移向量，{}X 、{}X 、{}X 分别为齿轮振动加速度向量、速度向量和位移向量，12{}{,,,}T n X x x x =；{()}F t 为齿轮所受外界激振力向量，{}12{()},,T n F t f f f =。
若无外力作用，即{}{()}0F t =，则得到系统的自由振动方程。
在求齿轮自由振动的频率和振型即求齿轮的固有频率和固有振型时，阻尼对它们影响不大，因此，可以作为无阻尼自由振动问题来处理[2]。
无阻尼项自由振动的运动方程为：[]{}[]{}0M X K X += （2） 如果令 {}{}sin()X t φωφ=+则有 2{}{}sin()X t ωφωφ=+代入运动方程，可得 2([][]){}0i i K M ωφ-= （3） 式中i ω为第I 阶模态的固有频率，i φ为第I 阶振型，1,2,,i n =。
2.齿轮建模 在ANSYS 中直接建模有一定的难度，考虑到其与多数绘图软件具有良好的数据接口，可以方便的转化，而UG 软件以其参数化、全相关的特点在零件造型方面表现突出，可以通过参数控制模型尺寸的变化，因此本文采用通过UG 软件对齿轮进行参数化建模，保存为IGES 格式，然后将模型导入到ANSYS 软件中的方法。
基于ANSYS齿轮轴的模态分析
图 5 简化网格模型
5 简化模型计算结果 计算得到前 6 阶的振型图如图 6 所示。 简化齿轮轴模型前 6 阶模态固有频率和振型如表 2。
表 2 简化模型前 6 阶固有频率与振型
阶数
固有频率/Hz
振型
1
0
绕 z 轴的转动
2.2 前处理 建模型导入到 ANSYS 中，采用 40Cr 材料弹性量 E= 2.11GPa，泊松比为 滋=0.277，质量密度为 籽=7.87伊103kg/m3 为进行网格划分，采用四面体单元逼近模型，生成 94068 个节点，60973 个单元，如图 2 所示。
图 2 网格模型
要要要要要要要要要要要要要要要要要要要要要要要
作者简介院荀向红（1967-），男，工程师，主要从事柴油机动力模 块的装配和试验工作。
排各缸均能正常发火，但 B 排总是不确定地出现个别气 缸喷油发火的情况，从而影响后续试验的进行。
1.1 原因分析 柴油机起动后怠速运行，此时应为 A 排单排工作，即 A 排各缸应正常喷油发火；而 B 排处于脱排状态，燃油供 油处于停车零位。针对出现个别气缸喷油发火的异常情 况，这就需要结合图 1 先对调速器的外部伺服系统各组件 的功能介绍一下。 1.2 调速器外部伺服系统各组件的功能 1.2.1 升压伺服器 如图 1 所示，起动时高压压缩空气淤进入升压伺服器 于底部的气腔，气腔中有一储压活塞和弹簧。压缩空气使 活塞克服弹簧压力而向上移动，并迫使活塞上部储存的滑 油经左侧出口流出升压伺服器，在这个过程中止回阀关闭 滑油进口。当起动过程完成后，压缩空气供应中断，弹簧压
关键词院故障现象曰原因分析曰故障点
0 引言 船用某 V 型柴油机起动采用单排起动方式，按下起 动按钮后，预供滑油泵被接通开始工作；同时，气缸停排装 置的二位三通电磁阀（Y18）得电，B 排燃油控制杆脱开，处 于停车零位。预供滑油泵建立必要的油压后，主起动阀自 动得电打开，高压压缩空气分别流向各缸起动阀、空气分 配器和升压伺服器。压缩空气由空气分配器控制，按发火 顺序经各缸起动阀进入 B 排气缸，驱动柴油机运转。启动 过程为 A 排单排供油发火，升压伺服器使滑油通过管路 和截止阀流入调速器，由调速器控制起动时的最大燃油供 油量。 1 故障现象一 在柴油机台架试验时，每次起动后怠速运行过程 A 要要要要要要要要要要要要要要要要要要要要要要要
基于ANSYS Workbench的齿轮齿条系统模态分析
基于ANSYS Workbench的齿轮齿条系统模态分析作者：马海龙来源：《中国科技纵横》2016年第18期【摘要】齿轮齿条传动模态分析研究的主要内容是确定齿轮齿条部件的振动特性（固有频率和主振型），它们是承受动载荷结构设计中的重要参数。
由于系统的固有特性表明了在哪些频率下结构会产生共振以及在各阶频率下结构的相对变形，因此对于改善结构动态特性具有重要意义。
由模态分析就可判断出齿轮的转速是否合理，这样可以确定齿轮与齿轮转速合理匹配，进而避开其固有频率。
【关键词】齿轮齿条模态分析 ANSYS Workbench 共振1引言模态分析是用来分析、确定系统振动特性的一种动力学分析技术。
振动特性包括固有频率、振型等。
在进行结构设计时可以利用模态分析避免共振，还可以为其他动力学分析模块提供求解控制参数，如时间步长等。
在准备进行其他动力学问题之前首先要进行模态分析，模态分析是最基础的内容。
2模态分析基本概念和理论模态的定义是结构在进行自由振动时所具有的振动特性。
