基于ANSYS的渐开线直齿行星齿轮有限元分析
发布时间：2020-10-16 08:26
行星齿轮传动由于具有很多优点而在飞机、舰船、汽车和各种工程机械中得到了广泛的应用,但其动力学特性一直是学术界和工业界研究和关注的焦点。在许多应用场合,由于行星齿轮的啮入、啮出冲击以及传动系统和箱体对外界激励的响应引起的振动和噪声已经成为影响系统可靠性、寿命和操作环境的关键因素。因此,借助现代化的分析软件,在设计阶段对行星齿轮传动进行深入的动力学研究,剖析其固有特性和对激励的响应,对提高行星齿轮传动的性能具有重要意义。 本文在Pro/E中建立了2K-H型行星齿轮传动几何模型,在对齿轮精确啮合的基础上对整个行星齿轮传动机构进行了动装配,完成运动仿真和干涉检查。 在对齿轮网格划分方法详细分析的基础上,适应齿轮齿面的典型曲面边界,本文采用了20节点的二次六面体单元以获得较好的计算精度,并根据轮齿各部位受力情况的不同,对整个齿轮分块处理,对齿根、齿顶等关键研究部位进行了精细扫掠网格划分,其它部位则采用相对较粗略的扫掠网格划分,以尽可能降低模型的规模。静力分析结果显示所建模型较目前研究中普遍采用的自由网格划分模型有很大的优越性。 建立了行星齿轮传动的纯扭转动力学模型,完成同时承受内、外啮合的行星齿轮的自由模态和约束的模态分析,给出了其前20阶主振型,得出容易产生共振的频率点,并结合动画演示对行星齿轮的振动形式作了详细分析。 在模态分析的基本上,对行星齿轮施加简谐载荷,得到行星齿轮的变形和应力在容易产生共振的频率范围内的变化情况;同时对模态分析中得到的各种振型对整个齿轮振动的参与情况作了定性分析。
【学位单位】：西北农林科技大学
【学位级别】：硕士
【学位年份】：2009
【中图分类】：TH132.425
【部分图文】：
计算了系统的固有频率和振型。之后，Parker 等开展了更为深入的理论研究，建立了行星齿轮系统的一般化动力学模型：2[ ]c b m cMq Gq K K K q T FΩ+Ω + + Ω = + (1-1)式中，M、G、bK 、mK 、 KΩ分别为系统的广义质量矩阵、陀螺矩阵、支承刚度矩阵、啮合刚度矩阵和向心刚度矩阵；q、q、q分别为广义位移列向量及其对时间的一、二阶导列向量；cΩ 为系杆的转速；T、F 分别为外力矩和静态传递误差激励。自由振动分析时，方程(1-1)简化为如下形式：[ ] 0b mMq + K + K q= (1-2)与文献[24]相比，Parker 不仅求出了系统的各阶固有频率和振型，还经过进一步推导，揭示了这些振型的物理意义。文献[23]指出，行星齿轮系统的各阶振型可分别归属于三种基本振动模式：回转振动、平移振动与行星轮振动。如图 1-1，第一种模式中，各中心构件(太阳轮、内齿圈、系杆)仅在回转方向上振动；第二种模式中各中心构件仅在平移方向上振动；第三种模式中各中心构件均不振动，仅行星轮振动。该文的研究为分析振动机理和研究减振降噪措施提供了一定的理论支持。
图 2-1 周转轮系Fig.2-1 The schematic diagram of epicyclic gear train这说明只有一个主动构件，轮系就有确定的运动，即为行星轮系。 行星齿轮传动的齿轮齿数选择行星传动各轮齿数不能随意选取，必须根据行星传动的特点，满足一行正常传动。这些条件包括：传动比条件、邻接条件、同心条件、装、啮合质量以及最后的齿形加工等诸多方面。由于动装配中用到装配一点作简单介绍。如图2-2所示，一般行星传动中，行星轮数目大于1。要使几个行星轮证与中心轮正确啮合而没有错位现象，所应具备的齿数关系即为装配型行星传动，当行星轮个数 1pn > 时，第一个行星轮装入并与两个中心中心轮的相对位置就被确定了。若再要均匀地装入其它行星轮，就必如图2-2所示，相邻两行星轮所夹的中心角为2 /pπ n。设第一个行星轮并与两中心轮啮合，然后将行星架H顺时针转过2 /pπ n角度，此时，中bb = πn i。为了在位置Ⅰ装入行星轮
