热连轧E1立辊轧机主传动系统三维建模及力学特性分析毕业设计论文.doc

仅供参考仅供参考，支持原创，鄙视抄袭！，支持原仅供参考，支持原创，鄙视抄袭！创，鄙视抄袭！毕 业 设 计设计题目：热连轧E1立辊轧机主传动系统三维建模及力学特性分析机电工程系系 别：_班 级：_姓 名：_指 导 教 师：_0000年6月热连轧E1立辊轧机主传动系统三维建模及力学特性分析摘要轧机是轧制生产线上的重要单体设备，而轧机主传动系统又是轧机的核心组成部分。随着社会对轧制产品数量需求的增大和对产品质量要求的提高，轧制设备向大型化、高速化、自动化、精密化方向发展的趋势越来越明显。对轧机主传动系统的承载能力、动态稳定性的要求也越来越高。由于轧制现场工作环境的限制，对轧机主传动系统组成零件的应力应变测试平时无法进行。要获取这些信息，掌握轧机主传动系统工作状况，通过有限元分析方法就可实现了。本文以E1轧机主传动系统为研究对象，利用Pro/E三维软件为主传动系统机械部分各组成零件建立三维模型，并装配。利用大型通用有限元分析软件ANSYS对主传动系统进行单体模态分析、装配体模态分析、单体静力分析，在此基础上得出主传动系统的固有频率、振型以及受力、变形情况。并利用ANSYS对关键部位零件进行优化设计。 关键词：热连轧 立辊轧机 主传动系统 有限元 模态 静力 优化3D Modeling of E1 Hot Rolling Main Drive System Mill and Mechanical Characteristics AnalysisAbstractRolling mill is an important monomer production line equipment, and rolling mill main drive system is a core component. With the communitys demand for rolled products increased the number and improve the product quality requirements, rolling equipment to large-scale, high-speed, automatic, precise direction of trends are becoming evident. On the carrying capacity of rolling mill drive system, dynamic stability requirements are also increasing. As the rolling work of environmental constraints, on the rolling mill main drive of the stress-strain tests usually can not. To obtain this information, Rolling Mill work to master the situation, through the finite element method can be realized.In this paper, E1 rolling mill main drive for the study, use of Pro / E 3D software-based transmission system to establish three-dimensional model. In this paper, E1 rolling mill main drive for the study, use of Pro / E 3D software-based transmission system to establish three-dimensional model. Using large-scale finite element analysis software ANSYS modal analysis of the transmission system, static analysis, obtained on this basis the natural frequency of transmission. Optimized using ANSYS key component parts.Key words:hot strip;edger mill;Main drive;FEM;ANSYS;Modal;Static ;Optimization目录1 引言12.