结构本身的物理几何特性和材料属性决定着自身的模态，结构模态与外部是否添加载荷无关。
进行模态分析时可以有两种方法：（1）理论模态分析，它的基础是线性振动理论。
主要方法是利用有限元方法对所研究的结构进行离散，建立数学模型，求解系统特征值和特征向量，即求得系统的固有频率和固有振型。
（2）实验模态分析，又叫模态分析的实验过程。
首先，利用实验测得结构的激励和响应时间，运用数字处理技术求得频响应函数。
然后运用参数识别方法得到系统结构模态参数。
3齿轮齿条系统模态分析有限元建模3.1齿轮齿条有限元模型的建立及材料的定义利用UG软件建立三维模型以后，以x_t 格式导入到 ANSYS Workbench 12.0中，得到在ansys中的齿轮齿条装配模型。
在Geometry菜单中给齿轮齿条进行切片，为下面的局部网格划分打下基础。
对模型的材料进行定义，在Engineering Data菜单中添加新材料，齿轮齿条采用的材料选用40Cr，40Cr作为为中碳合金结构钢，经调质并高频表面淬火后，可制作要求较高的表面硬度及耐磨性并带有一定冲击的零件，如齿轮、轴、连杆等。
基于ANSYS WORKBENCH轴承的模态分析
基于ANSYS WORKBENCH轴承的模态分析1有限元模型的建立利用proe软件进行建模，可以从原件库里面直接调用，也可以重新建模，建模无需建立装配模型，只需要在单体零件中直接建立轴承内外圈和球体，选择不合并实体，从而形成多实体的单体零件。
轴承元件之间的间隙可以消除。
•三维模型的建立三维模型的建立是数值模拟分析中重要、关键的环节。
UG软件能够方便地建立复杂的三维模型，企业提供的初始的轴承三维模型主体钢结构是由不同厚度的钢板焊接而成，模型钢板之间存在较多的焊缝，导致模型存在不同大小的间隙，给后继有限元分析带来困难，而且模型结构复杂，且为三维实体，建立有限元模型的过程中，要在符合结构力学特性的前提下建立模型，有必要对结构做合理的简化。
其主要简化说明如下：（1）.忽略零件中一些微小特征。
螺栓孔、倒圆角等一些微小的结构对结果准确性的影响很小，所以建模时不考虑这些微小几何图元；（2）.所有焊接位置不允许出现裂缝、虚焊等工艺缺陷，认为在焊接位置材料是连续的，直接填充间隙；（3）.轴承模型附件品种繁多，形状复杂，且对机架的刚度和强度影响不大，在计算模型中只要考虑其自重即可，例如料斗、辊子、走台、链板等其它辅助设备。
•材料属性结构用钢均采用Q235碳素结构钢材，Q235的弹性模量E=2.1e11N/m2，密度7830kg/m3，剪切模量为81000MPa，泊松比为0.3，模型材料为各向同性。
表1 材料Q235许用应力一览表: MPa (N/mm2)Tab.1 List of Material Q235 Allowable stress: MPa (N/mm2)40<t≤100215 143 83 162 93 179 103•网格划分有限元网格数目过少，容易产生畸变，并影响计算精度；而数目过大，不仅对提高精度作用不大，反而大大增加了计算工作量[2]。
因此网格划分前对模型进行了体切割与粘接布尔用算，再采用自由划分方式，以满足计算精度与控制计算量的要求。
基于ANSYS的减速器分析方法
基于ANSYS的减速器分析方法基于ANSYS的减速器分析方法减速器是一种用于将输入的高速旋转转矩降低到所需输出速度和扭矩的机械装置。
通过使用ANSYS软件，我们可以进行减速器的分析和优化。
以下是基于ANSYS的减速器分析的步骤：步骤1：建立减速器的几何模型使用ANSYS软件中的几何建模工具，根据减速器的设计要求创建一个几何模型。
这个模型应包含减速器的所有组件，如齿轮、轴、轴承等。
步骤2：应用材料属性根据减速器的实际使用情况，为每个组件应用相应的材料属性。
这些属性包括密度、弹性模量、泊松比等。
在ANSYS中，可以使用材料库中的现有材料属性，也可以自定义材料属性。
步骤3：设置边界条件根据减速器的实际工作环境，设置适当的边界条件。
这些条件包括输入扭矩、转速、固定约束等。
通过设置边界条件，可以模拟减速器在实际工作情况下的行为。
步骤4：进行静态分析使用ANSYS的静态分析工具，对减速器进行分析。
静态分析可以得出减速器在静止状态下的应力、位移等信息。
这些信息对于评估减速器的结构强度和刚度非常重要。
步骤5：进行动力学分析使用ANSYS的动力学分析工具，对减速器进行分析。
动力学分析可以模拟减速器在运行过程中的振动、动态载荷等行为。
通过动力学分析，可以评估减速器在实际工作条件下的性能和可靠性。
步骤6：进行优化根据分析结果，对减速器的设计进行优化。
可以通过改变几何形状、材料属性等参数，以提高减速器的性能和可靠性。
使用ANSYS的优化工具，可以自动搜索最佳设计参数组合，从而实现减速器的优化设计。
