基于ANSYS的皮帶輪仿真分析

王培林

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基于ANSYS的皮帶輪仿真分析

王培林

（閩西職業(yè)技術(shù)學(xué)院 機(jī)械工程系，福建 龍巖 364021）

采用有限元分析分析軟件ANSYS，對(duì)離合器皮帶輪進(jìn)行靜力學(xué)分析，得到位移分布和應(yīng)力分布云圖，進(jìn)行了強(qiáng)度、剛度分析，接著在靜力學(xué)分析基礎(chǔ)上，使用ANSYS軟件的后處理Fatigue模塊，采用名義應(yīng)力法對(duì)皮帶輪進(jìn)行了疲勞壽命預(yù)測(cè)，分析結(jié)果為離合器皮帶輪的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)及控制提供可靠依據(jù)。

ANSYS；皮帶輪；仿真分析；疲勞壽命

1 引 言

皮帶輪作為一種重要的機(jī)械傳動(dòng)零件，在汽車(chē)、拖拉機(jī)、家電和工業(yè)自動(dòng)化等行業(yè)得到廣泛應(yīng)用。傳統(tǒng)工程結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度分析與計(jì)算一般依據(jù)理論力學(xué)、材料力學(xué)和彈性力學(xué)所提供的公式來(lái)進(jìn)行。由于有許多簡(jiǎn)化條件，工程計(jì)算精度較低。為了保證設(shè)備的安全可靠運(yùn)行，常采用加大安全系數(shù)的方法[1]，導(dǎo)致結(jié)構(gòu)尺寸過(guò)大，不但浪費(fèi)材料，有時(shí)還會(huì)造成結(jié)構(gòu)性能的降低。隨著有限元技術(shù)的發(fā)展，在皮帶輪的設(shè)計(jì)研發(fā)階段引入有限元分析技術(shù)，可以縮短皮帶輪開(kāi)發(fā)周期、提高設(shè)計(jì)質(zhì)量和降低開(kāi)發(fā)費(fèi)用，可以改進(jìn)皮帶輪的性能，提高皮帶輪的安全性等。文中通過(guò)ANSYS軟件對(duì)離合器皮帶輪進(jìn)行靜力學(xué)分析，為該產(chǎn)品的設(shè)計(jì)及制造提供參考。

2 幾何參數(shù)和計(jì)算參數(shù)

圖1給出了某公司汽車(chē)離合器皮帶輪的幾何尺寸。

圖1 皮帶輪設(shè)計(jì)尺寸

根據(jù)給定的設(shè)計(jì)載荷結(jié)合圖設(shè)計(jì)尺寸，計(jì)算如下參數(shù)：

3 有限元模型

網(wǎng)格劃分有自由網(wǎng)格劃分和映射網(wǎng)格劃分兩種。自由網(wǎng)格劃分對(duì)于單元形狀無(wú)限制，也沒(méi)有特定的規(guī)則；而映射網(wǎng)格劃分對(duì)包含的單元形狀有限制，而且必須滿足特定的規(guī)則。為此，采用切分技術(shù)，把幾何模型切分為規(guī)則的組合體，采用20個(gè)節(jié)點(diǎn)的SOLID95單元，對(duì)其掃瓊劃分的網(wǎng)格模型，如圖2所示。

在包角施加均布載荷3.682e5pa，內(nèi)圈施加角速度為470.225rad/s，限制X、Y方向位移，端面靠近軸套部位限制Z向位移，如圖3所示。

圖2 網(wǎng)格模型

圖3 載荷圖

4 應(yīng)力結(jié)果分析

離合器皮帶輪材料采用10號(hào)鋼，其彈性模量2.06e11Pa，泊松比μ為0.3，通過(guò)對(duì)皮帶輪按要求加載，進(jìn)行靜力學(xué)分析后的等效應(yīng)力如圖4所示，從圖4可以看出最大等效應(yīng)力位置為節(jié)點(diǎn)12423號(hào)，處于離合器內(nèi)套筒與底盤(pán)的接觸處，其Von mises stress最大為244.49Mpa，未達(dá)到材料的強(qiáng)度極限273Mpa，結(jié)構(gòu)安全，從圖5可以看出最大位移0.418mm，未達(dá)到圖1中外輪廓尺寸公差。