轧机主传动系统研究现状22.1静力学分析研究现状22.2动力学分析研究现状23 主传动系统三维建模43.1Pro/Engineer简介43.2 主传动系统三维模型44 E1轧机主传动系统力学特性分析64.1有限单元法及ANSYS概述64.1.1有限单元法基本思想64.1.2有限元法发展与现状64.1.3 ANSYS软件简介64.2 主传动系统静力分析74.2.1静力分析的定义74.2.2静力分析中的载荷74.2.3静力分析的求解步骤74.2.4齿轮轴静力分析74.2.5中间齿轮静力分析104.2.6大齿轮静力分析114.2.7花键轴套静力分析134.3 E1轧机主传动系统模态分析154.3.1模态分析概述154.3.2ANSYS的模态分析步骤154.3.3齿轮轴模态分析154.3.4中间齿轮模态分析184.3.5大齿轮模态分析214.3.6花键轴套模态分析254.3.7整体模态分析285 关键零件优化335.1优化概述335.1.1优化设计概述335.1.2 ANSYS优化设计的步骤335.2万向接轴插头优化346 结论38谢辞39参考文献40附录41外文资料46仅供参考，支持原创，鄙视抄袭！毕业设计1 引言轧钢车间的所有机械设备统称为轧钢机。轧机是轧制生产线上的重要单体设备，而轧机主传动系统又是轧机的核心组成部分，一旦出现故障将导致严重的损失1。由于轧制现场工作环境原因，很难用实验的方法在现场进行研究。现实又迫切希望知道轧机主传动系统的真实工作状况。用有限元分析的方法便可以解决这一难题。本设计即在这样的背景下产生。本设计以E1轧机主传动系统为研究对象，利用Pro/E三维软件为主传动系统机械部分各组成零件建立三维模型，并组装。利用大型通用有限元分析软件ANSYS对主传动系统三维模型进行单体模态分心、装配体模态分析，观察分析得到的数据与振型，从而得出主传动系统的固有动力学特性；对主传动系统进行单体静力学分析，在此基础上获知主传动系统正常工作时各部分的真实受力情况，并将得到的各项数据与材料属性进行对比，判断各项数据是否符合指标；利用ANSYS软件为关键部位零件建立参数模型并进行优化，以达到提高零件承载能力的目的。592.轧机主传动系统研究现状2.1静力学分析研究现状轧机主传动系统由主电机、减速器、中间轴、万向联轴器等组成。早期，对系统强度计算用的是材料力学方法和以实验数据为基础的经验公式法，这两种方法计算精度不高，可靠性较差。为了保证可靠性，在对其强度分析或设计计算时，常采用加大安全系数的办法，结果使结构尺寸过大，投资增加。随着计算机的飞速发展和广泛应用，各种行之有效的数值计算方法得到了巨大的发展2。而有限元方法则是计算机诞生后，在计算数学、力学和计算工程领域里诞生的最有效的计算方法，它在冶金设备中获得广泛应用，已成为冶金设备结构设计、强度分析实用、可靠、方便的一种方法。先后有人对万向联轴器的叉头、扁头、十字轴等单体零件进行有限元计算，得到了各个零件的危险截面位置及应力值，对轧机主传动系统承载能力分析具有一定的指导意义。然而，单体零件有限元分析结果的精确程度主要取决于模拟边界条件与真实边界条件的相近程度，因此前面得到的结论还有需进一步加以验证。近些年，有人对万向联轴器部件作过有限元分析，但对轧机主传动系统的整体有限元分析并不多见18。2.2动力学分析研究现状工程技术中最普遍的振动问题就是动力响应分析，这是因为动力响应直接关系到工程结构的强度、刚度、运动形态和振动能量水平。实际上动力响应分析也是振动理论的基本内容之一，目前发展了多种分析和求解振动系统的时间历程响应的方法，但这些方法都有一定的适用范围和局限性。主要的分析方法有：振型叠加法、状态空间法、复模态分析法、直接积分法、一阶常微分方程组初值问题的数值解法和时域有限元法3。在轧钢机生产过程中，由于其特殊的工艺制度，如频繁的启动和制动、轧件的突然咬入和抛出，都会引起轧机负荷的突然变化，尽管某些轧机主传动系统的安全系数取得很大，仍然发生不少静态理论分析无法解释的设备事故4。从动力学的角度分析，这类载荷会引起轧机主传动系统的扭振，导致主传动系统扭矩值的突然变化，形成一定的破坏能力。此外，当上、下轧辊轧制时速度不一致而导致咬入和轧制过程中打滑，使机械系统受到冲击，并且频繁地作用于系统，从而引起系统中某一薄弱零部件的损坏5。轧机振动问题是世界范围内的技术难题。轧机主传动系统的振动研究，主要是研究其固有动态特性及由于咬钢或甩尾等冲击载荷造成的冲击响应。在研究振动问题时，建立力学模型的方法常用的有集中质量法和有限元法两种。以往轧机主传动系统扭振力学模型的建立多数采用集中质量法，而很少利用有限元法，特别是建立系统的整体力学模型。由于计算机的计算能力的提高，对轧机主传动系统扭振分析用有限元法越来越受到重视。轧机主传动系统扭振研究主要侧重两个方面。一方面是研究扭矩放大系数(TAF)，以判断剧振发生时主传动系统的最大动负荷。