步骤7：评估结果根据优化后的设计参数，重新进行静态和动力学分析，以评估减速器的性能和可靠性。
如果满足设计要求，则可以进入下一步骤。
否则，需要进一步优化设计。
步骤8：进行疲劳分析使用ANSYS的疲劳分析工具，对减速器进行分析。
疲劳分析可以评估减速器在长期运行过程中的疲劳寿命和可靠性。
通过疲劳分析，可以确定减速器的使用寿命和维护周期。
基于ANSYS Workbench模态下的减速机振动分析
修改 过 的滚 珠丝 杠 系统试 运行 ３个 月 ，每 ４ ｈ监 测一 次运 行 数 据 ，监 测 结果 ：滚 珠 丝 杠 丝母 运 行 声 音 正常 ，丝 母 手 感 温 度 更换双组
比 １ 号 动 力 头 丝 母 低１ 厂 调 心 轴 承
图３ 滚珠丝杠下轴承座更改示意图
。 … …
一
修 ，我 们积 累 了一 些 经 验 ，关 键 是 积 累 了一 些 设 备 维修 的新思路 ，这 对 以后 的维 修工 作会有 所帮 助 。
ＭＷ （ 收 稿 日期 ：２ ０ １ ３ １ ２ ２ ０ ）
参磊
籼Ｌ
Ｈ＂
， ， ｅ 删
拦 目 主 持 梅峰
ｐ ｐ Ａ ｌ Ｄ ｉ ｃ ， ａ Ｃ ｔ ｉ Ａ ｏ ｎ Ｍ ｏ ， ｃ ｆ Ａ Ｐ Ｐ Ｉ ｃ Ａ 】 ） ／ ｃ Ａ Ｍ ／ ｃ Ａ Ｐ Ｐ 应 用
基于 Ａ Ｎ Ｓ Ｙ Ｓ Ｗｏ ｒ ｋ ｂ ｅ ｎ ｃ ｈ模态下的 减速机振动分析
河 北 天 择 重 型 机 械 有 限公 司 （ 邯郸 ０ ５ ６ ２ ０ ０ ） 吕 晖
有振 动频率 和振 形 ，通 过多 次试验 提取数 据后对 设
－＾
１ ．减速机参数
减速 机传 动 原 理 及 设 计 参 数 ：本 例 减 速 机 的 传
动 形 式 为 三 级 展 开 式 圆 锥—— 斜 齿 圆 柱 齿 轮 传 动 ， 其 传动原 理如 图 １ 所示 。额定 功率 Ｐ＝１ ２ ５ ｋ Ｗ ，输 入
根据 以上 分 析 ，要 消 除这 种 变 形 应 力 ，只有 提 高动 力头滑 块 导 轨 在竖 直 方 向的 平直 度 及 ２根 导 轨 的平 行度 ，但要 实现 这 两个 目标 ，维 修 工作 量 太 大 ， 维修 成本也 太高 ，不 经 济 。 既然 不 能 在 提 高 原 有 导
基于ANSYS的减速箱中轴有限元模态分析
基于ANSYS的减速箱中轴有限元模态分析本文在ANSYS软件中建立了减速箱中输出轴模型，在约束条件下对模型进行加载，同时对模型进行有限元模态分析，用有限元法求输出轴的固有频率和振型，从而求出其转速，使轴的工作转速限制在某个范围内。
标签：有限元；减速箱；模态分析1.模态分析模态分析用于确定机器零件的固有频率和振型[1]，主要为了减小对该频率的激励，从而尽可能地消除振动和噪音。
机械系统的动态特性包括系统本身的固有频率、阻尼特性、振型和系统在动载荷下的响应[2]。
对于线性系统，其动力学微分方程为：[M]{u}+[C]{u}+[K]{u}={F（t）}其中，[M]、[C]、[K]为总质量矩阵、总阻尼举证和总刚度矩阵；{u}、{u}、{u}、{F（t）}为加速度响应向量、速度响应向量、位移响应向量和激励向量[3]。
模态分析求解的是振型参数和固有频率，与外载荷无关，忽略结构阻尼影响，系统无阻尼自由振动方程为：[M]{u}+[K]{u}={0}特征方程为：（[K]-ωl[M]）{u}={0}2.中轴有限元模型令轴长100毫米，最大直径32毫米，泊松比为0.3，弹性模量210000兆帕[4]。
在ANSYS中建立有限元模型，采用映射网格单元划分。
3.中轴模态分析中轴所受到的约束分为刚性约束和弹性约束两种情况，分别对以上两种情况进行探讨：（1）刚性约束时的模态分析。
轴的两端通过圆柱滚子轴承支撑于箱体上，把轴承看做刚性约束，在轴上对应轴承处的节点处施加全约束。
采用Block Lanczos算法提取模态，利用稀疏矩阵求解。
求解的固有频率如表1所示。
从表1得知，一级齿轮减速箱的输出轴额定转速是1300r/min，第1阶固有频率是5163Hz，临界转速为317100r/min。
输出轴的工作转速远低于其临界转速。
所以，输出轴的工作转速不在临界转速范围内，不会引起共振，输出轴不会遭到破坏。
此外，在动态分析中，因为各阶模态所具有的模态频率与权因子大小成反比，所以低阶模态特性基本上决定了整个结构的动态性能，所以表中仅列出了前6阶模态。
基于ANSYS的齿轮装配体模态分析_杨伟
