高飛
摘 要:基于ANSYS建模,分析多齒輪在動態(tài)接觸過程中齒面各處應力的分布與變化,對于合理設計齒輪副提高齒輪壽命具有重要意義,并且避免設計過程中復雜的人工計算,以此為依據(jù)進行齒輪設計可以大大加快設計過程提高可靠性。
關鍵詞:ANSYS 有限元 應力 齒輪 動態(tài)接觸
中圖分類號:TH132.41 文獻標識碼:A 文章編號:1007-3973(2013)006-051-02
1 引言
隨著齒輪傳動向重載、高速、低噪、高可靠性方向發(fā)展,現(xiàn)代齒輪設計對齒輪傳動系統(tǒng)的靜、動態(tài)特性提出了更高的要求?;贏NSYS對齒輪副建模,然后劃分為有限個單元體并設置邊界條件,將復雜力學問題的計算求解過程交由計算機完成可以大大節(jié)省人力,并且計算迅速,結(jié)果可靠。本文以一對齒輪副的動態(tài)嚙合過程為例,利用ANSYS對其進行建模、加載、求解從而分析其在嚙合過程中的應力變化,為以后的齒輪設計提供力學上的理論依據(jù)。
2 有限元模型的建立與網(wǎng)格劃分
2.1 模型參數(shù)
兩個齒輪的基本參數(shù)如下:
大齒輪:齒數(shù)45,模數(shù)2mm,壓力角20埃荻ジ呦凳?.0,頂隙系,0.5
小齒輪:齒數(shù)36,模數(shù)2mm,壓力角20埃荻ジ呦凳?.0,頂隙系,0.5
材料參數(shù):45#,泊松比0.3,彈性模量206GPa,密度7850
2.2 單元選擇及邊界條件
分析單元采用SOLID185單元,具有超彈性、應力鋼化、蠕變、大變形和大應變能力。通過接觸向?qū)ЫX輪之間的接觸對和齒輪的剛性約束,則接觸單元和目標單元將自動分配。
小齒輪為主動輪,約束齒輪內(nèi)緣的徑向位移和軸向位移;大齒輪為被動輪,約束徑向位移和軸向位移。小齒輪勻速轉(zhuǎn)動,轉(zhuǎn)速為0.2rad/s,大齒輪承受1200N·m的阻力矩,計算時間為1秒(小齒輪轉(zhuǎn)過約11.5埃邢拊P偷慕⑷繽?所示。
圖1 齒輪嚙合三維有限元模型
3 仿真求解
3.1 加載與求解
由于是接觸非線性瞬態(tài)分析,運算量很大,這里不進行整周旋轉(zhuǎn)的模擬,只進行一對齒嚙合過程的模擬,其余的輪齒與此相同。
通過拾取接觸面上的結(jié)點創(chuàng)建結(jié)點組,進而創(chuàng)建接觸單元,接觸面摩擦系數(shù)設為0.28。兩齒輪中心軸孔內(nèi)緣除繞軸線旋轉(zhuǎn)的自由度外,其余自由度均被約束。通過定義函數(shù)將齒輪副的扭轉(zhuǎn)力矩和齒輪的轉(zhuǎn)動過程讀入。然后進行求解。
3.2 應力分布
求解結(jié)束后,通過通用后處理顯示的嚙合齒對處結(jié)點的應力分布狀況如圖2所示。
由圖2可以看出最大應力為15.8GPa,位于嚙合點處,最小應力為54.4KPa。說明齒輪副嚙合過程中齒面最容易發(fā)生破壞導致齒輪失效。因此,實際應用時齒輪表面多用淬火的方式提高其硬度,減少齒面點蝕現(xiàn)象的發(fā)生。
3.3 動態(tài)過程中的應力變化
齒輪的一對齒在動態(tài)嚙合過程中,由開始嚙合到完全嚙合時應力的變化過程如圖3、圖4所示。可以發(fā)現(xiàn),齒輪在一對齒完全嚙合時(此時只有一對齒在嚙合)接觸點應力達到最大,且最大應力點在節(jié)圓處。
3.4 節(jié)圓處應力變化曲線
圖5為節(jié)圓附近某一點的應力隨時間變化圖。橫坐標為時間,縱坐標為應力值。在嚙合的末期,節(jié)圓附近的點處于嚙合狀態(tài),此時齒輪只有一對齒嚙合,應力達到最大,與下圖曲線吻合。圖示嚙合點最大應力值約為14 GPa。比較接近最大應力值15.8 GPa。再次證明齒輪副嚙合過程中節(jié)圓附近的接觸應力值為最大。
4 結(jié)語
綜上所述,從ANSYS的計算結(jié)果可以得出,齒輪副在嚙合過程中,主動齒的應力由齒頂向齒根方向擴散,在節(jié)圓處達到最大值。因此,在節(jié)圓處最先出現(xiàn)疲勞點蝕的現(xiàn)象,這與實際經(jīng)驗非常吻合?;贏NSYS的建模分析省去了大量的人工計算過程,極大地加快了計算過程。而且這一方法的通用性很好,一次建模,類似問題便可通過修改參數(shù)直接計算,便于工程化應用。
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