另一方面是研究扭振系统的幅频特性，保证设备具有良好的动力性能和调控性能，主要是分析和计算传动系统的固有频率和主振型。影响轧机主传动系统扭振的因素可分为内部因素和外部因素，内部因素由轧机的结构形式和结构参数确定，它反映系统结构本身对动载的影响。外部因素由轧件形状、轧制条件等确定19。3 主传动系统三维建模3.1Pro/Engineer简介Pro/Engineer是美国参数化技术公司（Parametric Technology Corporation简称PTC）一款著名的CAD/CAM/CAE软件6。其模块众多，功能强大，在通用机械、模具、家电、汽车、航天航空、军工和工业设计等行业被广泛应用。Pro/Enginee软件以其先进的参数化设计、基于特征的实体造型深受广大用户的喜爱，该软件的应用主要是针对产品的三维实体模型建立、结构分析、以及模具设计等，用户界面简洁、概念清晰、逻辑性强，比较符合工程技术人员的设计思想与习惯，是目前国内企业和技术人员使用最广泛的CAD软件之一。Pro/Engineer较早把“特征”和“特征添加”的概念和方法运用在三维模型的创建中，具有基于特征的全参数化的强大三维建模功能。Pro/Engineer软件也包括工程分析模块(Pro/M)，他的主要作用是进行有限元分析，但该功能模块相对于一些专业的有限元分析软件，提供的单元类型少，网格划分能力较弱，而且求解的结果处理也相对繁琐。Pro/Engineer(野火版)是美国PTC公司于2003年新推出的Pro/Engineer系列产品中的旗舰产品，该软件在原有的2001版本上新增众多功能，特别强调了设计过程的易用性以及设计人员之间的互联性，Pro/Engineer Wild Fire已经将传统意义上服务于设计工程师个体的三维机械设计软件提升到服务产品设计的全过程、服务于整个设计团队乃至全球并行设计的一整套完整的产品设计解决方案。3.2 主传动系统三维模型图3-1 主传动系统外观图3-2 主传动系统内部示意图图3-3 主传动系统分解示意图4 E1轧机主传动系统力学特性分析4.1有限单元法及ANSYS概述4.1.1有限单元法基本思想有限单元法（FEM，Finite Element Method）的基本思想是将物体离散成有限个且按一定方式相互联结在一起的单元的组合，来模拟或逼近原来的物体，从而将一个连续的无限自由度问题简化为离散的有限自由度问题求解的一种数值分析法7。物体被离散后，通过对其中各个单元进行单元分析，最终得到对整个物体的分析。4.1.2有限元法发展与现状离散化的思想可以追溯到20世纪40年代。1941年A.Hrennikoff首次提出用离散元素法求解弹性力学问题。1943年R.Courant在求解扭转问题时为了表征翘曲函数而将截面分成若干三角形区域。这实质上就是有限元法的基本思想，这一思想真正用于工程中是在电子计算机出现后。20世纪50年代因航空工业的需要，美国波音公司的专家首次采用三节点三角形单元，将矩阵位移法用到平面问题上。同时，原联邦德国斯图加特大学的J.H.Argyris教授发表了一组能量原理与矩阵分析的论文，为这一方法的理论基础做出了基础贡献。1960年美国的R.W.Clough教授在一篇题为平面应力分析的有限单元法的论文中首先使用“有限单元法（FEM，Finite Element Method)”一词，此后这一名称得到了广泛承认。20世纪70年代以来，有限单元法进一步得到蓬勃发展，其应用范围扩展到所有工程领域，成为连续介质问题数值解法中最活跃的分支。由变分法有限元扩展到加权残数法与能量平衡法有限元，由弹性力学平面问题扩展到空间问题、板壳问题，由静力平衡问题扩展到稳定性问题、动力问题和波动问题，由线性问题扩展到非线性问题8。4.1.3 ANSYS软件简介ANSYS软件是融结构、流体、电场、磁场、声场分析于一体的大型通用有限元分析软件9。由世界上最大的有限元分析软件公司之一的美国ANSYS开发，它能与多数CAD软件对接，实现数据的共享和交换，如Pro/Engineer、NASTRAN、 Alogor、I-DEAS、AutoCAD等，是现代产品设计中的高级CAD工具之一。ANSYS软件主要包括三个部分：前处理模块，分析计算模块和后处理模块。前处理模块提供了一个强大的实体建模及网格划分工具，用户可以方便地构造有限元模型；分析计算模块包括结构分析（可进行线性分析、非线性分析和高度非线性分析）、流体动力学分析、电磁场分析、声场分析、压电分析以及多物理场的耦合分析，可模拟多种物理介质的相互作用，具有灵敏度分析及优化分析能力；后处理模块可将计算结果以彩色等值线显示、梯度显示、矢量显示、粒子流迹显示、立体切片显示、透明及半透明显示（可看到结构内部）等图形方式显示出来，也可将计算结果以图表、曲线形式显示或输出。软件提供了100种以上的单元类型，用来模拟工程中的各种结构和材料。