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1、轮式推土机轮边减速器齿轮有限元分析王敬涛1,2,龚烈航1(1.解放军理工大学,江苏南京210007;2.总装工程兵军事代表局驻郑州地区军代室,河南郑州450051)[摘要]在有限元分析软件MSC.PATRAN中建立轮边减速器各齿轮有限元模型,计算得到地面最大附着力和发动机最大转矩两种极限工况下各啮合齿轮在不同啮合位置的应力和安全系数。[关键词]轮式推土机;轮边减速器;有限元;强度计算[中图分类号]TU623.5[文献标识码]B[文章编号]1001-554X(2011)05-0083-03AnalysisonFEMforrimp
2、lanetarygearofwheelbulldozerWANGJing-tao,GONGLie-hang某型轮式推土机是以装载机为底盘进行改进减速器最大工作负荷取决于地面与轮胎的附着力,设计而成,由于工况的变化,需要校核底盘重要传但为安全起见,需要校核发动机最大转矩时轮边动部件的强度。其中轮边减速器是整个传动链的最减速器的强度。后一环,承受的外力最大,因此有必要对该部件的(1)由地面最大附着力决定的太阳轮极限工强度进行校核。作扭矩[2]。M2=(φ+f)Gr/i1η1(1)1轮边减速器受力分析式中φ——地面最大附着系数,取0
3、.65;轮边减速器传动简图见图1,它实质上是一f——地面滚动阻力系数,按0.05;个行星减速机构,其中齿圈固定,动力由太阳轮i1——轮边减速器传动比,i1=3.667;输入、行星架输出[1],其中轮系的模数为4.5mm,G——整机质量,G=8560kg;太阳轮、行星轮(4个均布)和齿圈的宽度分别r——驱动轮动力半径,r=0.64m;为46mm、42mm和42mm,分度圆直径分别为η1——减速器传动效率,取0.99。210mm、150mm和510mm。(2)由发动机最大转矩决定的太阳轮极限工作扭矩。M2=Me·ig·η(2)1式
4、中Me——发动机最大转矩,Me=864Nm;ig——推土工况下的传动比,ig=22.67;η——传动链的传动效率,取0.7。21.2齿轮啮合状态下内应力及变形分析3取啮合状态下太阳轮的轮齿内部微小单元,对其进行受力分析,如图2所示。1.太阳轮2.行星轮3.行星架图1轮边减速器传动简图[收稿日期]2010-11-291.1极限工作扭矩的确定[通讯地址]王敬涛,郑州市中原区冉屯东路23号总装工轮式推土机在推土作业时,正常情况下轮边程兵军事代表局驻郑州地区军代室2011.05(上)83∂∂∂xyzz∂∂vuγxy=∂∂vu+γxy=
5、∂∂x+y∂∂xy∂∂wvγyz=∂∂wv+γyz=∂∂yz+∂∂yz∂∂wuγxz=∂∂wu+γxz=∂∂x+z∂∂xzTnn=++σττnxxxyxyzxzTnn=++σττnxxxyxyzxzTnnn=++τστyxxyyyzyzTnnn=++τστyxxyyyzyzyσy(5)弹性体的应Tn变z=++能xxzτ和余n能yτσyz。nzzTn=++τnτσnzxxzyyzzz单位体积的应变能和余能分别为1ττyxTyzτxzUD()ε=1εεTUD()ε=2εε(8)σx2τzxf1T−1zVD()σ=1σσT−1(9)
6、fxστxyVD()σ=2σσz2oxτzy2齿轮强度有限元分析本文中轮齿弯曲应力计算采用三维有限元方zfy法,能够确定最恶劣加载线位置载荷沿接触线上图2轮齿内部单元受力示意图的分布和应力应变分布[3]。根据弹性力学建立如下方程:2.1有限元实体建模及网格划分(1)力平衡方程。为了提高分析精度,在UG软件中建立对象∂∂στ∂τxxyxz的三维模型,利用MSC.PATRAN软件接口将三维+++=f0x∂∂∂xyz实体模型导入其中[4]。轮齿部分采用空间力学性∂∂∂τστyxyyz+++=fy0(3)能良好的8节点6面体单元划分网
7、格,在圆角等∂∂∂xyz∂∂στ∂τxxyxz+++=f0∂τ∂τ∂σx过渡位置采用6节点5面体单元,建立太阳轮有zx∂∂∂zyxyzz+++=f0z∂∂∂xyz∂∂∂τστyxyyz限元模型,如图3所示。为了提高计算效率,根———+++=fy0其中fx、fy、fz分∂∂vu别∂∂∂xyz为单位体积的体积力在x、据圣维南原理和齿轮啮合的周期性[5],将齿轮啮γxy=∂+τ∂τ∂σy、z方向的分量。∂∂xzxy+++=zyzf0合边界线等间距划分A、B、C、D、E等5个节点z∂∂wv∂∂∂xyz(2)应变一γ位∂∂=στ移x关+
8、∂系τxy。xz单元,如图4所示。根据太阳轮承受的外力,分yz+++=f0∂∂∂xyz∂∂yzxγ=∂∂vu+别计算啮合位置处的应力应变状态。∂∂∂τστ∂∂wuxyγ=yx+y∂∂xyzyxz+++=f0∂∂xzy∂∂∂xyz∂∂wvγ=+(4)yz∂τ∂τ∂∂yz∂σTn
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