强度、啮合质量以及最后的齿形加工等诸多方面。由于动装配中用到装配条件，本文仅就这一点作简单介绍。如图2-2所示，一般行星传动中，行星轮数目大于1。要使几个行星轮能均匀装入，并保证与中心轮正确啮合而没有错位现象，所应具备的齿数关系即为装配条件。对于2K-H型行星传动，当行星轮个数 1pn > 时，第一个行星轮装入并与两个中心轮啮合以后，两个中心轮的相对位置就被确定了。若再要均匀地装入其它行星轮，就必须满足一定条件。如图2-2所示，相邻两行星轮所夹的中心角为2 /pπ n。设第一个行星轮1g 在位置Ⅰ装入并与两中心轮啮合
【引证文献】
本文编号：2843016
【学位单位】：西北农林科技大学
【学位级别】：硕士
【学位年份】：2009
【中图分类】：TH132.425
【部分图文】：
计算了系统的固有频率和振型。之后，Parker 等开展了更为深入的理论研究，建立了行星齿轮系统的一般化动力学模型：2[ ]c b m cMq Gq K K K q T FΩ+Ω + + Ω = + (1-1)式中，M、G、bK 、mK 、 KΩ分别为系统的广义质量矩阵、陀螺矩阵、支承刚度矩阵、啮合刚度矩阵和向心刚度矩阵；q、q、q分别为广义位移列向量及其对时间的一、二阶导列向量；cΩ 为系杆的转速；T、F 分别为外力矩和静态传递误差激励。自由振动分析时，方程(1-1)简化为如下形式：[ ] 0b mMq + K + K q= (1-2)与文献[24]相比，Parker 不仅求出了系统的各阶固有频率和振型，还经过进一步推导，揭示了这些振型的物理意义。文献[23]指出，行星齿轮系统的各阶振型可分别归属于三种基本振动模式：回转振动、平移振动与行星轮振动。如图 1-1，第一种模式中，各中心构件(太阳轮、内齿圈、系杆)仅在回转方向上振动；第二种模式中各中心构件仅在平移方向上振动；第三种模式中各中心构件均不振动，仅行星轮振动。该文的研究为分析振动机理和研究减振降噪措施提供了一定的理论支持。
图 2-1 周转轮系Fig.2-1 The schematic diagram of epicyclic gear train这说明只有一个主动构件，轮系就有确定的运动，即为行星轮系。 行星齿轮传动的齿轮齿数选择行星传动各轮齿数不能随意选取，必须根据行星传动的特点，满足一行正常传动。这些条件包括：传动比条件、邻接条件、同心条件、装、啮合质量以及最后的齿形加工等诸多方面。由于动装配中用到装配一点作简单介绍。如图2-2所示，一般行星传动中，行星轮数目大于1。要使几个行星轮证与中心轮正确啮合而没有错位现象，所应具备的齿数关系即为装配型行星传动，当行星轮个数 1pn > 时，第一个行星轮装入并与两个中心中心轮的相对位置就被确定了。若再要均匀地装入其它行星轮，就必如图2-2所示，相邻两行星轮所夹的中心角为2 /pπ n。设第一个行星轮并与两中心轮啮合，然后将行星架H顺时针转过2 /pπ n角度，此时，中bb = πn i。为了在位置Ⅰ装入行星轮
强度、啮合质量以及最后的齿形加工等诸多方面。由于动装配中用到装配条件，本文仅就这一点作简单介绍。如图2-2所示，一般行星传动中，行星轮数目大于1。要使几个行星轮能均匀装入，并保证与中心轮正确啮合而没有错位现象，所应具备的齿数关系即为装配条件。对于2K-H型行星传动，当行星轮个数 1pn > 时，第一个行星轮装入并与两个中心轮啮合以后，两个中心轮的相对位置就被确定了。若再要均匀地装入其它行星轮，就必须满足一定条件。如图2-2所示，相邻两行星轮所夹的中心角为2 /pπ n。设第一个行星轮1g 在位置Ⅰ装入并与两中心轮啮合
【引证文献】
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3 安述彪;EBZ135掘进机截割部行减速器的优化研究[D];太原理工大学;2012年
4 赵翀;基于有限元法的风电增速器动力学特性研究[D];大连理工大学;2012年
5 汲飞;NGW型行星齿轮传动系统的参数化设计与建模[D];东北大学;2010年
本文编号：2843016
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