该软件有多种不同版本，可以运行在从个人机到大型机的多种计算机设备上，如PC，SGI，HP，SUN，DEC，IBM，CRAY等。4.2 主传动系统静力分析4.2.1静力分析的定义 静力分析计算在固定不变的载荷作用下结构的效应，它不考虑惯性和阻尼的影响，如结构受随时间变化载荷的情况10。可是，静力分析可以计算那些固定不变的惯性载荷对结构的影响（如重力和离心力），以及那些可以近似为等价静力作用的随时间变化载荷。4.2.2静力分析中的载荷 静力分析用于计算由那些不包括惯性和阻尼效应的载荷作用于结构或部件上引起的位移，应力，应变和力。固定不变的载荷和响应是一种假定；即假定载荷和结构的响应随时间的变化非常缓慢。静力分析所施加的载荷包括： 外部施加的作用力和压力 稳态的惯性力（如重力和离心力） 位移载荷 温度载荷4.2.3静力分析的求解步骤 (1)建模 (2)施加载荷和边界条件，求解 (3)查看结果和分析4.2.4齿轮轴静力分析1)齿轮轴模型的建立由于斜齿轮外形相对复杂，在Pro/E软件中建立实体模型，通过Pro/E 4.0与ANSYS 12.0的专用接口把实体模型直接导入到ANSYS中完成有限元模型的建立。为了更顺利的进行后面的研究，对齿轮轴的有限元模型进行必要的简化，忽略微小结构对分析的影响，如很小的倒角、圆角等。2)网格划分：考虑到斜齿轮外形不规则，而且齿廓形状复杂，齿根部位几何形状变化较大，应力集中现象较为严重，因此，为了能反映出该区域内应力的急剧变化，并较好的啮合齿根边界，采用10节点的四面体单元划分网格11。3)材料属性:齿轮轴的材料为，其机械性能如下：，。 图4-1 齿轮轴网格分布图 图4-2 齿轮轴约束、载荷分布图4)施加约束:如图4-2所示在轴承位置添加径向约束，在输入端断面上添加全约束。5)载荷条件12 :齿轮啮合属于线接触，ANSYS中很难在面上添加线载荷，所以在齿形面上截出一个很窄的面添加面载荷来模拟线接触。所添加载荷大小与下面所研究的中间齿轮上添加的载荷大小相等，为一对相互作用力（具体计算见大齿轮静力分析）。齿轮轴约束及载荷分布如图4-2。当最大轧制力矩为1440kNm时， 静力分析如图4-3、4-4。6)齿轮轴分析总结从图4-3可得，齿轮轴所受最大应力为,最大应力出现在齿根处；且应力主要分布在受载轮齿的周围，同时也影响到其两侧的轮齿及轮毂，在齿根圆附近影响较大；轮毂受到的最大应力约为。齿轮轴采用材料为，其屈服极限为13，轮齿和轮毂受到的应力均远小于材料的屈服极限。取安全系数为7（轧钢机安全系数不得小于5）20, 则，各项数据均符合要求。如图4-4所示，齿轮轴正常工作时产生的最大等效应变为。图4-3 齿轮轴等效应力分布图 图4-4齿轮轴等效应变分布图齿形面受力情况如图4-5和4-6所示。 图4-5 齿形面应力分布曲线 图4-6齿形面等效应变分布曲线图4-5是齿轮轴承载轮齿两侧的等效应力分布曲线，采集曲线时所用的节点都在承载齿两侧。观察图4-5所示的曲线可知承载齿受力存在两个主峰值，结合采集曲线时的路径，右侧峰值大小为发生在承载齿受压侧，左侧峰值大小为发生在承载齿拉身侧。图4-6是承载齿的等效应变分布曲线，曲线采集方法与等效应力分布曲线的采集方法相同。从此曲线可以得知拉伸侧受到的等效应变为，最大应变同样发生在受压侧大小为。综合分析以上图片和曲线，应力、应变值不是沿着齿廓线呈线性变化，而是呈现时大时小，这与端面齿廓线的形状有关，端面齿廓线是渐开线而且齿根圆附近有过渡圆角，由于曲面齿廓和过渡圆角的影响使载荷呈非线性分布。由于应力、应变曲线非常相似，可以得知应变随应力而变化，等效应力越大的地方等效应变也越大。4.2.5中间齿轮静力分析1)模型的建立在Pro/E软件中建立实体模型，通过专用接口把实体模型直接导入到ANSYS中完成有限元模型的建立。2)网格划分:采用10节点的四面体单元划分网格。3)材料属性:材料为，其机械性能如下：，。4)施加约束:如图4-8所示在轴孔内侧施加全约束。5)添加载荷:中间齿轮载荷的添加与齿轮轴载荷的添加方式相同，且两齿轮所受的为一对相互作用力，大小相等；中间齿轮除与齿轮轴啮合外还与大齿轮相啮合，又因三个齿轮的几何轴线在同一平面内，所以中间齿轮两侧所受的力为一对平衡力（具体计算见大齿轮静力分析）。图4-7 中间齿轮约束、载荷分布图 图4-8 中间齿轮等效应力分布图图4-9 中间齿轮等效应变分布图 图4-10 中间齿轮节点路径图6)中间齿轮分析总结从图4-8可知，中间齿轮所受最大应力为，最大应力出现在齿根处；且应力主要分布在受载轮齿的周围，在齿根圆附近影响最大。材料屈服极限为，轮齿受到的应力远小于材料的屈服极限，取安全系数为7，则，显而易见，各项数值均在需用范围之内。如图4-9所示，中间齿轮正常工作时产生的最大等效应变为。