梳齿受力数值模拟与分析
齿轮的精确建模及其接触应力有限元分析
齿轮的精确建模及其接触应力有限元分析齿轮是重要的机械设备，它们有着多种形式，如环形齿轮、锥齿轮和梯形齿轮，被广泛应用在汽车、机械设备、工具等行业。
它们所传递的动力有助于推动物体或机器向前挪动。
齿轮非常易受外界的影响，因此，对于齿轮的精度和失效率要求很高，而精确的齿轮建模是实现这个目标的第一步。
一般来说，通常有三种方法可以实现齿轮的精确建模：三维图形模型建模、概念模型建模和有限元分析法建模。
三维图形模型建模是以三维图形模型来建立齿轮模型。
首先，用技术软件进行三维视图建模，对整体结构进行建模，然后根据软件自带的各种三维图形模型，如锥形、柱形、拱形等，把齿轮模型建模出来。
此外，还要根据设计要求，调整软件中的相应参数，从而获取更精确的模型。
概念模型建模是以概念模型来建立齿轮模型。
首先，根据实际齿轮类型，用图纸进行绘制，把整体结构模型化，然后参照齿轮实物图纸，把模型拼凑出来，根据设计要求，把细节处理好，完成概念模型建模。
有限元分析法建模是以有限元分析法来建模的。
有限元分析是一种物理对象的数值模拟，可在精确模拟物体的具体状态时，预测物体的未来状态，而且还可以将物体的变形、破坏等状态表示出来。
有限元分析能够准确模拟出齿轮的接触应力，最大限度地提高了齿轮的使用寿命，减少了设备和齿轮发生故障的可能性。
此外，有限元分析还可以用来预测齿轮受力的状态，以便进一步验证齿轮的设计和性能。
在齿轮设计中，也可以使用有限元分析法测试润滑油孔尺寸、斜角、圆滑系数等参数，从而更好地优化齿轮设计。
综上所述，齿轮的精确建模及其接触应力有限元分析是齿轮设计过程中的一个重要环节，它为齿轮的使用和维护提供了依据，有助于提高齿轮性能和可靠性。
透空式梳式防波堤的数值模拟和波浪透射系数的研究
作者简 介： 房卓 （９ ２ ）女 ， 宁省盘锦人 ， １８ 一 ， 辽 博士研究生 ， 主要从事随机波浪与新型水 ＿结构物的研究。 Ｔ
Ｂｉｇ ａ ｈ Ｆ ｏ ｒ ｐ ｙ： ＡＮＧ ｈ ｏ １ ８ －）ｆｍａｅ，ｏ ｔｒ ｔｄ ｎ． Ｚ ｕ （ ２ ，ｅ ｌ ｄ ｃｏ ｕ ｅ ｔ ９ ｓ
中 图分 类 号 ： ５ ． Ｕ ６６２ 文献 标 识 码 ： Ａ 文 章 编 号 ：０ ５ ８４ （０ ）２ ０ ８— ８ １０ — ４ ３ ２ １ ０ — ０ ６ ０ １
近 几十年来 ， 数值 波 浪水槽 的发 展及应 用取 得 了巨大进 步 。 王永学 采用 线性 造 波机理 论 ， 应用 Ｖ Ｆ方 法 Ｏ 给 出了可吸收数 值造波 边界条 件 ， 即造 波板 的运动 除产生行 进波外 ， 同时产 生一个抵 消反 射波 的 ０ １ 月
房
卓， 等
透空式梳式 防波堤的数值模拟和波浪透射系数的研究
８ ７
内力 分 析 ［ 朱 大 同研究 了梳 式 防波 堤 的 消 防浪 特性 ， 出 了一 个 近似 计算 波浪 反 射 系数 的计 算 方 法 ＿ １ 。 给 １ 。
刘子 琪等 对 梳式 防 波堤 上 部采 用 曲线 型 防 浪墙 的 防浪 效果 进行 了试验 研 究 ， 结果 表 明 曲线 防 浪墙 阻止越 浪
房 卓 张 宁川 臧 志鹏 ， ，
（． １ 大连 理工 大 学 海岸 和近 海工 程 国家重 点实验 室 ， 大连 １６ ２ ； １０ ３
２中国科 学 院力 学研 究所 水 动力 学与海 洋工程 重 点实验 室 ， 京 １０ ９ ） ． 北 ０ １０
摘 要： 于 ＦＵ Ｎ 基 Ｌ Ｅ Ｔ求 解 器 ， 用 源 函数 造 波 方 法 建 立 了 二维 数 值 波 浪 水 槽 ， 用 不 同 的造 波 源 函数 采 三 应
基于ANSYS_LS_DYNA的直齿锥齿轮动力学接触仿真分析
基于ANSYS/LS 2DY NA 的直齿锥齿轮动力学接触仿真分析高 翔,程建平(江苏大学汽车与交通工程学院,江苏镇江 212013)摘要:针对直齿锥齿轮疲劳破坏中出现儿率最高的齿面接触疲劳强度问题,在UG 中建立齿轮几何模型,利用ANSYS/LS 2DY NA 对齿轮进行动力学接触仿真分析,计算了齿轮副在啮合过程中齿面接触应力、应变的变化情况及两对轮齿同时接触过程中接触压力的分布情况。
关键词:直齿锥齿轮;AN S YS /LS 2D Y NA;动力学;接触仿真分析中图分类号:TH132.421 文献标识码:A 文章编号:1006-0006(2008)02-0050-02Dynam ic Contact Emulate Analysis of Bevel Gear with ANSYS/LS 2DY NAGAO X iang,CHEN G J ian 2ping(School of Aut omotive and Traffic Engineering,J iangsu University,Zhenjiang 212013,China )Ab s tra c t:Geometrical model of a bevel gear is established and bevel gear dyna m ic emulati on analysis is operatedwith ANSYS/LS 2DY NA s oft w are f or that the fatigue failure p r obability of bevel gear is the highest in t ooth surfaces contact fatigue resistance .The contact stress and def or mati on during the meshing p r ocess are calculated .And the distributi on of contact f orce is calculated when t w o pairs of teeth contact si m ultaneously .Key wo rd s:Bevel gear;ANSYS/LS 2DY NA;Dyna m ic;Contact si m ulati on analysis 由于车用齿轮的传动比和传递功率大,加工难度与成本都相当高,所以如何提高车用齿轮的传动性能与使用寿命,近年来一直深受社会各界的广泛关注。
梳齿式采棉机气力输棉系统的探索性研究
计算流体力学 求解 中应 用最 多的数值计 算方 法
包括有限差分法（ Ｆ Ｄ Ｍ） 、 有 限体积法 （ Ｆ Ｅ Ｍ） 和有限元 法（ Ｆ Ｖ Ｍ） ［ ３ － ４ ］ 。气力输棉管道 内部流 动 比较复杂 ， 在 现有 的计算机 硬件情况 下 ， 为了使解 较快收敛 ， 同时 节省计算时间， 使用有限体积法进行数值模拟计算 。
低 时计算精 度较 高 ， 如果 在体 积分 数 较高 时采 用 欧
拉一拉格朗 日法 ， 会 使计算 的误差 加大 ； 欧 拉一欧拉
法虽然在固体 颗粒粒径变 化和分 布 的模拟 中存在 不
足， 但考虑到气力输面系统中的流动固体体 积分数 大 于１ ０ ％的实际情况 ， 本研究最采用欧拉一欧拉法进 行计算 。
中图分类号 ： ｓ ２ ２ ５ ． ９ １ １ 文献标 识码 ：Ａ 文章编号 ：１ ０ ０ ３ － １ ８ ８ Ｘ（ ２ ０ １ ４） ０ ２ － ０ ０ ２ ０ － ０ ４
０ 引 言
在我国的农业生产 中， 棉花 生产具有 十分重要 的 地位 。长期以来 ， “ 拾花难” 一直制 约着本地棉花产业 的发展 ， 而要打开这一 困难局面的有效方法便 是大力 发展机械化棉花采 收。偏牵 引梳 齿式采棉 机 的作业 对象不受种植模式的限制 ， 整机结构简单、 运输方便 、
１ 材料与方 法
１ ． １ 数值模拟方法 在对气固两相流的研究 中， 一般采用拉格 朗 日法
收稿 日期 ：２ ０ １ ３ — ０ ５ — ２ ０ 基金项 目：国家 自然科学基金项 目（ ５ ０ ３ ７ ５ １ ３ １ ） ； 科 技部科 技支撑 项 目
（ ２ ０ １ １ Ｂ Ａ Ｄ ２ ７ Ｂ ０ ２ — ０ ５ — ０ ３ ）
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
弧齿锥齿轮数字化齿面啮合仿真分析与试验
文 章编 号 ：０ ０２ ５ （ ０ ２ ０ －５ ５０ １０ —７ ８ ２ １ ）４０ ６ －５
数 字 化设 计 与制造 是 螺旋锥 齿 轮传 动技 术发 展 的趋势 。齿 轮 加工 质量 的控 制 主要依 靠滚 动 检验来 实 现 ， 其仅 能判 断 实 际齿 面 印痕 的状 况 且 带 有 主 但 观性 、 验性 ， 法反 映 真实 齿面 的运 动平 稳性 —— 经 无
‘ ２ Ｊ ２
、
， 后 将 齿 面 最
位 置 矢 量 和 法 向矢 量 作 为 数 字 化 齿 面 离 散 点 的
２ 数 字 化 齿 面 拟 合
