研究基于ANSYS分析的齿轮设计

研究基于ANSYS分析的齿轮设计

刘万俊

日本电产三协电子（东莞）有限公司 广东东莞 523000

[摘要]齿轮传动属于机械传动当中核心零件，被广泛应用至机械传动和机械领域当中。齿轮设计，其主要是针对失效形式实施抗失效计算分析及校核处理。以ANSYS分析作为辅助性设计手段，能够确保更为高效地完成齿轮设计相关工作。故本文主要探讨以ANSYS分析为基础实施齿轮设计，仅供业内参考。

[关键词]齿轮设计；ANSYS；有限元；系统软件；

前言：

齿轮设计实践中，ANSYS分析属于现阶段所广泛应用的一种辅助性设计软件，可帮助设计者们高效完成齿轮设计任务。因而，以ANSYS分析为基础下齿轮设计开展综合分析，有着一定的现实意义和价值。

1、简述ANSYS

ANSYS，它是美国的ANSYS公司所研制通用型大型有限元的分析软件，可以和计算机多数的辅助设计软件接口之间，实现数据共享及交换[1]。

2、以ANSYS分析为基础实施齿轮设计

2.1工况

为更好地以ANSYS分析为基础对齿轮设计开展实践分析，此次选定带式输送机的传动装置作为二级齿轮减速装置，并以高速级的齿轮设计作为研究对象，对以ANSYS分析为基础下齿轮设计进行详细分析。输入功率为P＝10k W，所输入转速为n1＝960 r/min，高速级的齿数比为u＝3.2，呈斜齿圆柱形齿轮传动，精度为7级。大齿轮为45钢材料，对其实施调质处理，整个齿面硬度为240 HBS；小齿轮为40Cr材料，对其实施调质处理，整个齿面硬度为280 HBS。借助常规方法设定高速级的齿轮参数，即Z1及Z2分别是31mm、99mm；mn为2mm；中心距为134mm；齿宽B1及B2分别是70mm、65mm；螺旋β为14°02′5″。现结合该工况，围绕着以ANSYS分析为基础下齿轮设计开展实例分析。

2.2设计要点

2.2.1在有限元基础分析层面

对减速装置齿轮开展有限元基础分析过程当中，先将实体模型有效构建起来。对此，此次依托于SolidWoks 2013系统软件，把减速装置高速级的大齿轮三维实体基础模型构建起来，已构建齿轮模型则另存为系统内x_t类文件，并导入至ANSYS当中。材料的属性参数设置：泊松比设定为μ=0.269；密度设定为p=7.89×103 kg/m³；弹性模量设定为E=2.09*1011 N/mm2。为确保计算精度能够得到提升，且缩短计算分析时间，便需对大齿轮基础模型实施科学合理地简化处理，ANSYS当中选定四面体8节点Solid45相应单元类型。选定自由网格为划分方式，实施网格划分操作，获取得到188237个单元数，36879个节点数。

2.2.2在模态分析层面

以ANSYS分析为基础，实施齿轮设计整个过程当中，模态分析主要是为了确定总体设计结构、机器部件基本振动特性，也就是结构所固有频率及其振型，属于承受着动态载荷的结构设计当中关键参数，更是其余动力学重点分析问题。以有限元系统软件为基础，对齿轮实施模态分析，便于了解它的基本动态特性，促使齿轮操作更具可靠性。对齿轮中心孔部位，应当实施全约束性处理[2]。开展齿轮的有限元基础模型基础下模态分析整个过程当中，选定Block Lanczos为模态重要的提取方法，在12阶模态输入提取完成后，并做好其余设置情况下，便可实施求解操作。结合处理结果便能够了解到，前三阶所固有频率均为零，而在第四～六阶的固有频率相对较小，基本为零，从属一种刚体模态，不考虑在内。第七阶模态，其对应着第一阶的模态，以此便可获取齿轮处于前六阶的振型所固有频率及其模态振型。为防止传动系统有共振情况出现，外界激励所响应频率应当尽量将齿轮实际固有频率避开。

