本發(fā)明涉及齒輪
技術(shù)領(lǐng)域：
，尤其涉及一種齒輪傳動(dòng)中的應(yīng)力仿真分析方法。
背景技術(shù)：
：結(jié)構(gòu)緊湊的齒輪傳動(dòng)有著穩(wěn)定的傳動(dòng)比和效率高等特點(diǎn),在機(jī)械傳動(dòng)中使用廣泛，傳遞的功率可達(dá)數(shù)十萬(wàn)千瓦，這些都是其他傳動(dòng)方式不能取代的優(yōu)勢(shì)。齒輪傳動(dòng)有多種裝置型式，齒輪材料有硬有脆，其材料力學(xué)性能及熱處理工藝也不相同，因此齒輪在傳動(dòng)過(guò)程中失效形式有輪齒疲勞折斷、齒面磨粒磨損、塑性變形等。工程中設(shè)計(jì)齒輪時(shí)一般針對(duì)容易產(chǎn)生的破壞形式，采取兩種常用準(zhǔn)則，對(duì)于產(chǎn)生齒面點(diǎn)蝕或者膠合等為主的齒輪，主要是由于基礎(chǔ)部位強(qiáng)度較弱，以齒面接觸疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為主。當(dāng)輪齒加載時(shí)，應(yīng)力分布較為復(fù)雜，用上述算法計(jì)算的齒面接觸強(qiáng)度數(shù)值更為富余。技術(shù)實(shí)現(xiàn)要素：本發(fā)明要解決上述現(xiàn)有技術(shù)存在的問(wèn)題，提供一種齒輪傳動(dòng)中的應(yīng)力仿真分析方法，解決目前設(shè)計(jì)齒輪時(shí)存在的計(jì)算復(fù)雜、后續(xù)難以?xún)?yōu)化的問(wèn)題，滿(mǎn)足齒輪設(shè)計(jì)的需求。本發(fā)明解決其技術(shù)問(wèn)題采用的技術(shù)方案：這種齒輪傳動(dòng)中的應(yīng)力仿真分析方法，包括如下步驟：第一步，創(chuàng)建齒輪模型，選擇一對(duì)漸開(kāi)線(xiàn)直齒圓柱齒輪為應(yīng)力仿真對(duì)象，然后在ugnx軟件中，利用特征和參數(shù)的建模方法建立漸開(kāi)線(xiàn)方程，然后在expression對(duì)話(huà)框中輸入表達(dá)式，利用nx的lawcurve功能來(lái)繪制漸開(kāi)線(xiàn)，根據(jù)模數(shù)、齒數(shù)等參數(shù)，擬合齒輪漸開(kāi)線(xiàn)，繪制出完整齒廓，然后確定齒頂圓、分度圓等主要尺寸及輪緣、輪輻和輪轂等其他結(jié)構(gòu)的尺寸，生成漸開(kāi)線(xiàn)齒輪模型，接著對(duì)齒輪進(jìn)行切割，留下部分齒數(shù)進(jìn)行分析；第二步，定義材料屬性、單元類(lèi)型，實(shí)體建模之后需將模型離散成網(wǎng)格模型，通過(guò)定義單元屬性和網(wǎng)格生成控制，首先定義材料屬性中彈性模量e和泊松比，然后選擇單元類(lèi)型及階次；第三步，劃分網(wǎng)格，對(duì)elementsize采用默認(rèn)，獲得粗分網(wǎng)格，將elementsize調(diào)到0.2mm，獲得細(xì)分網(wǎng)格；第四步，定義邊界條件、加載，分別對(duì)粗分網(wǎng)格模型、細(xì)分網(wǎng)格模型施加相同的邊界條件和載荷，比較兩種網(wǎng)格劃分的計(jì)算結(jié)果，使用joints功能對(duì)齒輪施加邊界條件，對(duì)從動(dòng)輪施加徑向、周向、軸向自由度約束，對(duì)主動(dòng)輪施加除z方向轉(zhuǎn)動(dòng)的其他旋轉(zhuǎn)副約束，保留周向旋轉(zhuǎn)自由度，并施加大小為105kn·mm的轉(zhuǎn)矩；第五步，做結(jié)構(gòu)靜態(tài)分析，利用有限元方法進(jìn)行接觸分析，獲取應(yīng)力分布，拾取應(yīng)變值，粗分網(wǎng)格的齒輪模型嚙合狀態(tài)下的最大接觸應(yīng)力為182mpa，細(xì)分網(wǎng)格后，得到最大接觸應(yīng)力值為232.3mpa；第六步，仿真分析，齒廓上每一點(diǎn)的曲率不同，因此齒廓每一處承受著不同的載荷，理論上主動(dòng)、從動(dòng)兩輪的節(jié)點(diǎn)和單對(duì)齒輪的嚙合點(diǎn)的接觸應(yīng)力較大，應(yīng)該在這些位置進(jìn)行接觸強(qiáng