【正文】 顯示出來，也可將計算結(jié)果以圖表、曲線形式顯示或輸出。軟件提供了100種以上的單元類型，用來模擬工程中的各種結(jié)構(gòu)和材料。該軟件有多種不同版本，可以運行在從個人機到大型機的多種計算機設(shè)備上，如PC，SGI，HP，SUN，DEC，IBM，CRAY等。 主傳動系統(tǒng)靜力分析 靜力分析計算在固定不變的載荷作用下結(jié)構(gòu)的效應(yīng)，它不考慮慣性和阻尼的影響，如結(jié)構(gòu)受隨時間變化載荷的情況[10]?？墒牵o力分析可以計算那些固定不變的慣性載荷對結(jié)構(gòu)的影響（如重力和離心力），以及那些可以近似為等價靜力作用的隨時間變化載荷。 靜力分析用于計算由那些不包括慣性和阻尼效應(yīng)的載荷作用于結(jié)構(gòu)或部件上引起的位移，應(yīng)力，應(yīng)變和力。固定不變的載荷和響應(yīng)是一種假定；即假定載荷和結(jié)構(gòu)的響應(yīng)隨時間的變化非常緩慢。靜力分析所施加的載荷包括： 外部施加的作用力和壓力
穩(wěn)態(tài)的慣性力（如重力和離心力）
位移載荷
溫度載荷 (1)建模 (2)施加載荷和邊界條件，求解 (3)查看結(jié)果和分析1)齒輪軸模型的建立由于斜齒輪外形相對復(fù)雜，在Pro/E軟件中建立實體模型，通過Pro/E 。為了更順利的進行后面的研究，對齒輪軸的有限元模型進行必要的簡化，忽略微小結(jié)構(gòu)對分析的影響，如很小的倒角、圓角等。2)網(wǎng)格劃分：考慮到斜齒輪外形不規(guī)則，而且齒廓形狀復(fù)雜，齒根部位幾何形狀變化較大，應(yīng)力集中現(xiàn)象較為嚴重，因此，為了能反映出該區(qū)域內(nèi)應(yīng)力的急劇變化，并較好的嚙合齒根邊界，采用10節(jié)點的四面體單元劃分網(wǎng)格[11]。3)材料屬性:齒輪軸的材料為，其機械性能如下：，。 圖41 齒輪軸網(wǎng)格分布圖 圖42 齒輪軸約束、載荷分布圖4)施加約束:如圖42所示在軸承位置添加徑向約束，在輸入端斷面上添加全約束。5)載荷條件[12] :齒輪嚙合屬于線接觸，ANSYS中很難在面上添加線載荷，所以在齒形面上截出一個很窄的面添加面載荷來模擬線接觸。所添加載荷大小與下面所研究的中間齒輪上添加的載荷大小相等，為一對相互作用力（具體計算見大齒輪靜力分析）。齒輪軸約束及載荷分布如圖42。當(dāng)最大軋制力矩為1440kNm時， 靜力分析如圖444。6)齒輪軸分析總結(jié)從圖43可得，齒輪軸所受最大應(yīng)力為,最大應(yīng)力出現(xiàn)在齒根處；且應(yīng)力主要分布在受載輪齒的周圍，同時也影響到其兩側(cè)的輪齒及輪轂，在齒根圓附近影響較大；輪轂受到的最大應(yīng)力約為。齒輪軸采用材料為，其屈服極限為[13]，輪齒和輪轂受到的應(yīng)力均遠小于材料的屈服極限。取安全系數(shù)為7（軋鋼機安全系數(shù)不得小于5）[20], 則，各項數(shù)據(jù)均符合要求。如圖44所示，齒輪軸正常工作時產(chǎn)生的最大等效應(yīng)變?yōu)椤D43 齒輪軸等效應(yīng)力分布圖 圖44齒輪軸等效應(yīng)變分布圖齒形面受力情況如圖45和46所示。 圖45 齒形面應(yīng)力分布曲線 圖46齒形面等效應(yīng)變分布曲線圖45是齒輪軸承載輪齒兩側(cè)的等效應(yīng)力分布曲線，采集曲線時所用的節(jié)點都在承載齒兩側(cè)。觀察圖45所示的曲線可知承載齒受力存在兩個主峰值，結(jié)合采集曲線時的路徑，右側(cè)峰值大小為發(fā)生在承載齒受壓側(cè)，左側(cè)峰值大小為發(fā)生在承載齒拉身側(cè)。圖46是承載齒的等效應(yīng)變分布曲線，曲線采集方法與等效應(yīng)力分布曲線的采集方法相同。從此曲線可以得知拉伸側(cè)受到的等效應(yīng)變?yōu)?，最大?yīng)變同樣發(fā)生在受壓側(cè)大小為。綜合分析以上圖片和曲線，應(yīng)力、應(yīng)變值不是沿著齒廓線呈線性變化，而是呈現(xiàn)時大時小，這與端面齒廓線的形狀有關(guān)，端面齒廓線是漸開線而且齒根圓附近有過渡圓角，由于曲面齒廓和過渡圓角的影響使載荷呈非線性分布。