Ｎ Ｒ Ｓ曲面 的有理 分式 为 ＵＢ
＝
∑ ∑ Ｉ ｌ ＝ｍｎ ｌ Ｉ ｉ
ｌ＝ Ｊ ｌ Ｊ＝ １
（） ８
定 义 Ｌ ｇａ ｇ ａ ｒｎｅ函数 为
ｆ ｔ
（ｉ Ｏ， 咖
（ ：１ ） ｉ ２
，
（） １
ｔ Ｉ ＝ ，（ ｚ ） ｌ ０， ｆ
式 中 ， 均 为齿 面参 数 ， ０、 下标 ｉ ， 分 别表示 小 ＝１２
轮 和大 轮 。
量 的研究 都 集 中在螺 旋锥 齿 轮真 实齿 面 的数学 表达
方法和啮合 仿真技术 上 ， 而缺乏试验 的对 比验 证 。本 文首 先介 绍 了齿 面坐标 测量 和理 论齿 面 坐标
（ ７）
式 中 ， ， 为 位置 矢量 的 ３ 分量 ； ２ 式 （ Ｙ， ） 个 由（ ）
可 以求得 齿 面 网格 点 的 参 数
数据。
式 中 ，ｓ（ ． ｚ＝０，， ，）为 初 始 点 ， 参 数 为 （ １… ｒ 且 Ｍ， 通 过 约束 优 化方 法 来 确定 控 制 顶点 的扰 动 量 ， 假 设 目标 函数 为
克林贝格摆线锥齿轮建模及模态分析
刀盘自转角度θ狅 的关系是：
θ狆 ＝犻狆狅θ狅 ＝狕狕狅狆θ狅
（４）
其中，狕狅 是刀盘的刀片组数；狕狆 是冠轮的齿数；犻狆狅
是刀盘的刀片组数与冠轮齿数之比．
产形轮的产形面的齿面方程为下式： 狉狆（θ狅，狌）＝ 犕犿１犕１狅狉（θ狅，狌）
（５）
图 ２ 产 形 轮 坐 标 系
１．３ 铣 齿 加 工 坐 标 系 及 其 方 程 铣齿加工坐 标 系 如 图 ３ 所 示，铣 齿 加 工 右 旋 大 齿 轮 时，从 摇 台 正 面 看 过 去，摇 台 是 逆 时 针 转 动 ，从 轮 坯 的 小 端 看 过 去 ，轮 坯 是 顺 时 针 转 动 ．
克林贝格摆线锥齿轮建模及模态分析
张华，何卫东，张迎辉
（大连交通大学 机械工程学院，辽宁 大连 １１６０２８）
摘 要：根据克林贝格摆线锥齿轮的加工方法和铣齿 原 理，建 立 刀 盘、摇 台 和 轮 坯 相 对 位 置 和 运 动 关 系 的 坐标系，推导摆线锥齿轮的切齿方程，结合齿轮啮合方程及齿轮齿面旋转投影得到在平面内相 关 齿 面 上 点 的关系，运用数值分析法得到齿面离散点坐 标，运 用 ＮＵＲＢＳ 进 行 曲 面 逼 近 得 到 曲 齿 面，封 闭 生 成 单 个 实 体轮齿，建立摆线锥齿轮三维模型．应用有限元分析方法，进行摆线锥齿轮自由模态分析，得 到 大 齿 轮 和 小 齿轮的低阶固有频率及主振型，计算各个齿轮的临界转速．分析计算结果为齿轮结构设计及优 化 提 供 了 一 定的参考依据． 关 键 词 ：摆 线 锥 齿 轮 齿 线 ；模 态 分 析 ；固 有 频 率 ；振 型 ；有 限 元 文献标识码：Ａ 犇犗犐：１０．１３２９１／ｊ．ｃｎｋｉ．ｄｊｄｘａｃ．２０１８．０２．０１３
０ 引言
基于ANSYS的直齿圆锥齿轮齿根应力有限元分析
基于ANSYS的直齿圆锥齿轮齿根应力有限元分析[摘要] 随着机械工业的发展,对齿轮传动的要求愈来愈高,为防止轮齿折断失效, 要求设计者能较精确地计算轮齿齿根的弯曲应力。
现在业已提出了多种齿轮强度简化的计算方法,这些方法各有其优缺点。
有的并已纳入国家标准GB3480283及国际标准ISO。
但其中关于载荷分配系数和动载系数的确定问题均存在较大的争论。
由于齿轮使用场合不同, 系数的选择相差较大,同时各行业,各部门对系数的选取也有差异。
因此计算结果往往相差较大。
而且常规计算方法仅能满足一般齿轮传动的要求, 对高速、重载及有特殊要求的齿轮传动还需要进行精确计算和分析。
ANSYS软件是大型通用有限元软件，ANSYS的前处理中有建模功能，但由于直接在ANSYS软件中建立模型较复杂。
因此，本文运用三维绘图软件Pro/E建立了直齿圆锥齿轮的实体模型，将三维实体模型进行合理的简化，通过Pro/E与有限元分析软件ANSYS的接口，将模型导入ANSYS中。
运用ANSYS对齿轮进行应力、位移分析，得到了齿轮的应力等值线图的重要信息。
[关键词] 直齿圆锥齿轮、Pro/E、有限元分析、ANSYSRoot stress of the bevel gears based on finite elementanalysis whit ANSYS（Grade06,Class1,Major in machine design manufacture and automation，School of Mechanical Engineering，Shaanxi University of Technology，Hanzhong 723003，Shaanxi）Abstract: Along with the development of industrial machinery,the requirement of gear transmission increasingly high,in order to prevent the gear failure and broken,request designers can accurately calculated the tooth root bending stress.Now has proposed a variety of simplified calculation method of gear intensity,these methods have their advantages and disadvantages.Some have been incorporated into national standards and international standards GB3480283 and ISO.But on the load distribution coefficient and dynamic load coefficients are determined the debate question.Due to the gears using of different occasions,Coefficient of choice is not different,departments of choosing coefficient of are also different.So often differ greatly calculation results.And the conventional calculation method can only meet general of gear transmission requirements,for high-speed, overloaded with special requirements and gear need accurate calculation and analysis.ANSYS is a common large FEA analysis software, which has the molding function in its former dealer. Because it is difficult to driectly draw the speed reducer box in ANSYS. So, the three-dimensional parametric entity model for speed reducer box for mine use was bullied and parameterized by Pro/E software by using the connections between Pro/E and ANSYS, three-dimensional entity model was imported into ANSYS after simplified. The structure of reductor box was analyzed by ANAYS. The displacement and stress distribution can be attained.Key Words: gear Pro/E Finite Element Method(FEM) ANSYS目录第一章ANSYS与PRO/E之间的接口 (4)第二章直齿圆锥齿轮模型的创建 (5)2.1锥齿轮建模过程的分析 (5)2.1.1分析锥齿轮结构，推导出各个参数及变量之间的关系式； (5)2.2锥齿轮的建模过程 (7)2.2.1输入基本参数和关系式 (7)2.2.2创建基本曲线 (9)2.2.3创建齿轮端面基本圆 (12)2.2.4创建坐标系 (14)2.2.5创建大端渐开线 (16)2.2.6创建齿轮小端上的渐开线 (18)2.2.7镜像渐开线 (18)2.2.8创建齿根圆特征 (19)2.2.9创建第一个轮齿 (21)2.2.10阵列轮齿 (23)第三章 ANSYS齿根应力分析过程 (26)3.1一个齿廓截面的二维平面分析 (26)3.1.1建模 (26)3.1.2定义单元类型 (27)3.1.3定义材料属性 (28)3.1.4划分网格 (29)3.1.5施加约束条件 (30)3.1.6施加载荷 (31)3.1.7求解 (32)3.1.8查看结果 (32)3.2直齿圆锥齿轮单个齿的齿根应力分析 (34)3.2.1模型的导入 (34)3.2.2定义单元类型 (34)3.2.3定义材料属性 (35)3.2.4划分网格 (36)3.2.5施加约束条件 (37)3.2.6施加载荷 (38)3.2.7求解 (39)3.2.8查看结果 (40)3.3齿轮啮合齿面接触应力的二维截面分析 (42)3.3.1建立模型 (42)3.3.2定义单元类型 (42)3.3.3定义材料属性 (43)3.3.4建立齿轮面模型 (44)3.3.5对齿面划分网格 (47)3.3.6定义接触对 (48)3.3.7施加位移边界 (50)3.3.8施加第一个齿轮位移载荷及第二个齿轮的位移边界条件并求解 (51)3.3.9查看von mises等效应力 (53)3.3.10查看接触应力 (54)3.4结果分析： (55)致谢 (56)参考文献 (56)第一章Ansys与Pro/E之间的接口Pro/E是个全方位的3D产品开发软件，它集合零件设计，产品组合，模具开发，造型设计，应力分析等功能与一体。
直通式篦齿密封性能的数值模拟与试验研究
Ｓ ｏ ｕ ｔ ｈ ｗｅ ｓ ｔ Ｕｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ ｏ ｆ Ｓ ｃ ｉ ｅ ｎ ｃ ｅ ａ ｎ ｄ Ｔ ｅ ｃ ｈ ｎ ｏ ｌ ｏ ｇ ｙ， Ｍｉ ａ ｎ ｙ ａ ｎ ｇ Ｓ ｉ ｃ ｈ ｕ ａ ｎ ６ ２ １ ０１ ０， Ｃｈ ｉ ｎ ａ ；
２ ． Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ Ａｖ ｉ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ Ｇａ ｓ Ｔ ｕ ｒ ｂ ｉ ｎ ｅ Ｒ ｅ ｓ ｅ ａ ｒ ｃ ｈ Ｉ ｎ ｓ ｔ ｉ ｔ ｕ ｔ ｅ ｏ ｆ Ｊ ｉ ａ ｎ ｇ ｙ ｏ ｕ Ｓ ｃ ｉ ｅ ｎ ｃ ｅ ａ ｎ ｄ Ｔ ｅ ｃ ｈ ｎ ｏ ｌ ｏ ｇ ｙ
Ｌａ ｂ ｙ ｒ ｉ ｎ ｔ ｈ Ｓ ｅ ａ ｌ
Ｚｈ ａ ｎ ｇ Ｌ ｉ ｕ ｘ ｉ ａｎ ｇ Ｃｈ ｅ ｎ Ｊ ｕ ｎ ｄ ｏ ｎ ｇ Ｇｅｎ ｇ Ｘｕ ｈ ｕ ｉ Ｗａ ｎ ｇ Ｈｏ ｎ ｇ Ｃｈ ｅｎ Ｈａ ｉ ｙ ａ ｎ
（ １ ． Ｋ ｅ ｙ Ｌ ａ ｂ ｏ ｒ ａ ｔ ｏ ｒ ｙ ｏ ｆ Ｓ ｏ ｌ ｉ ｄ Ｗａ ｓ ｔ ｅ Ｍａ ｎ ａ ｇ ｅ ｍ ｅ ｎ ｔ ａ ｎ ｄ Ｒ ｅ ｓ ｏ ｕ ｒ ｃ ｅ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ Ｍｉ ｎ ｉ ｓ ｔ ｒ ｙ ｏ ｆ Ｅ ｄ ｕ ｃ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ，
基于ANSYS的直齿圆锥齿轮建模及动态接触有限元分析
式中 , r 是齿轮的起始半径 ;α是基圆锥半锥角 , 可以 由节锥角 、啮合角求出 ;β是啮合面上起始线段与瞬时
回转轴之间的夹角 ,是个变量 ,对于基圆锥上渐开线的 始点 ,β为零 。
为绘制精确的渐开线 , 可以把渐开线划分为满足
工程需求的若干个分点 , 用样条曲线来近似替代渐开
线 。为保证准确性 , 每个分点之间的渐开线弧的曲率
的面 ,A1 、A2 、A3 为背锥面 ,A4 为轮毂面 ,这 4 个面都
必须拉伸汇聚于坐标原点 ,4 个面不能同时采用同一
个坐标系进行拉伸 ,因为 A1 、A2 、A3 与笛卡儿坐标 Y
轴成一定角度 ,拉伸时将不能汇聚于原点 ,因此必须建
立局部笛卡儿坐标系 ,局部坐标系以垂直于背锥面的
球半径为 Z 轴 ,相当于从一个较大的球面变成一个较
置已申请国家专利 。
参考文献 1 施进发. 机械模块学. 重庆 :重庆出版社 ,1994 2 肖正扬. 自动机械的凸轮机构设计. 北京 :机械工业出版社 ,1990
收稿日期 :20040929 作者简介 :李军利 (1966 - ) ,男 ,陕西泾阳人 ,讲师 ,研究生
50 机械传动 2005 年
轮齿的接触碰撞变形包含翘曲变形 、接触变形及 轮毂变形 。很多研究都只针对部分轮齿进行研究 ,忽 略了轮毂部分对变形的影响 。J IANDE WANG 研究了 齿轮基础部分 (即轮毂) 在单齿啮合区和双齿啮合区的 静态扭转刚度 ,研究表明 ,在双齿啮合区齿体的刚度比 单齿啮合区突变了 8 %[6] ,这在齿轮的刚度分析中是 不能忽略的 。杨生华的研究也表明局部和整轮仿真分 析的变形结果误差可以达到 9. 1 %[1] 。因此 ,为精确 模拟齿轮的接触状况应该采用整轮模型 。本文研究齿 轮的重合度在 1～2 的范围内 ,选取出两个轮齿进行加 密网格划分 ,研究单个啮合周期的整轮接触情况 。
基于LS-DYNA的铣齿铣削效率正交仿真分析
基于LS-DYNA的铣齿铣削效率正交仿真分析王延蒙1，2，韩冰冰1，2，黄建华1，2（1. 江苏徐工工程机械研究院有限公司，江苏徐州 221004；2. 高端工程机械智能制造国家重点实验室，江苏徐州 221004）［摘要］在施工过程中影响铣槽机铣齿效率的因素很多，本文采用有限元仿真软件LS-DYNA对铣齿动态铣削过程进行仿真，并对不同切削角、铣削厚度、铣齿宽度、铣削速度及铣齿刃角的铣削阻力和比能耗进行了正交仿真分析。
结果表明，铣齿在铣削过程中铣削阻力呈波动性变化，且垂直方向受力小于水平方向受力；在影响铣削阻力的各因素中，敏感性由大到小依次为铣削厚度、切削角、铣削速度、铣齿宽度和铣齿刃角，其中铣齿刃角对铣削阻力的影响可以忽略；各因素对铣削比能耗的影响差异性较大，可根据实际工况进行正交仿真试验确定各因素的最佳组合，以提高铣齿的铣削效率。
［关键词］铣槽机；铣齿；比能耗；正交仿真；LS-DYNA［中图分类号］TU753 ［文献标识码］A ［文章编号］1001-554X（2020）09-0043-06 Orthogonal simulation analysis on milling efficiency ofcutter teeth based on LS-DYNAWANG Yan-meng，HAN Bing-bing，HUANG Jian-hua铣槽机是目前针对地下连续墙施工最先进的专用设备，因其成槽效率高、成槽深度大、成槽精度高、适应地层地质范围广、对周边环境影响小等优点，被广泛应用于连续墙的建设中。
铣槽机工作时，下方的铣轮在液压泵的驱动下不断铣削岩土。
根据地层的不同，铣轮上可以选择安装不同类型的铣齿。
铣齿主要分为标准铣齿、截齿和滚齿3种，本文主要对标准铣齿进行研究。
标准铣齿作为铣槽机铣削岩石的主要部件，国内外很多学者对其进行了研究分析。
Nidal等［3］建立了三维非线性有限元模型对土壤切削进行了模拟，并通过试验验证了仿真数据的正确性；Moot-az等［4］采用树脂仿真分析了砂土与刀具的接触，考虑了刀具宽度、边界条件以及网格密度对切削力的影响；宋刚［5］对双轮铣槽机铣轮设计进行了研究，并采用ANSYS/LS-DYNA对铣齿的切削角、宽度、切削深度和切削速度进行了单因素仿真，分析了铣齿的受力特征；李万莉［6-7］推导出了双轮铣槽机铣削所需要的扭矩与下压力，并对双轮铣槽机标准铣齿铣削岩土过程进行了仿真分析，得到铣齿铣削岩土时的受力特征；夏毅敏［8］采用有限元软件对盾构刀具切削过程进行了数值模拟分析，研究了切削参数和刀具几何参数对切削的影响规律，为实现切削参数和刀具几何参数的优化奠定了基础。
基于ANSYS的圆锥齿轮参数化建模及接触分析_韩兴乾
96
机械传动
Байду номын сангаас
2013 年
面, 生成规则网格。网格划分时, 对计算精度贡献较大 的部分的网格应细化, 而适当粗划对计算精度贡献不 大的部分。综合考虑以上因素及直齿圆锥齿轮的几何 特征, 对齿部细分网格, 其他部分采用相对较稀的网 格, 如图 3 所示。
化, 齿轮的实体模型和有限元模型很相似, 使得齿轮模 型的建立具有很大的重复性。因此, 如能建立齿轮的参 数化模型就能大大减少工作量, 提高工作效率。本文中 齿轮参数化建模思想是: 先基于齿轮基本参数建立一对 啮合齿轮, 划分好网格之后, 将主动齿轮和从动齿轮分 别旋转复制, 再将各齿轮节点和关键点融合, 形成整体 齿轮接触有限元模型。具体建模过程如下所述。