2.2.3在齿根部位弯曲应力层面

齿轮轮齿因受载条件下，齿根受最大弯矩。故齿根弯曲的疲劳强度达到最弱。齿轮顶部啮合，则仅双对齿啮合，弯矩此时呈最大力臂，因单力并未最大，故弯矩并未达到最大。结合分析了解到，齿根所受到弯矩产生于轮齿的啮合点，且处在单对齿啮合区当中最高点。因此，齿根实际弯曲强度，应当依照着载荷作用至单对齿啮合区当中最高点予以计算。斜齿轮接触线由于是斜线，两齿轮进行啮合过程当中，过接触点首先做两个基圆公切线，该切点各为Ni及Nz，属于两齿轮理论层面上的啮合点，理论层面啮合点及接触点应当平行于一个Z轴平面部位，此平面和齿廓面相互间的交线便是接触线。对前期所构建斜齿圆柱的齿轮有限元基础模型实施简化处理后，添加相应约束条件，且施加一定载荷。结合以上基础条件，获取齿轮所输入转矩为T=99.48Nm，且径向力为Fr、切向力为Ft、轴向力Fa各为1168.41N、3113.62N、1133.36N。以集中力为加载方式，针对所获取各分力，全部平均加载至接触线周边各节点上面。实施计算分析后，依托于ANSYS分析，提取该齿根弯曲的应力云图。结合斜齿圆柱的齿轮实际弯曲疲劳应力计算列式，获取两齿轮的弯曲疲劳应力各是小齿轮为304MPa、大齿轮为39MPa。由此可了解到，大齿轮所在齿根部有最大应力出现，最大应力达到207MPa，比大齿轮所在齿根的弯曲疲劳应力小。因而，大齿轮可充分满足于齿根强度基本需求。

2.2.4在齿面部位接触应力层面

结合渐开线基本特性可了解到，渐开线部位齿廓上面各点曲率半径均存在着差异性，沿着工作齿廓所有点承受载荷同样有差异存在。故啮合齿面接触应力呈变化趋势。SolidWorks系统软件当中，将齿轮装配完成，装配完成后模型则导入至ANSYS系统软件当中。为确保计算时间能够缩短，则实现高精度化计算分析，需要对啮合齿轮的实体模型实施简化处理，ANSYS当中获取啮合齿轮相应有限元基础模型。充分考虑到主动齿轮所承受的驱动力矩，实施静态分析工程当中施加一定驱动力矩。由于Solid45单元当中仅X、Y、Z这三个方向存在着自由度，需增加转矩。因此，主动的小齿轮整个中心位置需将一个节点建立起来，且定义成MASS 21单元，再与其余受力节点相互耦合，促使刚性区域逐渐形成，在主节点上面直接施加99.48Nm转矩。对主动的小齿轮整个中心孔而言，除绕着Z方向进行旋转外，对所有自由度均需实施约束处理，对从动的大齿轮整个中心孔也需实施全约束性处理。选定TARGE 170及CONTA174为接触单元，对接触面实施模拟分析。同时，选定从动的大齿轮相应轮齿齿面作为目标面，并选定主动的小齿轮整个轮齿齿面作为接触面，摩擦系数定义成0.1。合理设定好时间步长及其载荷子步数，结合非线性的问题基础上优化算法，把两齿轮接触疲劳的应力算出来，即小齿轮及大齿轮分别是540MPa、522.5MPa。齿轮最大的接触应力处于齿轮整个接触区域范围内，符合实际情况。ANSYS当中经计算分析，获取大齿轮上面最大的接触应力达到453MPa，其比大齿轮上面接触疲劳的应力小，如此便表明了大齿轮可充分满足于接触疲劳实际强度需求。

3、结语

综上所述，以ANSYS分析为基础下，为更好地开展齿轮设计实践工作，需设计者们能够先结合具体工况，积极开展有限元基础分析，把齿轮三维实体基础模型构建起来，以此为基础，开展模态分析、齿根部位弯曲应力及齿面部位接触应力等分析，便于顺利完成齿轮设计相关工作。

参考文献：

[1]丁洁瑾.基于ANSYS的采煤机齿轮接触特性分析[J].煤矿机械,2021,42(4):3.

[2]申雪静,刘立健,张镭于,等.基于ANSYS的Logix齿轮啮合接触分析[J].价值工程,2021,40(35):3.