图4-11 中间齿轮等效应力分布曲线 图4-12中间齿轮等效应变分布曲线图4-11为中间齿轮承载齿的等效应力分布曲线，采集曲线时所用的节点主要从应力分布场区域中获得如图4-10所示。结合图4-11以及定义的节点路径可以得知承载齿拉伸侧受到的应力为，受压侧受到的等效应力为；材料的屈服极限，轮齿受到的拉应力和压应力均在屈服极限的许用范围之内。图4-12是承载齿的等效应变分布曲线，曲线采集方法与等效应力分布图的采集方法相同。从此图可以得知拉身侧受到的等效应变为，受压侧等效应变为。综合分析以上图片和曲线，可以得知应变随应力而变化，等效应力越大的地方等效应变也越大。虽然应力、应变在齿形上的分布不是线性，但大小的总体趋势是由齿顶向齿根逐渐增大的。4.2.6大齿轮静力分析1)模型的建立在Pro/E软件中建立实体模型，通过专用接口把实体模型直接导入到ANSYS中完成有限元模型的建立。有限元模型简化:忽略微小结构对分析的影响。大齿轮前处理2)网格划分:采用10节点的四面体单元划分网格。3)材料属性:材料为，其机械性能如下：，。4)施加约束:如图4-13所示在轴承位置添加径向约束，在轴肩处加轴向约束。 5)施加载荷:将工作端传导过来的扭矩转换为压力加到轮齿上，添加方法与前面两个齿轮所用方法一样。已知轧制力矩为，轧制力矩经一对滚动轴承和一个万向联轴器传递到大齿轮，一对滚动轴承的效率为，万向联轴器的效率为，所以大齿轮所受转矩为。大齿轮分度圆直径：作用在小齿轮分度圆上的切向力、径向力、轴向力和合力的大小分别为： 图4-13 大齿轮约束及载荷分布图 图4-14 大齿轮等效应力分布图4-15 大齿轮等效应变分布图 图4-16 花键齿曲线路径图由图4-14可知，大齿轮所受最大应力为，最大应力出现在承载轮齿齿根处，远小于材料屈服极限，因类型与前面相同，所以在此不再过多陈述轮齿问题只叙述花键齿受力情况。花键齿所受最大等效应力约为，取安全系数为7，将花键齿所受最大等效应力乘以安全系数，则。材料为，屈服极限为，无论是承载齿还是花键齿，所受应力均远小于材料屈服极限，可见大齿轮正常工作时不会出现过载破坏现象。如图4-15所示，大齿轮正常工作时产生的最大等效应变为，发生在承载轮齿处，花键齿处发生的最大等效应变约为。花键齿处受力情况图4-17 花键齿等效应力分布曲线 图4-18 花键齿等效应变分布曲线图4-17是大齿轮内花键处等效应力分布曲线，采集曲线时所用的节点主要从应力分布场区域中获得如图4-16所示。由图4-17可以得知花键齿拉伸侧受到的最大应力约为；拉伸侧最大应力发生在齿根处。图4-18是花键齿的等效应变分布曲线。从此图可以得知拉身侧受到的最大应变约为。综合分析以上图片和曲线，可以得知应变随应力而变化，等效应力越大的地方等效应变也越大。曲线中出现两个峰值，左为等效压应力，右为等效拉应力。大齿轮所受应力均远小于材料性能指标，可见大齿轮完全满足工作需要，并有较高的安全系数。4.2.7花键轴套静力分析1)模型的建立在Pro/E软件中建立实体模型，通过专用接口把实体模型直接导入到ANSYS中完成有限元模型的建立。有限元模型简化:将倒角、圆角及较小螺纹孔简化。花键轴套前处理2)网格划分:采用10节点的四面体单元划分网格。3)材料属性:材料为，其机械性能如下：，。4)施加约束:在花键轴套底面施加全约束。5)施加载荷:如图4-20所示在花键齿上截出啮合区,并将转矩转换为压力施加于每个花键齿的承载侧。花键轴套网格模型及约束载荷分布如图4-19和4-20。 图4-19 花键轴套网格模型 图4-20 花键轴套约束及载荷分布图花键轴套静力分析：图4-21 花键轴套等效应力分布图 图4-22 花键轴套等效应变分布图由图4-21可知花键轴套所受最大等效应力为，最大应力发生在截面突变处；花键齿出所受最大等效应力约为；由图4-22可知最大等效应变同样发生在截面突变处，大小为。综上所述，花键轴套所受等效应力远远小于材料屈服极限，可以满足正常工作需要。按照理论，扭矩应均匀施加于花键轴套底面的直径端点处，实际分析操作中无法实现这一理想状态，只能把扭矩转换成集中力施加于直径端点处。本设计采用另一种方法模拟真实环境，即在花键齿承载侧添加正压力用以模拟接触行为，在低端面施加全约束，配合花键齿上添加的正压力来模拟扭转。4.3 E1轧机主传动系统模态分析4.3.1模态分析概述模态分析主要是研究结构或机器部件的固有频率和振型14。固有频率和振型是结构动力学分析中的重要参数，是其它动力学分析如谐响应分析、瞬态动力学分析、谱分析的基础。模态分析属于线性分析一类，在分析过程中只有线性行为是有效的，即使指定了非线性单元，在计算过程中也将忽略其非线性。模态分析所的最终目标在是识别出系统的模态参数，为结构系统的振动特性分析、振动故障诊断和预报以及结构动力特性的优化设计提供依据。 