由于从动齿轮齿数较少, 采用轴齿轮的形式, 且考虑 到划分网格的需要, 从动齿轮分成 3 部分分别建模, 建模 方法与主动齿轮相类似[ 2] 。整对齿轮模型如图 2 所示。
图 1 啮合圆锥齿轮的几何尺寸
图 2 一对啮合齿轮模型
1. 2 定义单元类型和材料属性 首 先, 选 择 PLANE42 单 元 作 为 二 维 单 元。
图 4 部分模型的扩展
1. 5 定义接触对 采用面 面接触单元对齿轮进行三维接触分析,
由于小齿轮的齿面曲率比大齿轮的大, 所以小齿轮的 齿面是目标面, 大齿轮的齿面是接触面[ 4] 56- 57。对于 实常数的 设置, ANSYS 同 样提 供了较 简便 的 GUI 方 式: Preprocessor > Real Constants> Add/ Edit/ Delete, 在弹 出的 Real Constants 对话框中选择 CONTA 174 单元, 点 击 Edit, 弹 出/ Real Constant Set Number 3, For CONTA 1740对话框, 在其中可以设置接触分析的各项实常数。 1. 6 接触分析载荷及边界条件的施加
一种高精度MEMS梳齿驱动器有限元仿真方法及实验
一种高精度MEMS梳齿驱动器有限元仿真方法及实验郭占社;曹乐;赵鑫;樊尚春【摘要】为解决目前MEMS梳齿电容驱动器由于边缘效应导致的理想计算模型计算误差较大问题,利用有限单元法中的能量法,提出了一种对梳齿驱动器电容量进行精确仿真计算的方法并以实际制作的微机械陀螺质量块上的90对梳齿驱动器为对象,分别利用该方法及常用的CMATRIX仿真方法对其电容值进行了仿真计算.两种方法得到的电容量的计算结果分别为1.5283pF和1.5793pF.二者与利用高精度LCR测试仪得到的结果1.5172pF的相对误差分别为0.73％和4.09％.实验结果表明,该方法对考虑边缘效应的MEMS梳齿电容驱动器具有较高的计算精度.%A new simulation method is introduced to solve the problem of high calculating errors of the ideal model caused by the edge effect for MEMS (Micro-electromechanical System) comb capacitor. In this method, the energy method in FEM (Finite Element Method) is used and the MEMS comb actuator (90 pairs of comb teeth) which is fabricated on a MEMS gyroscope is used for simulation. The simulated results of capacitance with this method and the conventional method CMATR1X are 1.5283pF and 1.5793pF. The relative errors between them and the LCR high precision capacitance measuring device measured result 1.5172pF are 0.73% and 4.09% respectively. It is concluded from the experiment this method can obtain high calculating precision for MEMS comb capacitor.【期刊名称】《图学学报》【年(卷),期】2012(033)003【总页数】4页(P65-68)【关键词】MEMS;梳齿驱动器;边缘效应;有限单元法;能量法【作者】郭占社;曹乐;赵鑫;樊尚春【作者单位】北京航空航天大学仪器科学与光电工程学院,北京100191;精密光机电一体化教育部重点实验室,北京100191;北京航空航天大学仪器科学与光电工程学院,北京100191;精密光机电一体化教育部重点实验室,北京100191;北京航空航天大学仪器科学与光电工程学院,北京100191;精密光机电一体化教育部重点实验室,北京100191;北京航空航天大学仪器科学与光电工程学院,北京100191;精密光机电一体化教育部重点实验室,北京100191【正文语种】中文【中图分类】TH117.3微机械静电梳齿驱动器自1989年由Tang[1]等提出以来，由于具有结构简单、与集成电路工艺兼容等优点而在微机电系统中得到了广泛应用。
针梳机梳箱动静力学有限元分析研究
出 了梳 箱 在 工 作 过 程 中的 最 大应 力 ， 为针 梳 机 设 计 和 改 进 提 供 了充 分 依 据 。
关键 词： 箱 ； 梳 动力 学； 力学 ； 静 有限元 ； 分析
中图 分 类 号 ： Ｓ１ ２２ ； Ｐ ９ ． Ｔ ３ ．２ Ｔ ３ １９ 文献 标识 码 ： Ａ 文 章 编 号 ： ６ ２ ５ ５ ２ １ ）３ ０ ４ — ３ １ ７ — ４ Ｘ（ ０ １ ０ － ０ ７ ０
针 梳 机 梳箱 是针 梳 机 重 要 的 基 础 件 ，其 动静 态 是 ： 梳箱 箱 体 Ｚ ２ 、 轨 和 螺杆 为 ２ ＣＭｏ 弹 性模 量 Ｇ ０导 ０ｒ ， 特性 影 响到 针 梳 机 整 台机 器 的工 作 性 能 ，对 梳 箱 装 Ｅ１７ Ｐ ， 松 比 ０３ 对 模 型进 行 ＢｏｋＬｒｚｓ ３ Ｇ ａ泊 ．， ｌｃ ａｌ ｏ 网格 ｃ 配体进行静强度以及模态分析 ， 以得到整栅 Ｉ能 。如 划 分 ， 果 如 图 ２所示 。 生 结 图 １ 示（ 所 图示 齿 轮 一 侧 为 梳 箱 后 侧 ）梳 箱 装 配 体 ， 主要 由上 下 箱 体 、 轨 、 板 、 导 针 凸轮 打手 、 螺 杆 和 ８根 ８ 挡 板等 零 件 组 成 。工 作 时 ， 动 和 动力 由输入 轴 个 运 同时 传 给最 下层 ２条 螺 杆 ，螺 杆 驱 动 针板 对 毛条 进 行 梳理 ， 板 支 撑在 导 轨 上循 环 运 动 。梳 箱箱 体 尺寸 针
直齿轮啮合疲劳强度的有限元仿真与失效分析_程文冬
文章编号:1673-9965(2010)03-239-04直齿轮啮合疲劳强度的有限元仿真与失效分析*程文冬,曹岩(西安工业大学机电工程学院,西安710032)摘要:齿轮啮合疲劳强度的理论计算和虚拟仿真均与实际啮合情况存在偏差,两者的精度值得讨论.首先在UG环境下建立标准渐开线直齿轮模型,再运用U G有限元工具对轮齿进行了齿根弯曲疲劳强度与齿面接触疲劳强度的力学仿真,最后对虚拟仿真与理论算法的结果进行了比较分析.结果表明:齿根弯曲应力和齿面接触应力分布图符合理论推断,但理论计算忽略了轮齿受到的径向压应力,有限元仿真的边界载荷条件更为真实,但结果应当引入载荷因数K.本文在同一软件环境中实现了齿轮的CAD与CAE,为齿轮的建模、仿真提供了设计参考与误差分析的思路,有助于提高齿轮设计的效率和质量.关键词:齿轮;U G;疲劳强度;有限元分析中图号:T P132.429文献标志码:A齿轮啮合的失效主要包括轮齿折断、齿面点蚀、胶合、磨损、塑性变形等,其中最主要的失效是齿根疲劳折断和齿面点蚀.齿轮其它部位(如轮圈、轮毂等)的强度和刚度较为富余,失效几率不大.齿轮理论强度计算与加工方法的研究比较成熟.随着计算机CAD/CAE技术的发展,齿轮参数化建模、运动仿真和有限元分析等研究逐渐深入[1].轮齿啮合强度的理论计算与虚拟模型仿真都基于某些假设前提,结果带有较大的近似性.针对齿轮啮合强度的计算机仿真及其精确度值得讨论[2].本文在UG环境下对标准渐开线圆柱齿轮进行精确的三维建模以及有限元仿真,考查轮齿啮合时弯曲折断和接触疲劳行为并分别对理论计算与模型仿真进行误差分析.1齿轮啮合疲劳强度计算1.1齿根危险截面设齿轮工作时只有一对齿参与啮合,则计算载荷F n作用于齿顶时,齿根处某一截面的弯曲应力R F最大.如图1所示,线段AB为齿根危险截面,悬臂梁的长度为h F,危险截面的齿厚为S F[3].图1齿根危险截面Fig.1M inimum life sect ion of to oth ro ot1.2齿根弯曲疲劳强度计算载荷的分矢量对齿根分别产生弯曲应力和压应力,由于压应力较小,在计算齿根弯曲强度时忽略其影响.则危险截面的弯曲应力为R F=MW=K F n co s A F h FbS2F6(1)式中:M为计算载荷对轮齿施加的弯矩;W为抗弯模量;K为载荷因数;b为齿宽.引入齿形因数Y F、第30卷第3期西安工业大学学报Vo l.30No.3 2010年06月Jo urnal o f Xi.an T echnolo g ical U niver sity Jun.2010*收稿日期:2009-10-18作者简介:程文冬(1981-),男,西安工业大学助教,主要研究方向为车辆工程.E-m ail:41020265@.