文章编号:1003-1251(2008)04-0071-05基于A N S Y S 的齿轮装配体模态分析杨 伟,马星国,尤小梅(沈阳理工大学机械工程学院,辽宁沈阳110168)摘 要:提出一种用A N S Y S 分析装配体模态的新方法,针对某履带车辆传动系统高速旋转齿轮求解两种临界状态下的系统频率和主振型,而每种临界状态下的模态都可以用线性模态分析理论求解,系统运行时的固有频率在两者之间.将模态分析结果与A D -A M S 运动仿真得到的啮合频率进行比较,分析系统运行时能否发生共振.关键词:有限元法;齿轮传动系统;模态分析;啮合频率中图分类号:T H 113.1 文献标识码:AT h e Mo d a l A n a l y s i s o f G e a r A s s e m b l y B a s e dO nA N S Y SY A N GWe i ,M AX i n g -g u o ,Y O UX i a o -m e i(S h e n y a n g L i g o n g U n i v e r s i t y ,S h e n y a n g 110168,C h i n a )A b s t r a c t :An e wm e t h o d f o r a n a l y s i n g a s s e m b l y m o d e b y A N S Y S i s p r o p o s e d ,t h e s y s t e mf r e -q u e n c i e s a n d t h e m a i nv i b r a t i o nm o d e o f g e a r t r a n s m i s s i o ns y s t e m o f t h e c a t e r p i l l a r v e h i c l e a r e s t u d i e d o n t w o c r i t i c a l s t a t e .T h e f r e q u e n c i e s a n d t h e m a i n v i b r a r t i o n m o d e c a n b e s o l v e d w i t h l i n e a r m o d e a n a l y s i s t h e o r y ,t h e n a t u r a l f r e q u e n c y o f g e a r s y s t e mi s l o c a t e d b e t w e e n t h e f r e q u e n c i e s o f t w o c r i t i c a l s t a t e .T h e m e s h i n g f r e q u e n c i e s o b t a i n e d b y A D A M S a r e c o m p a r e d w i t h a b o v e m e n t i o n e d f r e q u e n c i e s t o k n o ww h e t h e r t h e r e s o n a n c e v i b r a t i o n w i l l o c c u r o r n o t .K e yw o r d s :f i n i t ee l e m e n t m e t h o d ;g e a r t r a n s m i s s i o ns y s t e m ;m o d a l a n a l y s i s ;m e s h i n gf r e -q u e n c y收稿日期:2008-06-02作者简介:杨伟(1982—),男,硕士研究生;通讯作者:马星国(1963—)男,教授,研究方向:为多体动力学仿真和有限元分析. 在车辆齿轮传动系统中,对齿轮进行模态分析,有益于在设计中掌握齿轮结构的振动特性,特别是确定结构或机械传动部件的固有频率,使设计师可以避开这些频率或最大限度地减少对这些频率上的激励,从而消除过度振动或噪声,提高车辆行驶的舒适性、操纵稳定性以及燃油经济性.目前对于齿轮的模态分析主要是基于解析方法和简单的数值仿真研究,但这些研究都做了大量的简化,即使是使用有限元方法对齿轮进行的特性分析,也是在静态下对单一齿轮进行的研究,而没有考虑齿轮啮合时轮齿之间相互约束的影响,针对装配体的模态分析更是鲜见于相关文献.对于某型号履带车辆传动系统,通常是在高速重载工况下工作,由于变速的频繁性,车辆在使用中承受剧烈的振动,影响其操作的稳定性及传动效率.尤其是在高速运转状态下,离心力在转动部件中造成的预应力对结构的固有频率也有影响[1].传统的单一齿轮静态线性模态分析方法不能满足分析的2008年8月 沈阳理工大学学报 V o l .27N o.4第27卷第4期 T R A N S A C T I O N S O F S H E N Y A N G L I G O N G U N I V E R S I T YA u g .208需要,故对齿轮系统进行实际工况下的振动分析就显得尤为重要.1 齿轮的固有振动分析 齿轮副在啮合过程中,因加工误差、齿侧间隙和轮齿受载弹性变形及热变形,会产生“啮合合成基节误差”,使轮齿在啮入啮出时的啮入啮出点偏离理论啮合线,主/被动齿轮转动速度产生偏差和突变,引起啮入/出冲击,受到周期性冲击载荷的作用,产生振动的高频分量就是齿轮的固有振动频率.