模态分析技术的应用可归结为一下几个方面: 评价现有结构系统的动态特性；在新产品设计中进行结构动态特性的预估和优化设计；诊断及预报结构系统的故障；控制结构的辐射噪声；识别结构系统的载荷。模态分析是属于动力学的一部分，也是动力学分析的起点，它为动力学分析中的瞬态动力学分析、谐响应分析、谱分析提供了最基本的分析数据。4.3.2ANSYS的模态分析步骤(1)建立模型；(2)加载及求解:定义分析类型和分析选项，施加载荷，在模态分析中唯一有效的载荷是零位移约束；(3)扩展模态:将振型写入结果文件，只有扩展模态后才能在后处理中看到振型；(4)后处理:经过扩展模态后，模态分析的结果包括固有频率、扩展的模态振型、相对的应力和应变分布将被写入到结构分析结果文件中。4.3.3齿轮轴模态分析1)齿轮轴模型的建立由于斜齿轮外形相对复杂，在Pro/E软件中建立实体模型，通过Pro/E 4.0与ANSYS 12.0的专用接口把实体模型直接导入到ANSYS中完成有限元模型的建立。有限元模型简化:忽略微小结构对分析的影响，如很小的倒角、圆角等。齿轮轴前处理2)由于斜齿轮外形比较复杂，所以采用10节点的四面体单元（solid92），自由方式进行网格划分，单元尺寸设定为60mm,网格模型如图4-23，共36052节点，31202单元。3)材料属性:小齿轮的材料为，其机械性能如下：，。4)施加约束:如图4-23所示在轴承位置添加径向约束，轴肩处添加轴向约束。5)施加载荷:将扭矩转换为力，再用力除以齿形面的面积，将算得的压力数值加到此面上；将电机传导过来的扭矩转换为集中力施加于轴颈上。齿轮轴网格模型及约束、载荷分布如图4-23。图4-23 齿轮轴约束、载荷分布图图4-24 齿轮轴1阶振型图图4-25 齿轮轴2阶振型图图4-26 齿轮轴3阶振型图图4-29 齿轮轴4阶振型图图4-28 齿轮轴5阶振型图表4-1 齿轮轴前5阶频率及最大位移阶数频率（Hz）最大位移（mm）振型描述1295.0072.671Y向摇摆2295.3642.672X向摇摆310321.858绕Z扭转410462.799末端绕Z扭转511441.342Y向弯曲由阵型图可以看出，在模态分析中载荷并不会影响振型与频率，因为，如果添加的载荷起到作用，那么在承载齿上将会有变形发生，但在1、2、4三阶振型图中可以明显看出在齿形处无变形发生，所以验证了模态分析时载荷不起作用；能影响振型的只有一种外部激励，即零位移约束；综上可知：1阶和2阶频率接近，频率较低，3阶和4阶频率接近，较1、2阶频率而言相差很大；5阶频率最高；1、2、4阶振型都发生在末端；3、5发生在轮齿处； 1、2阶位移量较大，如发生共振将对齿轮轴产生严重影响。激励频率在以及左右时，发生共振的概率很大，所以一定要及时的监控激励频率的范围，防止发生共振。4.3.4中间齿轮模态分析1)模型建立由于斜齿轮外形相对复杂，在Pro/E软件中建立实体模型，通过专用接口把实体模型直接导入到ANSYS中完成有限元模型的建立。为了更顺利的进行后面的研究，对中间齿轮有限元模型进行必要的简化:忽略微小结构对分析的影响，如很小的倒角、圆角等。中间齿轮前处理2)由于斜齿轮外形比较复杂，所以采用10节点的四面体单元（solid92），自由方式进行网格划分，单元尺寸设定为80mm,网格模型如图4-29，共85133节点，76508单元。3)材料属性:材料为，其机械性能如下：，。4)施加约束:如图4-29所示在孔内侧施加全约束。图4-29 中间齿轮约束分布图图4-30 中间齿轮1阶振型图图4-31 中间齿轮2阶振型图图4-32 中间齿轮3阶振型图图4-33 中间齿轮4阶振型图图4-34 中间齿轮5阶振型图表4-2 中间齿轮前5阶频率及最大位移阶数频率（Hz）最大位移（mm）振型描述1534.9650.557绕Z扭转2637.3190.964X向径向振动3654.680.820Y向径向振动4714.0670.750Y、Z复合振动5821.9390.933对称振动5)总结:综上可知，中间齿轮前5阶模态比较集中，全部发生在之间。并呈递增趋势。这5阶模态频率下振型的最大位移都发生在齿顶圆，2、5两阶模态位移最大，对齿轮的危害大。中间齿轮前5阶模态频率都发生在，与之啮合的齿轮轴前5阶模态在此范围内无固有频率发生，因此可见，在结构上避免了共振的发生概率。4.3.5大齿轮模态分析1)模型建立在Pro/E软件中建立实体模型，通过专用接口把实体模型直接导入到ANSYS中完成有限元模型的建立。为了更顺利的进行后面的研究，对大齿轮有限元模型进行必要的简化:忽略微小结构对分析的影响，如很小的倒角、圆角、螺纹孔等。2)由于斜齿轮外形比较复杂，所以采用10节点的四面体单元（solid92），自由方式进行网格划分，单元尺寸设定为120mm,网格模型如图4-35，共94186节点，87477单元。