传递转矩T1、齿轮模数m、齿数z1和传动比i,得到轮齿弯曲强度校核公式为R F=2K T1Y Fbm2z1[[R F](2) 1.3齿面接触疲劳强度齿面最大接触应力可以通过近似的齿面法向力进行求解.以齿面靠近分度圆处的接触应力为计算依据.对于标准钢制外啮合齿轮,齿面接触强度校核公式为R F=670(i+1)K Tibm2z21[[R H](3) 2CA D模型以某机床渐开线圆柱直齿轮为研究对象.其材料为40Cr调质钢,传动比i=3.6,模数m=3,齿数z1=50,理论传递转矩T=320N#m,载荷因数K=1.5,齿形因数Y F=2.57,许用弯曲应力[R F]= 185MPa,齿轮组许用接触应力[R H]=491MPa.将齿轮参数代入式(2)、(3),得到齿根弯曲应力与齿面接触应力的理论数值:R F1=60.2MPa[[R F](4)R H1=367.3M Pa[[R H](5)齿轮三维模型创建的关键步骤是渐开线齿廓的生成.笛卡尔直角坐标系中的渐开线方程为x t=r b[cos(s)+rad(s)sin(s)]y t=r b[sin(s)-rad(s)co s(s)]z t=0(6)根据式(4),在UG表达式模块(Ex pression)中编译渐开线表达式如下:a=0;b=180;r b=m*z*cos(20)/2s=(1-t)*a+t*b;t=0x t=r b*sin(s)-r b*s*3.14/180*cos(s)y t=r b*cos(s)-r b*s*3.14/180*sin(s)(7)式中:r b是基圆半径;t为系统变量,取值范围0~1.运用U G规律曲线功能(Law Curve)生成渐开线,建立齿轮基圆、齿根圆、齿顶圆与分度圆,如图2所示.其中,齿根的过渡曲线对齿根弯曲强度影响很大.设齿轮的齿根过渡圆角半径r=1.5m m.最终的齿轮模型如图3所示,齿轮主要参数见表1.表1齿轮主要参数T ab.1Gear par amet er主要参数模数m齿数z1齿宽b/mm分度圆直径d/mm齿高h/mm压力角A 取值350901506.7520b图2渐开线齿廓F ig.2Involut e t ooth pro file图3齿轮模型F ig.3Gear model轮齿的精确建模满足了理论强度计算中齿宽b、齿形因数Y F等几何参数条件,为啮合强度仿真的准确性提供了前提保证.3U G有限元分析[4]通常,建立精确的三维模型与有限元分析分别在不同的软件中完成的.本文在UG-CAD模块中准确建立了三维模型并导入UG-Structure模块中进行有限元分析.利用U G有限元分析(简称U G-FEA)工具可将三维模型直接转化为有限元分析对象而不丢失特征参数,其技术流程如图4所示.图4U G-F EA的技术流程Fig.4K no wledg e flo w o f U G-F EA3.1前置处理1)模型简化.由于标准齿轮啮合传动的连续240西安工业大学学报第30卷性,轮齿载荷的作用力、弯矩等具有重复性,模型可进行简化,提取一个轮齿进行疲劳强度分析.2)网格划分.考虑齿型的复杂程度、精度要求以及求解时间等实际因素,运用MSC 网格生成器对轮齿划分了3D 四节点四面体单元网格.根据受力特点对啮合齿面和齿根部位进行网格细化,结果如图5所示.单元尺寸为1.4mm,共划分节点(nodes)3538个,单元(elements)8460个,网格控制角最小为20b ,最大150b.图5 简化的有限元模型与网格划分F ig.5 Simplified model fo r F EA and g r id meshing3)边界条件.根据啮合力学的矢量关系,进行齿根弯曲强度仿真时齿顶水平分力F n 1=3866.3N,竖直分力F n 2=1802.9N.渐开线曲面的法向载荷决定着齿面接触强度,其中分度圆曲面法向载荷F n =4266N.模型轮心剖切内表面为固定约束.4)材料属性.U G -FEA 内嵌了常用工程材料数据库,用户可以指定分析对象的材料属性.40Cr 调质钢的泊松比为0.28,弹性模量E =206GPa,密度为7.82@106kg/m m 3,布氏硬度为260H BS.3.2 分析求解UG -FEA 模块为配备了四种求解器:结构F.P.E 、Nastran 、AN SYS 和ABAQUS.本文选取结构F.P.E 结算器进行分析运算.分析输出结果中包含了静力分析的多种物理量,如:位移、应力、应变、外施载荷等.选择Vo n-Mises 第四强度理论准则进行应力分析,得到轮齿的等单元轮廓边齿根弯曲应力图和齿面接触应力图,分别如图6~7所示.3.3 比较讨论依据仿真结果得到齿根最大弯曲应力R F 2=66.5M Pa,齿面最大接触应力R H 2=313.6M Pa.齿轮根部受到的弯曲应力最大,最大弯曲应力节点图6 轮齿弯曲应力分布云图Fig.6 N ephog ram o f too th bending st ress图7 齿面接触应力云图Fig.7 N epho gr am of too th sur face str essID 为2737,节点位于图1中理论AB 线下侧0.22mm 处,误差为3.2%.齿面接触应力分布形状为近似矩形,表示齿面易发生疲劳点蚀的分布区域.仿真结果小于材料许用应力值,符合齿轮工作强度需求.仿真的最大弯曲应力与接触应力R F 2、R H 2相对理论计算值R F 2、R H 1的误差分别10.5%与-14.6%.误差分析如下:1)UG -FEA 外施载荷的设定综合了弯曲应力和纵向压应力,符合实际载荷条件.理论计算未考虑外施载荷的纵向压应力,导致弯曲应力计算结果小于仿真值.2)齿面接触强度与齿根弯曲强度仿真未考虑啮合不平稳时冲击载荷的影响.理论计算与计算机仿真均忽略了轮齿渐开线曲面的切向摩擦力[5-6].3)划分网格时应用少量的网格单元数量满足分析精度的要求.精确的网格能够使得仿真结果无限逼近实际情况,运算速度与解算精度是对立统一的矛盾关系.4 结论本文通过理论计算和有限元仿真两种方法研241第3期 程文冬等:直齿轮啮合疲劳强度的有限元仿真与失效分析究了轮齿啮合的疲劳强度,结论如下:1)文中在UG-CAD模块中准确建立了三维模型并导入UG-Structure模块中进行有限元分析.在同一软件环境中实现了CAD与CAE的结合,设计效率较高,仿真精度可靠.2)齿根弯曲强度与齿面接触强度的计算值分别为60.2M Pa和367.3M Pa,仿真结果分别为66.5M Pa和313.6M Pa.各项结果均满足许用强度要求,仿真应力分布符合理论推断,亦符合实际失效情形.3)啮合强度的理论计算忽略了外施载荷径向压应力作用,导致弯曲应力计算结果偏小.有限元仿真的边界条件更接近于实际载荷,但仿真中未考虑工作不平稳的冲击作用,应在仿真结果中引入载荷因数K.4)CAD-CAE的有机结合,实现了产品的精确建模与有限元仿真,产品结构尺寸与力学性能可以得到合理的分析与评估,有助于迅速、准确的实现产品的优化设计.参考文献:[1]孙贤初,党新安.CA D/CA E软件在齿轮结构分析中的联合应用[J].拖拉机与农用运输车,2008,35(3):77.SU N Xian-chu,DA NG Xin-an.CA D/CA E Softw are in Gear M echanical A naly sis[J].T racto r&F armT ranspo rter,2008,35(3):77.(in Chinese)[2]胡爱萍,刘善淑,陈权.标准直齿圆柱齿轮传动接触强度计算的研究[J].机械设计.2008,25(11):45.H U A-i ping,LIU Shan-shu,CH EN Q uan.Study o nthe Co ntact St reng th Calculation of Standard Cylin-drical Spur Gear T ransmission[J].Jo ur nal of M achine Desig n,2008,25(11):45.(in Chinese)[3]马保吉,朱育权,王丽君.机械设计基础[M].西安:西北工业大学出版社,2005.M A Bao-ji,ZH U Yu-quan,W AN G L-i jun.Basics ofM echanical Desig n[M].Xi.an:No rthw ester n Po ly-technical U niver sity P ress,2005.[4]马秋成,韩利芬,罗益宁,等.U G CA E篇[M].北京:机械工业出版社,2002.M A Q iu-cheng,H AN L-i fen,L U O Y-i ning,et al.U G-CA E[M].Beijing:M echanica l Industr y Pr ess,2002.