齿轮传动副的固有振动频率一般是指齿轮系统扭转振动的固有频率,齿轮系统的扭振主要是由轴的扭振和轮齿的弹性扭振组成.影响齿轮副固有频率的因素很多,如轮齿的刚度大小、齿轮副的大小、轴的刚度大小、润滑油膜厚度及各种阻尼等等.固有频率可由下式近似计算[2]f 0=12πk m(1)式中,m 和k 分别为齿轮的等效质量和刚度系数,其大小可以查阅相关手册或者根据经验而定.为了避免齿轮啮合时发生共振现象,必须精确地测出齿轮的固有振动频率,同时也为齿轮系统的故障诊断提供重要参数.本文建模时考虑了齿侧间隙.2 装配体模态分析理论 由弹性力学有限元法,可得齿轮系统的运动微分方程为M X ··+C X ·+K X =F (t )(2)式中:M ,C ,K 分别为齿轮系统质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵;X ··,X ·,X 分别为齿轮系统振动加速度向量、速度向量和位移向量,X={x 1,x 2,…,x n }T;F (t )为齿轮所受外界激振力向量:F (t )={f 1,f 2,…,f n }T.若无外力作用,即F (t )=0,则得到系统的自由振动方程.在求齿轮自由振动的频率和振型即求齿轮的固有频率和固有振型时,阻尼对它们影响不大,因此,阻尼项也可以略去,得到无阻尼自由振动的运动方程为 M X ··+K X=0(3)其对应的特征值方程为 (K-ωi M )X i =0(4)式中ωi 为第i阶模态的固有频率i =1,2,…,n .这时的振动系统一般存在n 个固有频率和n 个主振型.以上是经典的线性模态分析理论,它要求刚度矩阵K 是不变化的.刚度矩阵K 是和约束有关系的,约束不同计算出的K 不同,固有频率也不同.而齿轮啮合传动时轮齿之间是相互接触的,简单说它们之间是一种约束关系,而且这种约束关系是随时间变化的,这是由于啮合部位和接触面积是随时间变化所造成的,也即K 是时变的,也就是说齿轮传动系统并不存在一个确定的固有频率,这与传统的线性模态分析理论是相悖的.装配体的模态分析是非线性的,如何用A N S Y S 来模拟装配体的约束条件是求解问题的关键.通常处理这种问题时是将两个齿轮在C A D 软件中合并为一体作为一个零件来求模态,这种方法一是没有考虑轮齿之间的约束关系;二是作为一个零件增大了啮合刚度,求解的固有频率偏高;三是像齿轮这样复杂的零件合并后在划分网格时会更加困难.鉴于此提出一种用A N S Y S 分析装配体模态的新方法,首先分析模型的运动状况,求解两种临界状态下的系统频率,而每种临界状态下的模态都可用线性模态分析理论求解,系统运行时的固有频率在两者之间.由于齿轮传动是主动轮从齿根到齿顶经历双齿啮合-单齿啮合-双齿啮合的过程,从动轮则从齿顶到齿根经历双齿啮合-单齿啮合-双齿啮合的过程,双齿啮合区接触面积最大,其啮合刚度最大;反之,单齿啮合区接触面积最小,其啮合刚度最小.啮合刚度的变化导致其固有频率在一定范围内波动.可以计算啮合刚度最大和啮合刚度最小两种临界啮合状态下的频率,从而可知系统的固有频率范围.而每种临界状况下的模态分析都满足线性模态分析理论,可以直接用A N S Y S 进行求解.所以用A N S Y S 求解装配体的模态用的还是经典的线性模态分析理论,只是求解方法有所变更.·72·沈阳理工大学学报 2008年3 高速旋转状态下齿轮装配体的模态分析3.1 装配体有限元模型的建立本文根据某履带车辆齿轮传动系统的工作情况,以定轴轮系齿轮装配体模型为例进行模态分析.齿轮的几何参数为:齿数Z 1=25、Z 2=36,模数M=7m m ,齿宽B 1=48m m 、B 2=44m m ,压力角均为20°,变位系数X 1=+0.2m m 、X 2=-0.2m m ,采用三维造型软件P R O /E 建立齿轮的参数化模型,并将两个齿轮进行装配.为了节省计算时间缩小求解规模,对几何模型做必要的简化,去掉模型中较小的倒角和圆角.将简化后的模型通过P R O /E 与A N S Y S 10.0的接口导入到有限元分析软件A N S Y S 中,并对三维几何模型划分网格.材料属性为:杨氏弹性模量E =2.06×105M P a ,泊松比μ=0.3,材料密度ρ=7.85×103k g /m 3.单元类型采用适应于曲线边界建模的20节点6面体单元B r i c k 20n o d e s 186,使用自由网格命令进行网格划分,共生成节点84086个,单元417220个.