)度計(jì)算，但考慮到單齒嚙合點(diǎn)的應(yīng)力計(jì)算不易，且當(dāng)小齒輪齒數(shù)大于20的時(shí)候，按單齒嚙合最低點(diǎn)計(jì)算的應(yīng)力與按節(jié)點(diǎn)嚙合計(jì)算的應(yīng)力較為接近，因此配對(duì)齒輪的齒面接觸應(yīng)力可由herz公式重合度系數(shù)載荷系數(shù)小齒輪傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩小齒輪的節(jié)圓直徑兩齒輪的齒數(shù)比代入齒輪的主要參數(shù),求出兩輪齒的最大接觸應(yīng)力271mpa，可以看出，網(wǎng)格細(xì)化直接影響仿真結(jié)果。進(jìn)一步的，第一步中對(duì)齒輪進(jìn)行切割是考慮到計(jì)算機(jī)的計(jì)算能力。本發(fā)明有益的效果是：本發(fā)明的齒輪傳動(dòng)中的應(yīng)力仿真分析方法，通過(guò)ug對(duì)齒輪進(jìn)行參數(shù)化建模，并在ansys軟件中對(duì)齒輪節(jié)點(diǎn)受力進(jìn)行仿真分析，計(jì)算出齒輪的最大接觸應(yīng)力，有限元計(jì)算所得數(shù)據(jù)和理論分析結(jié)果比較接近,誤差在工程允許范圍，說(shuō)明模型建立正確,有限元分析過(guò)程合理。通過(guò)齒輪的參數(shù)化建模和設(shè)計(jì)，避免了齒輪的主要設(shè)計(jì)尺寸的反復(fù)修改。根據(jù)設(shè)計(jì)要求，只要改變主要參數(shù)就能得到所需齒輪模型，使齒輪的cae變得容易，使齒輪的設(shè)計(jì)過(guò)程變得更為簡(jiǎn)便。附圖說(shuō)明圖1為本發(fā)明實(shí)施例的原理框圖；圖2為本發(fā)明實(shí)施例的漸開(kāi)線(xiàn)原理圖；圖3為本發(fā)明實(shí)施例的齒輪實(shí)體建模圖；圖4為本發(fā)明實(shí)施例的粗分網(wǎng)格圖；圖5為本發(fā)明實(shí)施例的細(xì)分網(wǎng)格圖；圖6為本發(fā)明實(shí)施例的主動(dòng)輪上加載結(jié)果圖；圖7為本發(fā)明實(shí)施例粗分網(wǎng)格嚙合齒輪接觸應(yīng)力；圖8為本發(fā)明實(shí)施例細(xì)分網(wǎng)格嚙合齒輪接觸應(yīng)力；具體實(shí)施方式下面結(jié)合附圖對(duì)本發(fā)明作進(jìn)一步說(shuō)明：本發(fā)明實(shí)施例以一對(duì)漸開(kāi)線(xiàn)直齒圓柱齒輪為研究對(duì)象，將扭矩加載到小齒輪上，兩個(gè)齒輪材料為結(jié)構(gòu)鋼，給定的直齒輪基本參數(shù)和材料特性見(jiàn)表1：模數(shù)壓力角齒數(shù)1齒數(shù)22.5mm20°34115齒寬彈性模量泊松比85mm210gpa0.3在ugnx軟件中，利用特征和參數(shù)的建模方法建立漸開(kāi)線(xiàn)方程，正確建模的關(guān)鍵是繪制齒廓曲線(xiàn)，由圖2所示的齒輪漸開(kāi)線(xiàn)形成原理圖得出式1的極坐標(biāo)參數(shù)方程式：rk＝rb/cosαkθk＝tanαk-αk為了能夠在在nx中正確使用方程，把式1方程轉(zhuǎn)換成式2所示：x＝rbsinv-rbvcosvy＝rbcosv+rbvsinv在expression對(duì)話(huà)框中輸入表達(dá)式，利用nx的lawcurve功能來(lái)繪制漸開(kāi)線(xiàn)，根據(jù)表1的模數(shù)、齒數(shù)等參數(shù)，擬合齒輪漸開(kāi)線(xiàn)，繪制出完整齒廓，然后確定齒頂圓、分度圓等主要尺寸及輪緣、輪輻和輪轂等其他結(jié)構(gòu)的尺寸，生成漸開(kāi)線(xiàn)齒輪模型?？紤]到電腦計(jì)算能力的問(wèn)題，對(duì)齒輪進(jìn)行切割，留下部分齒數(shù)進(jìn)行分析，齒輪的三維模型如圖3所示。