基于ansys齿轮强度有限元研究

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1、基于ANSYS齿轮强度有限元研究　　摘要：通常在设计齿轮强度时，用齿轮作为悬臂梁，对齿面接触强度和翅根弯曲强度进行设计和校核。因为齿轮有着极为复杂的受力和结构形状，特别是在进行工作的时候常常会受到动载的作用，同设想中梁承受静载的状况差距过大，造成很大的误差，使结构整体的应力情况和变形无法反映出来。关键词：ANSYS；齿轮强度；有限元分析中图分类号：TH132文献标识码：A文章编号：1009-2374（2013）31-0062-02通常在设计齿轮强度选择过程中，采取的多是人工方式进行设计和齿轮强度校验，具体方法是材料力学，用齿轮作为悬臂梁，对齿面接触强度和翅根弯曲强度进行设计和校核。

2、接着利用所得的设计结果对结构进行设计，同时将二维图纸画出来。1设计想法6实践中可以看到，ANSYS技术对复杂实体建模表现出一定的局限性，一方面难以保证渐开线齿廓自身的形状精确度，另一方面也不能完成参数化设计。对于Pro/E软件而言，其可以有效解决这一问题，实现这一操作目标；此外，与ANSYS之间的数据接口性能也比较好。笔者建议在Pro/E软件应用基础上，建立一个精确度非常高的三维参数化圆柱齿轮模型，然后向ANSYS中导入Pro/E软件得到的模型，对齿轮模态、静态特性等进行有限元分析，此时推土机的终传齿轮自身的强度特性就可以得出，最后可以通过振型图、应用云图以及变形云图等方式和方法，

3、对分析结果进行最为直接的显示。2建模以笔者之见，齿轮模型建立只需将模数、齿数以及压力角和螺旋角等齿轮参数整合，并对轮缘、辅板的厚度以及轴孔的半径等参数进行综合考虑，便可以自动生成齿轮。通过工具参数的应用，可得出齿轮模数（M）以及压力角、齿数Z、齿宽WIDTH、齿隙系数C、齿顶高系数HA这六个基本参数，同时将齿根圆DF、齿顶圆DA、基圆DB、分度圆D这四个基本圆参数定义出来，方便在下一步中控制大小使用关系式。这样便生成了图1的齿轮。为了方便导入ANSYS，要将文件另存成gear.igs。3分析弯曲强度3.1简化模型6在对齿轮变形和齿根应力进行有限元分析时，如若将研究对象选为齿轮整体，

4、那么就需要很高的计算机资源、很多的单元，还需要花费过长的机时，并不能很好地影响到计算结果的精度，因此不可取。在齿轮进行实际受载过程中，齿轮本身不会表现出绝对的刚性，与轮齿连接位置通常会产生不同程度的变形，然而距离齿根相对较远的一些地方，其变形量几乎可以忽略不计，基于此，在对研究对象进行选择的过程中，可只选和轮齿靠近的分齿轮体。数据表明，分析齿轮强度时，研究对象分别选五齿模型、三齿模型、单齿模型，计算得到的误差小于2%。3.2网格划分和单元类型依照计算对精度的要求，通过对经济性、集体对象状况以及计算机自身的容量和是否适合程序因素等，进行全面的分析和研究，从中选择较为合适的单元形式。实

5、践中，为有效减少计算量、提高计算精度，建议利用八节点四面体单元的Solid45进行设计和操作。对于齿轮划分技术而言，其应当选择适应性较强的一些网格形式，其中可划分的单元数量为11801，并且包括的节点数量大约有3361个。3.3确定边界条件实践中，笔者采用的是在齿轮底面、两齿的侧面位置适当地施加固定约束力的方法，对全部的自由度施加限制的现代模型形式。3.4载荷的确定在对强度进行计算时，常常选择分析对载荷作用最不利的点。选一对齿轮的端面，端面基圆齿距用Pb1表6示，实际啮合线表示为AB。B点为齿轮2单对齿啮合区上界线点，也是齿轮1单对齿啮合线的下界线点。从实际操作情况来看，上述两齿轮

6、对两对齿轮啮合区齿轮上产生的载荷进行分担。在一对齿轮中，齿顶发生齿轮啮合时，虽为最大弯曲力臂，但并非最大齿根弯矩。当单对齿啮合区中的齿轮实际啮合过程中，就会大幅度减小弯曲力臂，此时载荷集中在同一个齿轮上。当单对齿啮合区位置的上界点受到载荷作用时，不可避免地会产生非常大的齿根弯矩。基于此，应当将该点视为强度计算齿根最不利的受载位置，所以，B点为载荷作用最不利的作用点。通过主轮的转速、输入功率计算，可得出弯矩大小（T），也可得出齿轮法向载荷大小。将法向载荷转为节点力（Fx、Fy），然后在有限元模型上表现出来。3.5齿轮有限元计算在模块分析过程中，尤其是ANSYS里的结构静力选择过程中，

7、将有限元程序运行。处理器会将各种云图，各个方向上每个节点的位移、应力等数据提供给我们，同时将整个轮齿的变形分布和应力直观、清晰地反映出来。4分析有限元计算的结果6通过应力云图进行分析，处于最不利的负荷条件下，其齿轮产生的组大位移大约在1.85毫米范围之内，齿顶24号节点上也会出现这一现象，各节点靠近齿顶上的相对位移都非常的大。在齿根的778号节点发生了最大的相当应力672.3MPa，各节点在靠近齿根的地方也有较大的应力。通过对应力云图分析可知，在齿根的778号节点发生