划分网格后的有限元模型如图1所示.3.2 施加约束并求解由于齿轮在车辆传动系统中处于高速重载工况下工作,其静态分析不再适用.由于高速转动,离心力在转动部件中造成的预应力对结构频率有很大影响,因此对齿轮系统进行模态分析时要考虑它的高速旋转,也就是有预应力的模态分析.图1 装配体有限元模型小齿轮是主动轮,在进行模态分析之前,根据实际工况要求,首先在小齿轮上施加大小为1500r /m i n 的转速,进行静力分析,求出系统的应力状态(预应力).根据实际状况约束小齿轮和大齿轮内孔壁上的径向自由度和轴向的平动自由度,针对每种临界状况施加不同的刚性连接,然后分别求解两种临界状态下系统的固有频率,求解结果见表1.表1 两种临界状态下的固有频率值H z 阶数状态1频率状态2频率164.763297.3482140.07186.973254.48306.724346.77440.005994.981188.161484.41705.671680.21832.182339.92750.493168.73211.0103221.33579.43.3 结果后处理由于第二种状态下的啮合刚度比较大,所以其固有频率较第一种状态下的固有频率大,而齿轮系统在高速转动时的固有频率在两者之间,例如齿轮啮合传动的第一阶固有频率在64.7632-97.348H z 之间,依次类推.由于篇幅所限,下面仅列出第一种临界状态下的前6阶阵型图.图2 一阶振型图·73·第4期 杨 伟等:基于A N S Y S 的齿轮装配体模态分析图3 二阶振型图 图4 三阶阵型图图5 四阶振型图 图6 五阶振型图图7 六阶阵型图4 A D A MS 仿真系统的啮合频率 以上求出了齿轮系统在高速旋转状态下的固有频率,为了考察齿轮系统在运转时是否发生共振,就要求出齿轮系统在工作状态下的啮合频率.机械系统动力学分析软件A D A M S 可以求出系统工作时的啮合频率[2],当啮合频率落在某阶固有频率范围之内就有共振的危险.通过P r o /e 与A D -A M S 的接口程序M E C H P R O 2005将模型导入到A D A M S 中,添加两齿轮与地面的旋转幅,以及两齿轮之间接触副,再在小齿轮上添加驱动转速1500r /m i n ,形成虚拟样机动力学模型.对建立好的模型进行仿真分析,仿真时间0.5s ,仿真步长2000步.仿真完成后,在后处理模块中绘制出齿轮的啮合力曲线及其频域图8,从动轮的转速曲线图9.图8 啮合力随时间及其频率的曲线图·74·沈阳理工大学学报 2008年图9 从动轮转速曲线图由从动轮转速曲线图上可读出转速W2=-6 251.1141d e g/s,主动轮转速W1=1500r/m i n=9 000d e g/s,传动比为1.4397,而理论传动比为1. 44,由此可见仿真结果比较准确.当齿数一定时,啮合频率与转速成正比,由图9可知齿轮转速的波动范围不大,则啮合频率也在一个小范围内波动,从图8的频域曲线图可得齿轮系统的平均啮合频率为625.5H z.5 结束语 本文提出了应用A N S Y S求解装配体的非线性模态的新方法,这种方法考虑了轮齿之间的约束,通过计算啮合刚度最大和啮合刚度最小两种临界啮合状态下的频率,分析出系统的固有频率范围,根据A D A M S仿真出系统的平均啮合频率为625.2H z,可知啮合频率并未落在固有频率范围之内,所以系统在运行过程中不会发生共振.该方法求解结果比较准确,求得的固有频率为进一步的动力学响应分析奠定了基础.参考文献:[1]李杰,项昌乐.高速旋转状态下的齿轮非线性模态分析[J].现代制造工程,2007,(7):77-79.[2]华顺刚,余国权,苏铁明.基于A D A M S的减速器虚拟样机建模及动力学仿真[J].机械设计与研究,2006,(12):47-52. [3]张毅,高创宽.基于A N S Y S的渐开线直齿圆柱齿轮有限元模态分析[J],机械工程与自动化,2007,(2):70-72.[4]袁安富,陈俊.A N S Y S在模态分析中的应用[J],中国制造业信息化,2007,(6):42-44.(上接第45页)[8]S u o r s aI,T e l l i n e nJ,U l l a k k oK,e t a l.V o l t a g eg e n e r a t i o ni n-d u ce d b y m e c h a n i c a l s t r a i n i n g i nm a g n e t i c s h a p e m e m o r y m a t e r i-a l s[J].J o u r n a lo f A p p l i e dP h y s i c s,2004,95(12):8054-8058.