由于應(yīng)力、應(yīng)變曲線非常相似，可以得知應(yīng)變隨應(yīng)力而變化，等效應(yīng)力越大的地方等效應(yīng)變也越大。1)模型的建立在Pro/E軟件中建立實體模型，通過專用接口把實體模型直接導(dǎo)入到ANSYS中完成有限元模型的建立。2)網(wǎng)格劃分:采用10節(jié)點的四面體單元劃分網(wǎng)格。3)材料屬性:材料為，其機械性能如下：，。4)施加約束:如圖48所示在軸孔內(nèi)側(cè)施加全約束。5)添加載荷:中間齒輪載荷的添加與齒輪軸載荷的添加方式相同，且兩齒輪所受的為一對相互作用力，大小相等；中間齒輪除與齒輪軸嚙合外還與大齒輪相嚙合，又因三個齒輪的幾何軸線在同一平面內(nèi)，所以中間齒輪兩側(cè)所受的力為一對平衡力（具體計算見大齒輪靜力分析）。圖47 中間齒輪約束、載荷分布圖 圖48 中間齒輪等效應(yīng)力分布圖圖49 中間齒輪等效應(yīng)變分布圖 圖410 中間齒輪節(jié)點路徑圖6)中間齒輪分析總結(jié)從圖48可知，中間齒輪所受最大應(yīng)力為，最大應(yīng)力出現(xiàn)在齒根處；且應(yīng)力主要分布在受載輪齒的周圍，在齒根圓附近影響最大。材料屈服極限為，輪齒受到的應(yīng)力遠小于材料的屈服極限，取安全系數(shù)為7，則，顯而易見，各項數(shù)值均在需用范圍之內(nèi)。如圖49所示，中間齒輪正常工作時產(chǎn)生的最大等效應(yīng)變?yōu)椤D411 中間齒輪等效應(yīng)力分布曲線 圖412中間齒輪等效應(yīng)變分布曲線圖411為中間齒輪承載齒的等效應(yīng)力分布曲線，采集曲線時所用的節(jié)點主要從應(yīng)力分布場區(qū)域中獲得如圖410所示。結(jié)合圖411以及定義的節(jié)點路徑可以得知承載齒拉伸側(cè)受到的應(yīng)力為，受壓側(cè)受到的等效應(yīng)力為；材料的屈服極限，輪齒受到的拉應(yīng)力和壓應(yīng)力均在屈服極限的許用范圍之內(nèi)。圖412是承載齒的等效應(yīng)變分布曲線，曲線采集方法與等效應(yīng)力分布圖的采集方法相同。從此圖可以得知拉身側(cè)受到的等效應(yīng)變?yōu)椋軌簜?cè)等效應(yīng)變?yōu)?。綜合分析以上圖片和曲線，可以得知應(yīng)變隨應(yīng)力而變化，等效應(yīng)力越大的地方等效應(yīng)變也越大。雖然應(yīng)力、應(yīng)變在齒形上的分布不是線性，但大小的總體趨勢是由齒頂向齒根逐漸增大的。1)模型的建立在Pro/E軟件中建立實體模型，通過專用接口把實體模型直接導(dǎo)入到ANSYS中完成有限元模型的建立。有限元模型簡化:忽略微小結(jié)構(gòu)對分析的影響。大齒輪前處理2)網(wǎng)格劃分:采用10節(jié)點的四面體單元劃分網(wǎng)格。3)材料屬性:材料為，其機械性能如下：，。4)施加約束:如圖413所示在軸承位置添加徑向約束，在軸肩處加軸向約束。 5)施加載荷:將工作端傳導(dǎo)過來的扭矩轉(zhuǎn)換為壓力加到輪齒上，添加方法與前面兩個齒輪所用方法一樣。已知軋制力矩為，軋制力矩經(jīng)一對滾動軸承和一個萬向聯(lián)軸器傳遞到大齒輪，一對滾動軸承的效率為，萬向聯(lián)軸器的效率為，所以大齒輪所受轉(zhuǎn)矩為。大齒輪分度圓直徑：作用在小齒輪分度圓上的切向力、徑向力、軸向力和合力的大小分別為： 圖413 大齒輪約束及載荷分布圖 圖414 大齒輪等效應(yīng)力分布圖415 大齒輪等效應(yīng)變分布圖 圖416 花鍵齒曲線路徑圖由圖414可知，大齒輪所受最大應(yīng)力為，最大應(yīng)力出現(xiàn)在承載輪齒齒根處，遠小于材料屈服極限，因類型與前面相同，所以在此不再過多陳述輪齒問題只敘述花鍵齒受力情況?；ㄦI齒所受最大等效應(yīng)力約為，取安全系數(shù)為7，將花鍵齒所受最大等效應(yīng)力乘以安全系數(shù)，則。材料為，屈服極限為，無論是承載齒還是花鍵齒，所受應(yīng)力均遠小于材料屈服極限，可見大齒輪正常工作時不會出現(xiàn)過載破壞現(xiàn)象。