基于ANSYS的多齿轮动态接触分析

高飞

摘 要：基于ANSYS建模，分析多齿轮在动态接触过程中齿面各处应力的分布与变化，对于合理设计齿轮副提高齿轮寿命具有重要意义，并且避免设计过程中复杂的人工计算，以此为依据进行齿轮设计可以大大加快设计过程提高可靠性。

关键词：ANSYS 有限元 应力 齿轮 动态接触

中图分类号：TH132.41 文献标识码：A 文章编号：1007-3973（2013）006-051-02

1 引言

随着齿轮传动向重载、高速、低噪、高可靠性方向发展，现代齿轮设计对齿轮传动系统的静、动态特性提出了更高的要求。基于ANSYS对齿轮副建模，然后划分为有限个单元体并设置边界条件，将复杂力学问题的计算求解过程交由计算机完成可以大大节省人力，并且计算迅速，结果可靠。本文以一对齿轮副的动态啮合过程为例，利用ANSYS对其进行建模、加载、求解从而分析其在啮合过程中的应力变化，为以后的齿轮设计提供力学上的理论依据。

2 有限元模型的建立与网格划分

2.1 模型参数

两个齿轮的基本参数如下：

大齿轮：齿数45，模数2mm，压力角20埃荻ジ呦凳？.0，顶隙系，0.5

小齿轮：齿数36，模数2mm，压力角20埃荻ジ呦凳？.0，顶隙系，0.5

材料参数：45#，泊松比0.3，弹性模量206GPa，密度7850

2.2 单元选择及边界条件

分析单元采用SOLID185单元，具有超弹性、应力钢化、蠕变、大变形和大应变能力。通过接触向导建立齿轮之间的接触对和齿轮的刚性约束，则接触单元和目标单元将自动分配。

小齿轮为主动轮，约束齿轮内缘的径向位移和轴向位移；大齿轮为被动轮，约束径向位移和轴向位移。小齿轮匀速转动，转速为0.2rad/s，大齿轮承受1200N·m的阻力矩，计算时间为1秒（小齿轮转过约11.5埃邢拊P偷慕⑷缤？所示。

图1 齿轮啮合三维有限元模型

3 仿真求解

3.1 加载与求解

由于是接触非线性瞬态分析，运算量很大，这里不进行整周旋转的模拟，只进行一对齿啮合过程的模拟，其余的轮齿与此相同。

通过拾取接触面上的结点创建结点组，进而创建接触单元，接触面摩擦系数设为0.28。两齿轮中心轴孔内缘除绕轴线旋转的自由度外，其余自由度均被约束。通过定义函数将齿轮副的扭转力矩和齿轮的转动过程读入。然后进行求解。

3.2 应力分布

求解结束后，通过通用后处理显示的啮合齿对处结点的应力分布状况如图2所示。

由图2可以看出最大应力为15.8GPa，位于啮合点处，最小应力为54.4KPa。说明齿轮副啮合过程中齿面最容易发生破坏导致齿轮失效。因此，实际应用时齿轮表面多用淬火的方式提高其硬度，减少齿面点蚀现象的发生。

3.3 动态过程中的应力变化

齿轮的一对齿在动态啮合过程中，由开始啮合到完全啮合时应力的变化过程如图3、图4所示。可以发现，齿轮在一对齿完全啮合时（此时只有一对齿在啮合）接触点应力达到最大，且最大应力点在节圆处。

3.4 节圆处应力变化曲线

图5为节圆附近某一点的应力随时间变化图。横坐标为时间，纵坐标为应力值。在啮合的末期，节圆附近的点处于啮合状态，此时齿轮只有一对齿啮合，应力达到最大，与下图曲线吻合。图示啮合点最大应力值约为14 GPa。比较接近最大应力值15.8 GPa。再次证明齿轮副啮合过程中节圆附近的接触应力值为最大。

4 结语

综上所述，从ANSYS的计算结果可以得出，齿轮副在啮合过程中，主动齿的应力由齿顶向齿根方向扩散，在节圆处达到最大值。因此，在节圆处最先出现疲劳点蚀的现象，这与实际经验非常吻合。基于ANSYS的建模分析省去了大量的人工计算过程，极大地加快了计算过程。而且这一方法的通用性很好，一次建模，类似问题便可通过修改参数直接计算，便于工程化应用。

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