[9]Wa n gF e n g x i a n g,L i We n j u n,Z h a n g Q i n g x i n,e t a l.E x p e r i m e n-t a l s t u d yo nc h a r a c t e r i s t i c so fN i M n G am a g n e t i c a l l yc o n t r o l l e d s h a p e m e m o r ya l l o y[J].J o u r n a l o f Ma t e r i a l S c i e n c ea n dT e c h-n o l o g y,2006,22(1):55-58.·75·第4期 杨 伟等:基于A N S Y S的齿轮装配体模态分析。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
（【Ｋ卜∥【Ｍ】）弘）＝｛ｏ）
（３）
式中：∞为系统的固有频率。
求解式（３），即得系统的固有频率和振型。 对这种广义特征值问题，ＡＮＳＹＳ提供了七种求
解方法。通过分析，本文采用Ｂｌｏｃｋ Ｌａｎｃｚｏｓ法求解 式（３）［６１。
３滚柱活齿减速器轴系有限元模态分析结果
结构的振动可以表达为各阶固有振型的线性组 合，其中低阶固有振型较高阶对结构的振动影响较 大，越是低阶影响越大，低阶振型对结构的动态特 性起决定作用，故在做结构的振动特性的分析计算 时通常取前５一１０阶即可。因此，本文计算了滚柱 活齿减速器轴系的前１０阶固有频率和振型。固有频 率值如表２所示。
滚柱活齿减速器是一种用来传递两同轴问回转 运动的新型行星传动减速器。它因具有结构紧凑、 体积小、承载能力大、传动效率高等优点，一出现 就引起了科技工作者的广泛注意…。滚柱活齿减速 器传递运动和动力时，传动系统受到各种外部激励 和内部激励，减速器中各零部件的振动激励经轴承 传递到减速器箱体，箱体受到激励作用而产生振动。 振动系统的固有特性（固有频率和振型）是系统的 动态特征之一，对系统的动态响应、动载荷的产生 与传递以及系统振动的形式等具有重要的影响。滚 柱活齿减速器轴系部分是一个较复杂的组合结构， 又是振动产生的主要来源。因此，分析滚柱活齿减 速器轴系的动态性能，对滚柱活齿减速器的结构设 计和改进以减少振动和噪声具有重要的实际意义。
元形状。滚柱活齿减速器各零部件均具有较规则的 轴对称形状，可考虑用六面体单元进行Ｓｗｅｅｐ（扫 略）划分，从而以较少的单元得到规则的网格，网 格划分质量较高。软件中可选择的六面体单元有 ＳＯＬＩＤ ４５和ＳＯＬＩＤ ９５两种。ＳＯＬＩＤ ４５是三维８ 节点六面体单元，对构件形状的适应性较差，计算 精度较低；ＳＯＬＩＤ ９５是带中间节点的２０节点六面 体单元，对构件形状的适应性较好，计算精度较高， 但会导致节点数和自由度的增大，使求解规模变大。 经过网格试划分，决定采用ＳＯＬＩＤ ９５单元对激波 器、活齿进行网格划分，而对滚柱活齿减速器输入 轴及输出轴，由于其结构较复杂，决定采用ＳＯＬＩＤ ９２单元（带中间节点的三维１０节点四面体单元） 对其进行自由网格划分，并在划分过程中采用 Ｓｍａｒｔｓｉｚｉｎｇ（灵活的单元大小）算法。通过设置 Ｓｍａｒｔｓｉｚｉｎｇ的数值大小可以控制划分的精度。由轴 的网格试划分可知，Ｓｍａｒｔｓｉｚｉｎｇ的值为５时，能得 到较好的网格和较合适的单元数。
参考文献(6条) 1.曲继方 活齿传动理论 1993 2.赵汝嘉 机械结构有限元分析 1990 3.王久库.王宁.蹇勇 利用ANSYS的三盘转子系统模态分析 2008(5) 4.陶泽光.李润方.林腾蛟 齿轮系统有限元模态分析 2000(3) 5.袁安富.陈俊 ANSYS 在模态分析中的应用 2007(8) 6.谭建国 使用ANSYS 6.0进行有限元分析 2002
｛Ｘ）＝｛而，ｘ２，ｏ ｏ－９‘）。 ｛Ｆ（，），＝∽，五，¨．，Ｚ）１ 若无外力作用，即｛以ｆ）｝＝｛０），则得到系统的 自由振动方程。在求解结构自由振动的固有频率和 振型时，阻尼对求解结果影响不大，因此阻尼项可 以忽略不计。
无阻尼自由振动的运动方程为：
【Ｍ】｛ｘ）＋【Ｋ】｛Ｘ｝＝｛０｝
（２）
其相应的特征方程是：
第四阶振型表示活齿架绕ｚ轴摆动；第五阶振型表 示激波器绕Ｘ轴摆动和扭动；第六阶振型表示激波 器和活齿架沿ｘ轴方向的摆动；第七阶振型表示激 波器沿’，轴方向摆动和扭动；第八阶振型表示激波 器绕ｘ轴摆动；第九阶振型表示输入轴绕ｚ轴摆动； 第十阶振型表示激波器沿Ｘ轴方向的扭动和输入轴 在ｚ轴方向的摆动。
图３第ｌ阶振型图
参考文献