如圖415所示，大齒輪正常工作時產(chǎn)生的最大等效應(yīng)變?yōu)?，發(fā)生在承載輪齒處，花鍵齒處發(fā)生的最大等效應(yīng)變約為?；ㄦI齒處受力情況圖417 花鍵齒等效應(yīng)力分布曲線 圖418 花鍵齒等效應(yīng)變分布曲線圖417是大齒輪內(nèi)花鍵處等效應(yīng)力分布曲線，采集曲線時所用的節(jié)點主要從應(yīng)力分布場區(qū)域中獲得如圖416所示。由圖417可以得知花鍵齒拉伸側(cè)受到的最大應(yīng)力約為；拉伸側(cè)最大應(yīng)力發(fā)生在齒根處。圖418是花鍵齒的等效應(yīng)變分布曲線。從此圖可以得知拉身側(cè)受到的最大應(yīng)變約為。綜合分析以上圖片和曲線，可以得知應(yīng)變隨應(yīng)力而變化，等效應(yīng)力越大的地方等效應(yīng)變也越大。曲線中出現(xiàn)兩個峰值，左為等效壓應(yīng)力，右為等效拉應(yīng)力。大齒輪所受應(yīng)力均遠小于材料性能指標(biāo)，可見大齒輪完全滿足工作需要，并有較高的安全系數(shù)。1)模型的建立在Pro/E軟件中建立實體模型，通過專用接口把實體模型直接導(dǎo)入到ANSYS中完成有限元模型的建立。有限元模型簡化:將倒角、圓角及較小螺紋孔簡化。花鍵軸套前處理2)網(wǎng)格劃分:采用10節(jié)點的四面體單元劃分網(wǎng)格。3)材料屬性:材料為，其機械性能如下：，。4)施加約束:在花鍵軸套底面施加全約束。5)施加載荷:如圖420所示在花鍵齒上截出嚙合區(qū),并將轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)換為壓力施加于每個花鍵齒的承載側(cè)?；ㄦI軸套網(wǎng)格模型及約束載荷分布如圖419和420。 圖419 花鍵軸套網(wǎng)格模型 圖420 花鍵軸套約束及載荷分布圖花鍵軸套靜力分析：圖421 花鍵軸套等效應(yīng)力分布圖 圖422 花鍵軸套等效應(yīng)變分布圖由圖421可知花鍵軸套所受最大等效應(yīng)力為，最大應(yīng)力發(fā)生在截面突變處；花鍵齒出所受最大等效應(yīng)力約為；由圖422可知最大等效應(yīng)變同樣發(fā)生在截面突變處，大小為。綜上所述，花鍵軸套所受等效應(yīng)力遠遠小于材料屈服極限，可以滿足正常工作需要。按照理論，扭矩應(yīng)均勻施加于花鍵軸套底面的直徑端點處，實際分析操作中無法實現(xiàn)這一理想狀態(tài)，只能把扭矩轉(zhuǎn)換成集中力施加于直徑端點處。本設(shè)計采用另一種方法模擬真實環(huán)境，即在花鍵齒承載側(cè)添加正壓力用以模擬接觸行為，在低端面施加全約束，配合花鍵齒上添加的正壓力來模擬扭轉(zhuǎn)。 E1軋機主傳動系統(tǒng)模態(tài)分析模態(tài)分析主要是研究結(jié)構(gòu)或機器部件的固有頻率和振型[14]。固有頻率和振型是結(jié)構(gòu)動力學(xué)分析中的重要參數(shù)，是其它動力學(xué)分析如諧響應(yīng)分析、瞬態(tài)動力學(xué)分析、譜分析的基礎(chǔ)。模態(tài)分析屬于線性分析一類，在分析過程中只有線性行為是有效的，即使指定了非線性單元，在計算過程中也將忽略其非線性。模態(tài)分析所的最終目標(biāo)在是識別出系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，為結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的振動特性分析、振動故障診斷和預(yù)報以及結(jié)構(gòu)動力特性的優(yōu)化設(shè)計提供依據(jù)。 模態(tài)分析技術(shù)的應(yīng)用可歸結(jié)為一下幾個方面: 評價現(xiàn)有結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的動態(tài)特性；在新產(chǎn)品設(shè)計中進行結(jié)構(gòu)動態(tài)特性的預(yù)估和優(yōu)化設(shè)計；診斷及預(yù)報結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的故障；控制結(jié)構(gòu)的輻射噪聲；識別結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的載荷。