(in Chinese)[5]M ao K.Gear T o oth Co ntact A nalysis and It s A pplica-tio n in the Reduction o f Fatig ue Wear[J].Wear,2007,262(11/12):1281.[6]D ing H,K ahr aman A.Inter act ions Between No nlinearSpur Gear Dynamics and Surface Wear[J].Journal ofSo und and Vibr atio n,2007,307(3/4/5):662.Simulation Study of Meshing FatigueStrength of Involute Cylinder GearCH EN G Wen-dong,CAO Yan(Schoo l o f M echatr onic Eng ineering,X i.an T echno lo gical U niver sity,Xi.an710032,China)Abstract:T here are tw o metho ds to obtain the result of g ear fatig ue streng th:theo retical calculatio n and CAE simulation.Ther e w ill be som e error betw een the result and the actuality.Fir st,the normal invo lute cy linder gear m odel w as built in the UG environment,the gear too th contact fatig ue and bending streng th simulation w as then im plemented.At last the simulation result w as compar ed w ith the theoretical calculation r esult.T he co mparison sho wed that:both theor etical calculation and structural analysis results w as satisfied to the requirement o f adm issible stress.T he radial compressiv e stress influence to the bending str ength w as not considered in the theo retical calculation and the load factor K should co nsider into the sim ulation result.The co mbinatio n o f CAD and CA E w as achieved in one softw ar e background.This paper,w hich is a reference to the gear modeling and simulation as w ell as the er ror analysis,could make a useful effort to increase the efficiency and quality of pr oduct.Key words:g ear;U G;fatigue strength;finite element analysis(责任编辑、校对魏明明) 242西安工业大学学报第30卷。
梳齿式采棉机梳齿设计分析手段和理论公式
第二章梳齿式采棉机梳齿设计分析手段和理论公式本章将介绍梳齿式采棉机设计，分析了二维与三维制图表现手法的特点；详细介绍梳齿采摘过程数值模拟的数学物理方程和求解方法等，为建模提供理论依据，同时对MATLAB软件进行了介绍。
2.1制图手段的分析介绍工程制图是机械生产加工的基础，设计人员通过工程制图手段能够清晰将自己的设计意图反映给加工人员，通过加工人员完成产品的生产。
在实际生产生活中，要结合两方面因素，使设计人员易于制图，生产人员易于读图。
随着中国进入数控时代，机械加工逐渐走向数字化，机械设计人员也应带领工程制图走向数字化时代，基于此点，本文提出工程图的数字化，以满足现有的生产情况。
传统的制图方法在标注的时候以尺寸线为基础，在长度上标注长度尺寸，这种标注方式是以划线为基础的，随着科技的进步，中国逐渐进入数控时代，加工师傅在加工零件时，逐渐的向坐标靠拢，所有的加工模式是以空间坐标为基础的，加工技术的进步，需要制图水平与之相匹配，在图纸的制作过程中，零件应该向坐标靠拢，以适应现有的生产技术。
如图2-1所示，图为简单的传统的制图方式，其内容包括零件尺寸、粗糙度、厚度、件数。
传统的制作加工过程是划线模式，选择图所给材料为Q235的扁钢，其宽度为20mm,厚度为2mm,下100mm的料，将扁钢切成两节，每节长度为50mm,加工孔1，以孔1为基准加工孔2，从而完成零件加工的全过程。
图2-1 传统二维图改进后的工程制图如图2-2所示：根据数控加工条件，将图纸以尺寸标注的尺寸线改为坐标显示的点，此图是基于CAD绘图模式所得，在实际制作中，可以将自动生成点坐标添加刀CAD程序中，在绘图过程中，通过拾取点a,b,c,d,e,f 坐标，从而自动生成所拾取点的坐标值。
在加工精度方面，我们只需对加工方式进行要求，在特定处的加工精度，我们只需对特定处的加工方式提出要求，从而实现所需要的加工精度。
CAD制图软件可以适当的添加拾取点坐标功能，默认第一次拾取点为坐标原点（0,0）；其余坐标与这点产生相对坐标与绝对坐标，从而实现点的快速坐标拾取。
梳齿受力数值模拟与分析
第五章梳齿受力数值模拟与分析梳齿是梳齿式采棉机的核心部件，是梳齿式釆棉机主要的研究内容，梳齿的好坏直接影响棉花的采摘效果，山于梳齿在釆摘过程中受力复朵，配合影响因素较多，因此本文主要选取梳齿在单个棉杆节点处的受力为梳齿的受力状况，主要分析梳齿在节点处的受力变形问题。
通过ANSYS分析，为梳齿式采棉机采摘部分的优化设计提供理论依据和实验指导。
5.1基于ANSYS梳齿模型的建立5.1.1几何模型构建及网格划分ANSYS软件可以用于简单模型的建立，它和其他的二维、三维软件有很好的接口，因此对于复杂的模型一般都是先用PRO/E、SolidWorks. UG等三维造型软件进行建模，对于简单的模型，可以运用CAD、CAXA等二维绘图软件进行建模，然后导入ANSYS进行分析，本文中涉及的梳齿受力的结构比较简单，可以直接用ANSYS 软件本身提供的建模工具进行建模。
对于梳齿受力的模拟可以是二维模拟也可以是三维模拟，山于本研究对象结构简单，形状均匀，受力简单，因此可以做些简化。
在建模时釆用二维有限元模型并将出棉口按密闭处理，网状输送管道做静态分析，简化后的影响将在第六章分析验证。
本研究主要关心的是梳齿装置受力变形的分布惜况，试验证明这样的简化对梳齿影响不大。
在模型生成后，要对梳齿受力区域内进行离散，即有限元网格的生成，网格划分可分为结构化网格和非结构化网格两种。
采用结构化网格易于生成物面附近的边界层网格，且有较多算法和成熟的受力分析模型，但需要较长的物面离散时间，对复杂的外形必须构造不同的网络拓扑结构，无法实现网格的自动生成，费时费力。
非结构化网格消除了结构化网格中节点的结构性限制，节点和单元的分布可控性好，能够很好的处理边界问题，适宜于模拟复杂外形［约，近年来发展迅速，应用较为广泛。
在进行网格划分时要考虑到分离室内的流动特性，进而对网格做适当的调整。
本文对梳齿式釆棉机采摘部件的分析面采用非结构化网格划分，并适当对一些边界面进行加密，尽可能保持计算区域和实际流动区域的一致性，通过加密可以捕捉到在某些截面产生的巨大的受力梯度对梳齿造成的显著影响，以保证模拟计算的精度。
梳齿式微机械陀螺支撑系统的结构仿真与分析
２０ ０ ６年 ８月
ｌｔＩ ｉ ｌｔｏ ｎ ａｙ ｉ ｏ ｈ ｕ ｐ ｒ ｙｔｍ ｆＣ ｍｂ Ｍ ｉ ＣＩ１ Ｓｍｕａｉｎ ａ ｄ Ａｎ ｌｓｓｆ ｒｔｅＳ ｐ ｏ ｔＳ ｓｅ ｏ ｏ ￣ ｌｅ
ＬＩＬｉ ，ＬＪＪｉ— ｉ ｇ，ＺＨＡＮＧ Ｗｅ — ｏ ｇ ｎ ｎｒ ｎ ｕ ｎｄ ｎ
维普资讯
第１ ９卷
第 ４期
传 感 技 术 学 报
Ｃ ＮＥ Ｅ Ｊ ＵＲＮ Ｆ Ｓ ＮＳ ｓ Ａ ＣＴ Ｔ０Ｒ ＨＩ Ｓ Ｏ ＡＬ Ｏ Ｅ ０Ｒ ＮＤ Ａ ＵＡ ｓ
Ｖ １ １ Ｎｏ ４ ０ ．９ ． Ａｕ ２ ０ ｇ． ０ ６
ｃｅ ｉｎｔ ＥＥＡＣＣ： ２ ７ ３０； ７５； ３ ２５ ７６ ０