圖4 等效應(yīng)力云圖

圖5 位移云圖

5 疲勞壽命分析

5.1 材料S-N曲線

汽車(chē)離合器皮帶輪選用10號(hào)鋼鐵，其S-N曲線表達(dá)式如下［2］：

表1 疲勞曲線計(jì)算結(jié)果

根據(jù)表1，利用origin7.5軟件，繪制的S-N曲線如圖6所示。

圖6 疲勞壽命曲線

5.2 疲勞壽命計(jì)算

在ANSYS應(yīng)力分析的基礎(chǔ)上進(jìn)行疲勞設(shè)計(jì)計(jì)算，包括3個(gè)主要步驟[3]：

(1) 在靜力分析基礎(chǔ)上，進(jìn)入后處理POSTl，恢復(fù)數(shù)據(jù)庫(kù)。

(2) 建立位置(Location)、事件(Event)和載荷(Loading)數(shù)和材料疲勞性質(zhì)即圖6。

(3) 保存不同事件(Event)和不同載荷(Loading)下關(guān)心位置的應(yīng)力，并指定事件的重復(fù)次數(shù)和比例系數(shù)。以最大的應(yīng)力點(diǎn)作為疲勞計(jì)算點(diǎn)，其應(yīng)力幅S為61.57Mpa。由有限元疲勞壽命預(yù)測(cè)仿真結(jié)果可知離合器皮帶輪允許循環(huán)次數(shù)1E7次，如圖7所示，即達(dá)到無(wú)限循環(huán)。所以做98個(gè)小時(shí)，不會(huì)疲勞破壞，離合器皮帶輪在該工況下疲勞強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求[4]。

圖7 有限元疲勞壽命次數(shù)

6 結(jié) 論

（1）在轉(zhuǎn)速、壓力和自重等載荷組合下，離合器皮帶輪的靜力學(xué)分析結(jié)果表明：最大Von mises stress處于離合器內(nèi)套筒與底盤(pán)的接觸處，強(qiáng)度極限未達(dá)到材料許用強(qiáng)度極限，強(qiáng)度滿足。最大位移發(fā)生在皮帶輪邊緣，未達(dá)到皮帶輪外輪廓尺寸公差。

（2）由有限元疲勞壽命分析知道，經(jīng)過(guò)交變載荷作用下的皮帶輪，其應(yīng)力幅61.57Mpa，對(duì)應(yīng)的疲勞循環(huán)次數(shù)大于107疲勞極限，說(shuō)明離合器皮帶輪在工作時(shí)滿足疲勞強(qiáng)度要求。

（3）運(yùn)用ANSYS軟件進(jìn)行皮帶輪的分析，能彌補(bǔ)數(shù)值解法的不足，能預(yù)先了解其應(yīng)力分布，疲勞壽命等情況，對(duì)于皮帶輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)和疲勞擴(kuò)展壽命的計(jì)算奠定基礎(chǔ)。

[1] 陳云飛，溫彤等. V型劈開(kāi)式皮帶輪旋壓成形過(guò)程的分析[J].金屬鑄鍛技術(shù)，2009,38(1):88.

[2] 趙少汴.有限壽命疲勞設(shè)計(jì)法的基礎(chǔ)曲線[J].機(jī)械沒(méi)計(jì)，1999,16 (11)：5-7.

[3] 王仁智，吳培遠(yuǎn)．疲勞失效分析[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1987:1-300.

[4] 翁劍成．基于ANSYS軟件的三通管疲勞壽命分析[J].化工設(shè)備與管道，2011,48(3):46-49.

（責(zé)任編輯：季平）

The simulations of the belt-wheel based on ANSYS

WANG Pei-lin

(Department of mechanical engineering, Minxi Vocational and Technical College,Longyan, 364021,China)

The static analysis of the belt-wheel in the clutch was conducted by finite element analysis software ANSYS, and the nephogram of stress displacement distribution were obtained, then the strength and stiffness were analysed, on the basis of statics analysis, the fatigue life on the belt wheel was calculated using nominal stress method at the post processing module of ANSYS and then the reliable basis were provided by analysis results for the structure optimization design and control in the clutch pulley.

ANSYS; belt-wheel; simulations; fatigue life

2014－04－10

王培林(1981－)，男，福建永定人，助教，福州大學(xué)在職研究生，主要從事數(shù)控技術(shù)、模具設(shè)計(jì)、計(jì)算力學(xué)等教學(xué)與研究工作。

1673-1417（2014）02-0030-05

10.13908/j.cnki.issn1673-1417.2014.02.0006

TP215

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