3)材料属性:材料为，其机械性能如下：，。4)施加约束:如图4-36所示在轴承所在位置添加径向约束，在轴肩处添加轴向约束。图4-35 大齿轮网格模型图4-36 大齿轮约束分布图图4-37 大齿轮1阶振型图图4-38 大齿轮2阶振型图图4-39 大齿轮3阶振型图图4-40 大齿轮4阶振型图图4-41 大齿轮5阶振型图4-3 中间齿轮前5阶频率及最大位移阶数频率（Hz）最大位移（mm）振型描述1648.2180.400绕Z向扭转2690.7710.625X向径向振动3691.6030.619Y向径向振动4736.6290.522绕Z向扭转5783.3430.744对称振动5)总结:综上可知，大齿轮前5阶模态比较集中，全部发生在之间。并呈递增趋势。这5阶模态频率下振型的最大位移都发生在齿顶圆。大齿轮前5阶模态振型与中间齿轮非常相似，并频率值范围很接近。可见，当外部激励处在之间时，两齿轮间很容易发生共振。若共振发生，将对整个传动系统乃至生产造成严重后果。实际生产中应避开这一频率区域。4.3.6花键轴套模态分析1)在Pro/E软件中建立实体模型，通过专用接口直接导入到ANSYS。花键轴套的有限元模型简化:忽略很小的倒角、圆角、螺纹孔等。2)花键轴套外形比较复杂，所以采用10节点的四面体单元（solid92），自由方式进行网格划分，单元尺寸设定为60mm，共72731节点，64431单元。3)材料属性:材料为，其机械性能如下：，。图4-42 花键轴套网格及约束分布图4-43 花键轴套1阶振型图图4-44 花键轴套2阶振型图图4-45 花键轴套3阶振型图图4-46 花键轴套4阶振型图图4-47 花键轴套5阶振型图表4-4 中间齿轮前5阶频率及最大位移阶数频率（Hz）最大位移（mm）振型描述1268.7490.780X向振动Y向摆动2272.6020.780X向振动Z向摆动3428.2551.051对称振动4428.4881.052对称振动5608.5940.743绕Z向扭转4)总结:综上可知1、2阶模态频率和位移都很接近，频率较低；3、4阶模态频率接和位移接近，频率居中，位移最大，若在此范围发生共振对花键轴套影响最大；5阶模态频率最高；由振型图可知，前5阶模态的最大位移都发生在花键轴套顶部，即非工作啮合区域内。由此可知，非工作啮合区不易伸出过长；花键轴套前5阶模态频率范围完全避开了与之相啮合的大齿轮的频率值范围，在结构安排上防止了两零件之间共振的发生，大大提高了系统工作安全性。综上模态分析可知，模态分析时除零位移约束外，其他任何外部激励均无法影响零件的固有振型和固有频率，从而证明模态是零件的固有属性，不受外部激励干扰；理论上存在多少阶自由度便有多少阶模态，零位移约束的存在并不是改变零件的固有振型和固有频率，而是为了降低自由度，模拟真实环境下外界对零件的约束作用，从而进一步确定哪些模态是真实环境下才会发生的，以便人为避免共振发生，降低风险，使生产更安全。以上便是零位移约束存在的意义。上面所述模态分析均是模拟真实环境对零件的约束情况而添加的零位移约束，又因其他因素不会影响零件固有属性，所以可以判断以上模态分析是正确的。4.3.7整体模态分析1)模型建立在Pro/E软件中建立实体模型，通过专用接口把实体模型直接导入到ANSYS中完成有限元模型的建立。整体有限元模型如图4-48所示。图4-48 整体有限元模型为了更顺利的进行后面的研究，对有限元模型进行必要的简化:将齿形简化，虽然会对单体零件振型有一定影响，但对整个系统而言影响甚微，并忽略微小结构对分析的影响，如很小的倒角、圆角、螺纹孔等。整体前处理2)采用10节点的四面体单元（solid92），自由方式进行网格划分，单元尺寸设定为100mm，共10683节点，10752单元。3)材料属性:材料为，其机械性能如下：，。4)施加约束:在所有轴承所在轴颈添加径向约束，轴肩添加轴向约束。5)边界条件:采用节点直接连接的方式来模拟不同零件之间的接触行为，并耦合啮合部位切向自由度模拟啮合行为15。网格、约束分布、边界条件如图4-49所示。图4-49 整体网格及边界条件图图4-50 系统1阶振型图图4-51 系统2阶振型图图4-52 系统3阶振型图图4-53 系统4阶振型图图4-54 系统5阶振型图图4-55 系统6阶振型图图4-56 系统7阶振型图图4-57 系统8阶振型图图4-58 系统9阶振型图表4-5 系统前9阶频率及最大位移阶数123456789频率（Hz）441.5474.7509.4611.4696.3726.4731.1776.4794.7最大位移（mm）0.5690.7240.5270.6210.4810.5300.7170.4760.6566)总体模态分析总结由振型图可知，1-4阶模态最大位移都发生在中间齿轮；5-9阶模态最大位移发生在大齿轮处；1-9阶频率呈递增趋势，但所产生的最大位移都未超过1mm，可见系统从结构上比较稳定。