梳齿 式 微 机 械 陀螺 支 撑 系 统 的结 构 仿 真 与分 析
李 林 ， 李锦 明， 张文栋
（ 中北 大学 电子科学 与技 术系 仪 器与动态 测试 教育部重点实验室 ， 太原 ０ ０ ５ ） ３０ １
摘 要 ： 微机械陀螺是利用哥氏（ ｒ ｌ ） ｗ ｉｉ 效应测量角速度的一种角速率传感器。提出一种梳齿式微机械陀螺结构， ｏｓ 并且使用
钉盘磨流场数值模拟及齿钉受力分析
Ａ ｂ ｓ ｔ ｒ ａ ｃ ｔ ： Ｃ ｏ ｍ ｐ ｕ ｔ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ａ ｌ ｌｕ ｆ ｉ ｄ ｄ ｙ ｎ ａ ｍｉ ｃ ｓ ｋ ｎ ｏ ｗ ｌ ｅ ｄ ｇ ｅ ｉ ｓ ｕ ｓ ｅ ｄ ｔ ｏ ｏ ｖ ｅ ｒ ｃ ｏ ｍ ｅ ｔ ｈ ｅ ｐ ｉ ｎ ｓ ’ ｖ ｉ ｂ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ａ ｎ ｄ ｅｅ ｍ ｔ ｔ ｈ ｅ ｒ ｅ ｑ ｕ ｉ ｒ ｅ ｅｎ ｍ ｔ ｏ ｆｓ ｍ ａ ｌ １ ．
（ Ｃ ｏ ｍｐ ｕ ｔ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ａ ｌ ｌ ｆ ｕ ｉ ｄ ｄ ｙ ｎ ａ ｍ ｉ ｃ ｓ ， Ｃ Ｆ Ｄ） 方法， 采用切应 力输运（ Ｓ ｈ ｅ ａ ｒ ｓ ｔ ｒ ｅ ｓ ｓ ｔ ｒ ａ ｎ ｓ ｐ ｏ ｒ ｔ ， Ｓ Ｓ Ｔ ） 湍流模型和滑移网格 ， 在齿钉 转速
Ｎｕ ｍｅ ｒ ｉ ｃ ａ ｌ Ｓｉ ｍｕ ｌ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｏ ｆ Ｆ ｏｒ ｃ ｅ ｏ ｎ Ｐｉ ｎ ｓ ｉ ｎ ａ Ｐｉ ｎ Ｐｕ ｌ ｖ ｅ ｒ ｉ ｚ ｅ ｒ
ａ ｎ ｄ Ｍｅ ｃ ｈ ａ ｎ ｉ ｓ ｍ Ａｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ
ＨＵＮ ＡＧ Ｐ ｅ ｎ ｇ，Ｌ Ｉ Ｓ ｈ ｕ ａ ｎ ｇ － ｙ ｕ ｅ ，ＤＩ ＡＯ Ｘｉ ｏ ｎ ｇ
计算结果的分析 ， 提 出了一种估计齿钉受力情况的方法， 即： 将齿钉和流体 的相对运动 简化为流体绕 固定齿钉 的绕流运 动， 确定来流方向和 雷诺数 ； 根据前人研 究假设绕流升、 阻力均按正弦规律 变化 ， 且 阻力变化频率为升力的 ２倍 ； 将升、 阻 力分解为齿钉在水平方向和垂直方向的力， 并求解其随齿钉转动位置的变化规律 。运用该方法在相 同工况下的计算结果 与Ｃ Ｆ Ｄ的计算结果对比发现 ， 新方法可以较好地估计齿钉 的受力情况， 且比 Ｃ Ｆ Ｄ计算更简便。 这 为钉盘磨的设计提供 了
梳齿式微机械加速度计静态模型的辨识
第10卷第5期中国惯性技术学报2002年10月文章编号王永梁(清华大学精密仪器与机械学系讨论了一种梳齿式微机械加速度计的静态模型求得加速度计平衡时的输出关系式在理论分析的基础上关键词电容传感器U666.1 文献标识码第5期 王伟等固定齿与活动齿交错配置定齿和相邻两动齿距离分别为d 0和D 0ÏàÁڳݾàÀëΪD 0的定齿和动齿形成的电容影响很小在实际电路中D 与H 相连总电容量分别为01C B 与F 相连它们的动齿与静齿形成22n 对加力电容12C ´ó¿é¼üºÏ½Ó´¥µç×è½ÏСͼ3为系统原理的方框图在图2中x 为位移量当加速度计处于静态平衡时kx ma f =+e激励信号s V ±为正弦信号但因为静电场作用力与电压的平方成正比选择电场电压和机电系统的位移x 作为独立变量[]2fb ref 122fb ref 112s 0201'e ))((21))((21)()(21V V x C V V x C V x C x C W −++++=()xd A A n x C −+=0101001)(ε()xd A A n x C −+=0102011)(ε20A 为图1中上侧电容的极板面积0ε为电容的真空介电常数121085.8−×F/m−+−++−+=∂∂=x V V x d d A A n x V x d d A A n xW f )()()(2)()(22fb 2ref 2220010202s 222001010'e e εεfbref 22202201020)())((2V V x d x d A A n −++ε考虑到0d x <<()2ref31020e 2V d A A n k +=ε则４40 中国惯性技术学报 2002年10月加速度计编号标准计器心机静态半径18.5在稳态情况下所以联立式和式fb e cfb 2ref 2fb ee e ,0V E kK V V V k k k k ma r +−−−= 当增益K c 足够大时(当加上PI 校正时右边的第一项可以忽略5fb eVE k ma r=实际上系统处于闭环时由４6ÉèÍâ½çÓÐÒ»¸ö¸ÉÈų£Á¦F d6()d efb F ma K E V r+=若改用激励电极和加力电极并联来施加静电力的方案)(02x C 和)(12x C 并联在计算中下面分析y ÓÉͼ2µ±)()(0201xC x C C ∆−∆=∆不为0时当摆片受到y 方向的加速度时y¸ù¾ÝʽÒò´Ëy 方向的加速度对加速度计的输出没有影响摆片产生位移10A A +减少2)(02xC 的变化率是一样的如果原来的C ∆为0如果原0≠∆C ¼´¼ÓËٶȼƵÄÁéÃô¶È½«½µµÍz 向刚度K c质量ìg115=m 得８８在使用过程中所以当z 向的刚度足够大时另外8Èç¹ûÔö¼Óz 方向的刚度或减少表头质量如果使定齿的厚度大于动齿的厚度定齿和动齿的相对面积不变这样z 方向的加速度对加速度计的输出就没有影响加速度计存在非线性误差...332210++++=ii i A K A K A K K E其中V K 0为零偏电压V/gK 2为二阶非线性系数V/g 3A i 为敏感轴的加速度输入离心机的试验分正向和反向两次试验然后按同样加速度值降到0g¶Ô·´Ïò第5期 王伟等试验数据见表2若取加速度计的静态数学模型为4248 0.1561=K 若取加速度计的静态数学模型为6919 0.1611=K 最大偏差为0.003 259 V3332210ii i A K A K A K K E +++=则2010836 2.262−×=K 4210981 1.044−×=K 最大偏差为0.001 847 V444332210ii i i A K A K A K A K K E ++++=则2010719 2.311−×=K 4210643 1.878−×=K 8410000 7.399−×=K 由上面的静态数学模型可知对于该加速度计应取两阶或三阶的数学模型推导了稳态情况下讨论了与敏感输入轴垂直的横向加速度输入对加速度计输出的影响加速度计的输出变化主要由敏感输入轴方向的加速度输入引起同时指出可以增加定齿的厚度使动齿在z 向微小移动时它们的相对面积不变最后参考文献丁衡高等. 叉指式硅微加速度计的结构设计[J]. 清华大学学报. 19981999.[3] 何铁春国防工业出版社。
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第五章梳齿受力数值模拟与分析梳齿是梳齿式采棉机的核心部件，是梳齿式采棉机主要的研究内容，梳齿的好坏直接影响棉花的采摘效果，由于梳齿在采摘过程中受力复杂，配合影响因素较多，因此本文主要选取梳齿在单个棉杆节点处的受力为梳齿的受力状况，主要分析梳齿在节点处的受力变形问题。
通过ANSYS分析，为梳齿式采棉机采摘部分的优化设计提供理论依据和实验指导。
5.1 基于ANSYS梳齿模型的建立5.1.1 几何模型构建及网格划分ANSYS软件可以用于简单模型的建立，它和其他的二维、三维软件有很好的接口，因此对于复杂的模型一般都是先用PRO/E、SolidWorks、UG等三维造型软件进行建模，对于简单的模型，可以运用CAD、CAXA等二维绘图软件进行建模，然后导入ANSYS进行分析，本文中涉及的梳齿受力的结构比较简单，可以直接用ANSYS软件本身提供的建模工具进行建模。
对于梳齿受力的模拟可以是二维模拟也可以是三维模拟，由于本研究对象结构简单，形状均匀，受力简单，因此可以做些简化。
在建模时采用二维有限元模型并将出棉口按密闭处理，网状输送管道做静态分析，简化后的影响将在第六章分析验证。
本研究主要关心的是梳齿装置受力变形的分布情况，试验证明这样的简化对梳齿影响不大。
在模型生成后，要对梳齿受力区域内进行离散，即有限元网格的生成，网格划分可分为结构化网格和非结构化网格两种。
采用结构化网格易于生成物面附近的边界层网格，且有较多算法和成熟的受力分析模型，但需要较长的物面离散时间，对复杂的外形必须构造不同的网络拓扑结构，无法实现网格的自动生成，费时费力。