實(shí)體建模之后需將模型離散成網(wǎng)格模型，通過(guò)定義單元屬性和網(wǎng)格生成控制，首先定義材料屬性中彈性模量e和泊松比見(jiàn)表1所述，然后選擇單元類(lèi)型及階次，有限元模型中計(jì)算節(jié)點(diǎn)長(zhǎng)度的次數(shù)與節(jié)點(diǎn)數(shù)直接相關(guān)，網(wǎng)格密度的大小影響計(jì)算精度，網(wǎng)格數(shù)密度越大，求解時(shí)間越長(zhǎng)，因此需要在精度范圍內(nèi)控制這個(gè)數(shù)量，減少該量，以減少計(jì)算耗時(shí)。對(duì)于結(jié)構(gòu)分析，關(guān)鍵點(diǎn)的密度要大。兩個(gè)齒輪相互嚙合，接觸區(qū)是高副接觸，其接觸部分網(wǎng)格密度需要更高的要求。本發(fā)明實(shí)施例開(kāi)始對(duì)elementsize設(shè)置采用默認(rèn)，得到的網(wǎng)格較粗，如圖4所示，通過(guò)將elementsize不斷改小，不斷試驗(yàn)，最后將elementsize調(diào)到0.2mm，得到較規(guī)則較細(xì)的網(wǎng)格，細(xì)分結(jié)果見(jiàn)圖5。分別對(duì)圖4和圖5所示的模型施加相同的邊界條件和載荷，比較兩種網(wǎng)格劃分的計(jì)算結(jié)果。使用joints功能對(duì)齒輪施加邊界條件。對(duì)從動(dòng)輪施加徑向、周向、軸向自由度約束，對(duì)主動(dòng)輪施加除z方向轉(zhuǎn)動(dòng)的其他旋轉(zhuǎn)副約束，保留周向旋轉(zhuǎn)自由度，并施加大小為105kn·mm的轉(zhuǎn)矩。所施加的邊界條件和負(fù)載如圖6所示。齒廓上每一點(diǎn)的曲率不同，因此齒廓每一處承受著不同的載荷。理論上主動(dòng)、從動(dòng)兩輪的節(jié)點(diǎn)和單對(duì)齒輪的嚙合點(diǎn)的接觸應(yīng)力較大，應(yīng)該在這些位置進(jìn)行接觸強(qiáng)度計(jì)算[1]。但考慮到單齒嚙合點(diǎn)的應(yīng)力計(jì)算不易，且當(dāng)小齒輪齒數(shù)大于20的時(shí)候，按單齒嚙合最低點(diǎn)計(jì)算的應(yīng)力與按節(jié)點(diǎn)嚙合計(jì)算的應(yīng)力較為接近，因此配對(duì)齒輪的齒面接觸應(yīng)力可由herz公式計(jì)算：公式中各項(xiàng)符號(hào)說(shuō)明如表2：代入表1齒輪的主要參數(shù),求出兩輪齒的最大接觸應(yīng)力271mpa,與圖7所得結(jié)論的誤差為32.8％，與圖8所得結(jié)論的誤差為14％，可以看出，網(wǎng)格細(xì)化直接影響仿真結(jié)果。在齒輪實(shí)際嚙合中，輪齒上承受載荷的位置跟隨齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)在變化，輪齒間的接觸位置也在不斷變化。赫茲理論計(jì)算中的接觸區(qū)形狀是假設(shè)的，計(jì)算公式傾向于安全的考慮，取值偏于保守，而通過(guò)有限元建模仿真得到的計(jì)算結(jié)果更符合實(shí)際情況。本發(fā)明實(shí)施例的特點(diǎn)是：齒輪的設(shè)計(jì)是一個(gè)復(fù)雜而嚴(yán)謹(jǐn)?shù)倪^(guò)程，本發(fā)明實(shí)施例主要通過(guò)ug對(duì)齒輪進(jìn)行參數(shù)化建模，并在ansys軟件中對(duì)齒輪節(jié)點(diǎn)受力進(jìn)行仿真分析，計(jì)算出齒輪的最大接觸應(yīng)力，有限元計(jì)算所得數(shù)據(jù)和理論分析結(jié)果比較接近,誤差在工程允許范圍，說(shuō)明模型建立正確,有限元分析過(guò)程合理。通過(guò)齒輪的參數(shù)化建模和設(shè)計(jì)，避免了齒輪的主要設(shè)計(jì)尺寸的反復(fù)修改。根據(jù)設(shè)計(jì)要求，只要改變主要參數(shù)就能得到所需齒輪模型，使齒輪的cae變得容易，使齒輪的設(shè)計(jì)過(guò)程變得更為簡(jiǎn)便。雖然本發(fā)明已通過(guò)參考優(yōu)選的實(shí)施例進(jìn)行了圖示和描述，但是，本專(zhuān)業(yè)普通技術(shù)人員應(yīng)當(dāng)了解，在權(quán)利要求書(shū)的范圍內(nèi)，可作形式和細(xì)節(jié)上的各種各樣變化。當(dāng)前第1頁(yè)12