由模态图不难看出，整体模态中的零件振型在某阶存在与前面分析得出的单体零件振型基本相同的情况。从约束的意义上来说，约束是为了模拟真实的工作环境。但现实情况中，零件不仅受到零位移约束，因为单个零件不可能完成生产需要，需要与其他零件或结构配合，这样就会产生接触。整体模态相对于单体模态，多的正是接触，也就是接触类型的约束。接触正是为了完善约束的类型，让模拟的环境更加接近现实，从而得到更确切的模态。但是在分析时很难在单个零件上添加接触类型的约束，整体分析时恰提供了这一便利。整体模态正是在完善分析时模拟的环境，使得到的分析结果更接近现实。整体模态在完善单体模态的同时也更进一步证明了单体模态分析得到的结果是正确的，反之，单体模态也证明了整体模态得到的结果是正确的。5 关键零件优化5.1优化概述5.1.1优化设计概述优化设计是一种寻找确定最优设计方案的技术。所谓“最优设计”，指的是一种方案可以满足所有的设计要求，而且所需的支出（如重量，面积，体积，应力，费用等）最小。也就是说，最优设计方案就是一个最有效率的方案。设计方案的任何方面都是可以优化的，比如说：尺寸（如厚度），形状（如过渡圆角的大小），支撑位置，制造费用，自然频率，材料特性等。实际上，所有可以参数化的ANSYS选项都可以作优化设计16。ANSYS程序提供了两种优化的方法，这两种方法可以处理绝大多数的优化问题。零阶方法是一个很完善的处理方法，可以很有效地处理大多数的工程问题。一阶方法基于目标函数对设计变量的敏感程度，因此更加适合于精确的优化分析。对于这两种方法，ANSYS程序提供了一系列的分析评估修正的循环过程。就是对于初始设计进行分析，对分析结果就设计要求进行评估，然后修正设计。这一循环过程重复进行直到所有的设计要求都满足为止。除了这两种优化方法，ANSYS程序还提供了一系列的优化工具以提高优化过程的效率。例如，随机优化分析的迭代次数是可以指定的。随机计算结果的初始值可以作为优化过程的起点数值。5.1.2 ANSYS优化设计的步骤共有两种方法实现ANSYS优化设计：批处理方法和通过GUI交互式地完成。这两种方法的选择取决于用户对于ANSYS程序的熟悉程度。优化设计通常包括以下几个步骤，这些步骤根据用户所选用优化方法的不同（批处理GUI方式）而有细微的差别。生成循环所用的分析文件。该文件必须包括整个分析的过程，而且必须满足以下条件：(1)参数化建立模型（PREP7）。(2)求解（SOLUTION）。(3)提取并指定状态变量和目标函数（POST1/POST26）。(4)在ANSYS数据库里建立与分析文件中变量相对应的参数。这一步(5)是标准的做法， 但不是必须的（BEGIN或OPT）。(6)进入OPT，指定分析文件（OPT）。(7)声明优化变量。(8)选择优化工具或优化方法。(9)指定优化循环控制方式。(10)进行优化分析。(11)查看设计序列结果（OPT）和后处理（POST1/POST26）。图5-1 优化循环示意图5.2万向接轴插头优化优化前静力分析结果如图5-2所示。图5-2 插头优化前等效应力分布图由图5-2可知，优化前最大等效应力为。表5-1 定义优化变量优化变量项目最小值最大值设计变量R (mm)90110H (mm)400415目标函数SMAX表5-1中R为插头上圆孔半径，H为圆孔中心距底面距离，SMAX为插头所受最大等效应力。图5-3 设计变量（DV）、目标函数（OBJ）的迭代过程图5-5 设计变量R的变化过程曲线图5-6 设计变量H变化过程曲线图5-7 目标函数SMAX的变化过程曲线最佳设计: R=92.239mm，H=402.10mm，零件所受最大等效应力为。为了方便设计加工，将优化变量取整为:R=95mm，H=405mm，此时插头所受最大等效应力为如图5-4所示。图5-4 插头优化后等效应力分布图表5-2 优化前后各项数据对比项目设计变量（DV）目标函数（OBJ）R（mm）H（mm）SMAX（）优化前100410173优化后95405159优化总结:本设计采用参数化实体模型的优化方法对插头进行优化，使十分艰巨的工作变得简单、直观、高效。插头优化后所受最大等效应力较优化前降低了8%。此结果是在考虑了便于加工的前提下得到的。在ANSYS优化设计中，最重要的是参数化建模和对参数的控制。这是ANSYS优化设计的基础，不能正确的建立参数模型就无法进行优化设计。ANSYS优化设计中，直接导入的模型是无法进行参数化的，所以必须在ANSYS自身环境下建立的模型方可参数化。优化过程中GUI操作非常繁琐，本论文采用命令流方式进行参数建模、参数控制、参数提取等优化操作（注:命令流见附录）。6 结论本设