非结构化网格消除了结构化网格中节点的结构性限制，节点和单元的分布可控性好，能够很好的处理边界问题，适宜于模拟复杂外形[23]，近年来发展迅速，应用较为广泛。
在进行网格划分时要考虑到分离室内的流动特性，进而对网格做适当的调整。
本文对梳齿式采棉机采摘部件的分析面采用非结构化网格划分，并适当对一些边界面进行加密，尽可能保持计算区域和实际流动区域的一致性，通过加密可以捕捉到在某些截面产生的巨大的受力梯度对梳齿造成的显著影响，以保证模拟计算的精度。
建立梳齿的几何模型，整个梳齿的计算区域被划分单元格，生成的模型网格。
5.1.2 主要边界条件本研究中，主要考虑梳齿在受不同种力对梳齿变形的影响，因此，设计不同种力作用形式，其中有梳齿面上的均布力，渐变力，梳齿某点受到的载荷力。
由初步试验经验对梳齿作用力为100N，梳齿间间距为20mm。
表5-1 主要边界条件试验测量数据方案梳齿间距（mm）载荷100N形式1 20 均布载荷2 20 渐变载荷3 20 点载荷5.1.3 ANSYS软件分析设置一、计算内容图5-1 梳齿受力模型如上图所示，梳齿一端固定，另一段受到平行于梳齿截面的集中力F的作用，F=100[N]。
梳齿所用的材料：弹性模量E=2.0 105[MPa]，泊松比0.3。
二、计算步骤1.建立有限元模型。
创建工作文件夹并添加标题；在个人的工作目录下创建一个文件夹，命名为qidandna，用于保存分析过程中生成的各种文件。
启动ANSYS后，使用菜单“File”——“Change Directory…”将工作目录指向qidandan文件夹；使用/FILNAME,qidandan命令将文件名改为qidandan，这样分析过程中生成的文件均以qidandan为前缀。
设定结构分析，操作如下：GUI: Main Menu > Preferences > Structural2.选择单元；进入单元类型库，操作如下：GUI: Main Menu > Preprocessor > Element Type > Add/Edit/Delete > Add…对话框左侧选择Beam选项，在右侧列表中选择2D elastic 3选项，然后单击OK按钮。
本步骤也可以用以下命令行形式代替：/PREP7 ! 进入前处理器/ET,1,BEAM3 ! 定义BEAM3单元3.定义实常数；根据单元类型定义实常数，操作如下：GUI: Main Menu > Preprocessor > Real Constants > Add/Edit/Delete > Add…本例中主要定义梁的截面性质，在IZZ对应的文本框中数据截面惯性矩10000/12。
（注：截面惯性矩公式为Iz=BH3/12其中B为矩形截面的宽，H为高。
）4.定义材料属性；定义材料属性（弹性模量和泊松比）的操作如下：GUI: Main Menu > Preprocessor > Material Props > Material Models > Structural > Linear > Elastic > Isotropic在弹出的对话框中输入材料参数：杨氏模量(EX): 2.0e5泊松比(PRXY): 0.3该步骤也可以使用以下命令实现：MP,EX,1,2.0E5MP,PRXY,1,0.35.创建实体模型；合理规划模型的坐标可以减少一定的工作量，在本例中，将坐标原点取在梳齿的固定端，将梳齿的方向置放为x方向。
6.创建点：GUI: Main Menu > Preprocessor > Modeling > Create > Keypoints > In Active CS在NPT对应的文本框中输入点的编号为1，在X,Y,Z对应的文本框中分别输入点的坐标0,0,0；同样方式输入编号为2的点，坐标为0,10,0；编号为3的点67,-30,0；编号为4的点，坐标为430,-30,0；编号为5的点，坐标为430,-15,0；编号为6的点，坐标为150,-15,0；编号为7的点，坐标为150,0,0；编号为8的点，坐标为750,0,0；编号为9的点，坐标为750,20,0；编号为10的点，坐标为-40,20,0；编号为11的点，坐标为-246,185,0；编号为12的点，坐标为-40,0,0。
以上步骤可以用命令实现：K,1,0,0,0K,2,0,10,0K,3,67,-30,0K,4,430,-30,0K,5,430,-15,0K,6,150,-15,0K,7,150,0,0K,8,750,0,0K,9,750,20,0K,10,-40,20,0K,11, -246,185,0K,12,-40,0,0连接线：将上面的十四个点连接成面，操作如下：GUI: Main Menu > Preprocessor > Modeling > Create > Areas > Arbitrary >Through Kps依次拾取上面的十四个点，即形成梳齿面。
7.划分网格；首先进入Mesh Tools对话框，操作如下：GUI: Main Menu > Preprocessor > Meshing > Mesh Tool在Mesh标签对应的下拉菜单中选择Areas，点击Mesh按钮，拾取面。
点击OK。
8.施加载荷并求解。
定义约束；梳齿在左侧的端点具有约束，利用以下操作定义约束：GUI: Main Menu > Preprocessor > Loads > Define Loads > Apply > Structural > Displacement > OnLine选择梳齿的支撑端点，在出现的对话框右边的选框中选择ALL DOF约束所有自由度，点击OK按钮确定。
施加载荷；GUI: Main Menu > Preprocessor > Loads > Define Loads > Apply > Structural > Force/Moment > On Line选择右边的端点，在出现的对话框Lab对应的下拉菜单中选择FY定义Y方向的集中力，在Value对应的文本框中输入力的值为-100，负号代表Y的负方向。
三、结果分析1、网格划分效果图如图5-2：图5-2网格划分效果图2、梳齿的变形首先考虑将集中力都加载在梳齿面上的情况，变形图如图5-3。
图5-3梳齿的变形图5.2 梳齿受力模拟结果与分析梳齿受到棉杆和棉花的复合作用力，其中梳齿受力变形又以棉杆对梳齿的作用力为主。
获得棉杆对梳齿作用力的状态和规律，是揭示梳齿受力变形的必备条件，充分了解不同状况的棉杆直径、梳齿间距对梳齿受力变形的影响，可以有效的改善梳齿受力状况，获得较优的梳齿组合。
本研究中，采用ANSYS自带的后处理软件进行数值、图形计算分析和结构输出。
1）方案数值模拟结果及分析此方案中梳齿间距为15mm，棉杆直径为10mm，图5-3为梳齿受力变形时各节点处的受力状况图，箭头方向为梳齿受力变形，各节点受力的大小由不同颜色代表，从图中可以看出梳齿中间位置受力比较集中，梳齿组支撑位置为梳齿危险区域，连接梳齿与支撑做处为变形严重区域。
图5-4、图5-5、图5-6为梳齿各节点受力云图，不同颜色交界处的节点受力大小相等。
从分布云图可以看出，总体上梳齿受力变形为梳齿支撑节点处。
在梳齿上可以分为三个区域来研究梳齿受力变形的分布情况。
在梳齿前部，梳齿受力平缓，属于安全区域，其受力分布情况明显弱于梳齿受力变形的力，这样可以对此区域进行优化设计，弱化此处的材料属性，从而使此处获得较优的输送属性。
在梳齿中部，梳齿受到较大的作用力，梳齿受力变形严重，属于梳齿的危险区域，此处应该加强梳齿的材料属性，强化梳齿的刚性，通过增加加强筋等设备，增强梳齿的承载能力。
在梳齿的后部，受力平缓，然而中部的受力变形使此处形成较大的垂直位移，曾加了梳齿的倾斜度，梳齿的倾斜度的变化，对棉花在梳齿上输送的最小力有直接影响，通过设置拉紧或者可调机构，从而降低梳齿后部的倾斜度，可以使棉花的输送更加顺畅。
由图示数值模拟结果可以看出，梳齿危险区域集中分布在支撑处，在支撑折弯处形成较为严重的应力集中现象。
图5-4 方案一受力分布云图3）方案二数值模拟结果及分析图5-5方案二受力分布云图3）方案三数值模拟结果及分析图5-6方案二受力分布云图对比模拟分析可知，梳齿的变现和梳齿的受力状态有直接关系，图5-7为受力分布云图。
图5-7受力分布云图5.3梳齿的模态分析梳齿参数：梳齿长度为1m,表面积为0.03m2,厚度为0.003m,弹性模量2e11pa,密度巍为7850kg/m3，表面均布载荷为1N/m2，根据梳齿设计与安装特点把梳齿看成单支点的悬臂梁，通过Ansys分析软件得到梳齿的二阶、三阶阵型图如图5-7所示：图5-8 模态分析图通过分析可知，梳齿在工作过程中与支点铰接的杆会出现较大的振动性，因此在设计是应该赋予其较大的刚性，从而防止梳齿因反复作用力而出现的振动变形综合以上方案可以看出在模型结构一定，改变梳齿的受力状况对梳齿的受力变形有重要影响。