【ｌ】曲继方．活齿传动理论［Ｍ】．北京：机械工业出版社，１９９３． 【２】赵汝嘉．机械结构有限元分析【Ｍ】．西安：西安交通大学，１９９０． 【３】王久库，王宁，蹇勇．利用ＡＮＳＹＳ的三盘转子系统模态分析【Ｊ】． 机床与液压，２００８，３６（５）：２９２—２９４． 【４】陶泽光。李澜方，林腾蛟．齿轮系统有限元模态分析【Ｊ】．机械设计 与研究，２０００，（３）：４５—４６． 【５】袁安富，陈俊．ＡＮＳＹＳ在模态分析中的应用【Ｊ】．设计与研究， ２００７．（８）：７９—８２． 【６】潭建国．使用ＡＮＳＹＳ ６．０进行有限元分析［Ｍ】．北京：北京大学出 版社．２００２：２４３—２４８．
（３）装配体中的各轴承采用ＡＮＳＹＳ中的ＣＯＭ —ＢＩＮ １４（弹簧）单元模拟【２圳。
虽然ＡＮＳＹＳ具有一定的实体建模能力，但对 于滚柱活齿减速器轴系这样一个复杂的装配体进行 建模是较困难的。ＡＮＳＹＳ软件提供了与其它ＣＡＤ 软件（如Ｐｒｏ／Ｅ、ＵＧ、ＡｕｔｏＣＡＤ、ＭＤＴ）的接口， 可把其它ＣＡＤ软件中建立的模型通过一定的文件 格式输入到ＡＮＳＹＳ中。本文在Ｐｒｏ／Ｅ ３．０中建立滚 柱活齿减速器轴系的三维实体装配模型，将该模型 输出为ＩＧＳ文件，读入到ＡＮＳＹＳ中。读入后的装
相似文献(0条)
（１）将激波器与输入轴的联接看成刚性联接， 忽略键槽的存在，这样的简化对动力学研究结果影 响很小。
收稿日期：２００９—０５—０６
万方数据 作者简介：周荣亮（１９８５一）。侗族，贵州天柱人，硕士研究生，主要研究方向为新型传动技术与现代设计方法。
·４４·
计算机应用技术
柳笏２００９年第９期总第３６卷
（２）输入轴和输出轴是阶梯轴，对它们划分网 格将导致网格数量增大，导致求解规模增大。因此， 对输入轴、输出轴各取一合适的轴径将其简化。简 化结果对动力学分析的计算精度影响极小。
本文以有限元软件ＡＮＳＹＳ为平台，采用有限 元法对滚柱活齿减速器轴系进行模态分析。
１滚柱活齿减速器轴系有限元模型的建立
１．１实体模型的建立
在建立实体模型前，应依据等效原理对所分析 的结构体进行规划，即对结构体上与分析目标关系 不大的部分进行简化，以缩小求解规模。
在建立滚柱活齿减速器轴系的有限元模态分析 模型时，进行了以下简化：
扔糖２００９年第９期总第３６卷
计算机应用技术
·４３·
基于ＡＮＳＹＳ的滚柱活齿减速器轴系 的模态分析
周荣亮，梁尚明，莫春华
（四川大学制造科学与工程学院，四ＪＩｌ成都６１００６５）
箝要：在Ｐｒｏ／Ｅ中建立了滚柱活齿减速器轴系的三维实体装配模型，将该模型输出为ＩＧＳ文件，并读入ＡＮＳＹＳ；划分
罔格后。在Ｖｏｌｕｍｅ之间的接口上定义接触单元。同时，采用精度较高且计算规模又可以接受的单元网格划分方法，碍
配件由多个Ｖｏｌｕｍｅ（零件）组成，已经失去了ＣＡＤ
软件中定义的装配关系，各个Ｖｏｌｕｍｅ之间是孤立 的。各接触副采用ＴＡＲＧＥ １７０和ＣＯＮＴＡ １７４接触 对来定义各零件的装配关系。ＡＮＳＹＳ读入的滚柱活 齿减速器轴系模型如图１所示，图中：ｘ轴平行于 输入轴轴心线，并由轴系的输出端指向输入端；ＸＯＺ 平面平行于水平面，将ｘ轴在水平面内逆时针转过 ９０。即得ｚ轴；Ｙ轴垂直于水平面向上。
万方数据
基于ANSYS的滚柱活齿减速器轴系的模态分析
作者： 作者单位： 刊名：
英文刊名： 年，卷(期)： 引用次数：
周荣亮， 梁尚明， 莫春华， ZHOU Rong-liang， LIANG Shang-ming， MO Chun-hua 四川大学,制造科学与工程学院,四川,成都610065
机械 MACHINERY 2009，36(9) 0次
表２滚柱活齿减速器轴系的前ｌＯ阶固有频率
固有频率（Ｈｚ）
３
３
咝。：，４
２ ９
０
４
８
６
Ｌ；。，ｍ
４
＂筋砣鼹曲昵ｍ¨丑掬Ｏ ∞ 胁曲圆刀撕¨挎”
限于篇幅，下面只给出滚柱活齿减速器轴系的 第ｌ、２、３和第１０阶振型，如图３。图６所示。
由前１０阶振型的动画显示分析可知：第一阶振 型表示输出轴绕ｚ轴弯曲；第二阶振型表示输出轴 绕Ｙ轴弯曲；第三阶振型表示活齿架绕Ｊ，轴摆动；
经过上述操作后可得到如图２所示的有限元模 型网格划分图。该模型共具有２７１５１个单元，４７４６５ 个节点。
图ｌ ＡＮＳＹＳ读入的实体模型
１．２各零部件材料属性的确定 定义各零件的材料基本参数的值，如表１所示。
表１各零件的材料属性
零件貅 雩溢｝泊松比（嚣）
１．３确定单元属性进行网格划分【５】 考虑到滚柱活齿减速器轴系为三维实体模型，
根据弹性力学有限元法，经分析得滚柱活齿减
速器轴系振动系统的运动微分方程：
【Ｍ］｛Ｘ｝＋【Ｃ】｛ｘ）＋【Ｋ］｛Ｘ｝＝伊（ｆ））
（１）
式中：【Ｍ、【ｑ、【同为总体质量矩阵、阻尼矩阵和
刚度矩阵；瞳）、｛岩｝、ｆ硒为结构的加速度向量、
万方数据
扔笏２００９年第９期总第３６卷
计算机应用技术
·４ｆｉ·
速度向量和位移向量；｛Ｆ（，），为结构的激振力向量 量。且有：