模態(tài)分析是屬于動力學(xué)的一部分，也是動力學(xué)分析的起點，它為動力學(xué)分析中的瞬態(tài)動力學(xué)分析、諧響應(yīng)分析、譜分析提供了最基本的分析數(shù)據(jù)。(1)建立模型；(2)加載及求解:定義分析類型和分析選項，施加載荷，在模態(tài)分析中唯一有效的載荷是零位移約束；(3)擴展模態(tài):將振型寫入結(jié)果文件，只有擴展模態(tài)后才能在后處理中看到振型；(4)后處理:經(jīng)過擴展模態(tài)后，模態(tài)分析的結(jié)果包括固有頻率、擴展的模態(tài)振型、相對的應(yīng)力和應(yīng)變分布將被寫入到結(jié)構(gòu)分析結(jié)果文件中。1)齒輪軸模型的建立由于斜齒輪外形相對復(fù)雜，在Pro/E軟件中建立實體模型，通過Pro/E 。有限元模型簡化:忽略微小結(jié)構(gòu)對分析的影響，如很小的倒角、圓角等。齒輪軸前處理2)由于斜齒輪外形比較復(fù)雜，所以采用10節(jié)點的四面體單元（solid92），自由方式進行網(wǎng)格劃分，單元尺寸設(shè)定為60mm,網(wǎng)格模型如圖423，共36052節(jié)點，31202單元。3)材料屬性:小齒輪的材料為，其機械性能如下：，。4)施加約束:如圖423所示在軸承位置添加徑向約束，軸肩處添加軸向約束。5)施加載荷:將扭矩轉(zhuǎn)換為力，再用力除以齒形面的面積，將算得的壓力數(shù)值加到此面上；將電機傳導(dǎo)過來的扭矩轉(zhuǎn)換為集中力施加于軸頸上。齒輪軸網(wǎng)格模型及約束、載荷分布如圖423。圖423 齒輪軸約束、載荷分布圖圖424 齒輪軸1階振型圖圖425 齒輪軸2階振型圖圖426 齒輪軸3階振型圖圖429 齒輪軸4階振型圖圖428 齒輪軸5階振型圖表41 齒輪軸前5階頻率及最大位移階數(shù)頻率（Hz）最大位移（mm）振型描述1Y向搖擺2X向搖擺31032繞Z扭轉(zhuǎn)41046末端繞Z扭轉(zhuǎn)51144Y向彎曲由陣型圖可以看出，在模態(tài)分析中載荷并不會影響振型與頻率，因為，如果添加的載荷起到作用，那么在承載齒上將會有變形發(fā)生，但在4三階振型圖中可以明顯看出在齒形處無變形發(fā)生，所以驗證了模態(tài)分析時載荷不起作用；能影響振型的只有一種外部激勵，即零位移約束；綜上可知：1階和2階頻率接近，頻率較低，3階和4階頻率接近，較2階頻率而言相差很大；5階頻率最高；4階振型都發(fā)生在末端；5發(fā)生在輪齒處； 2階位移量較大，如發(fā)生共振將對齒輪軸產(chǎn)生嚴重影響。激勵頻率在以及左右時，發(fā)生共振的概率很大，所以一定要及時的監(jiān)控激勵頻率的范圍，防止發(fā)生共振。1)模型建立由于斜齒輪外形相對復(fù)雜，在Pro/E軟件中建立實體模型，通過專用接口把實體模型直接導(dǎo)入到ANSYS中完成有限元模型的建立。為了更順利的進行后面的研究，對中間齒輪有限元模型進行必要的簡化:忽略微小結(jié)構(gòu)對分析的影響，如很小的倒角、圓角等。中間齒輪前處理2)由于斜齒輪外形比較復(fù)雜，所以采用10節(jié)點的四面體單元（solid92），自由方式進行網(wǎng)格劃分，單元尺寸設(shè)定為80mm,網(wǎng)格模型如圖429，共85133節(jié)點，76508單元。3)材料屬性:材料為，其機械性能如下：，。4)施加約束:如圖429所示在孔內(nèi)側(cè)施加全約束。圖429 中間齒輪約束分布圖圖430 中間齒輪1階振型圖圖431 中間齒輪2階振型圖圖432 中間齒輪3階振型圖圖433 中間齒輪4階振型圖圖434 中間齒輪5階振型圖表42 中間齒輪前5階頻率及最大位移階數(shù)頻率（Hz）最大位移（mm）振型描述1繞Z扭轉(zhuǎn)2X向徑向振動3Y