基于瞬态动力学方法的弧面分度凸轮机构分析

基于瞬态动力学方法的弧面分度凸轮机构分析*

杜刘杰，张占平，张野

(新乡市起重机厂有限公司，河南 新乡 453000)

摘要：弧面分度凸轮机构，可在高速下承受较大的载荷，在高速、高精度的分度转位机械中应用日益增多。由于动力性能的好坏直接影响传动与分度的精度、机构的磨损以及使用寿命，所以文章应用有限元分析软件ANSYS，建立弧面分度凸轮机构有限元模型，并进行数值仿真以确定弧面分度凸轮机构在工作过程中的动力学响应。对弧面分度凸轮ANSYS进行瞬态动力学分析，得出应力在系统时间历程下的响应，比模态分析，谐响应分析，综合考虑到了机构的结构和惯性力等因素，更接近于系统的真实情况。

关键词：弧面分度凸轮机构；瞬态动力学分析；ANSYS

收稿日期：2015-06-15

中图分类号：TH132.1

0引言

弧面分度凸轮机构又称为蜗杆凸轮间歇运动机构，可在高速下承受较大的载荷，在高速、高精度的分度转位机械中应用日益广泛。由于其动力性能的好坏直接影响传动与分度的精度、机构的磨损以及使用寿命。但是，弧面凸轮结构复杂，诸如原动机特性、配合间隙、阻尼、刚度、同时参与啮合的滚子个数的变化、凸轮的转速、从动件分度期运动规律以及负载等繁多因素都影响其动力学特性，因此很难准确地建立弧面分度凸轮机构的动力学模型，要对其动力学特性进行准确而有效的测试与分析更加困难。所以本文应用有限元分析软件ANSYS，建立系统的瞬态动力学模型，并进行数值仿真以确定弧面分度凸轮机构在工作过程中的动力学响应。

1弧面分度凸轮机构建模

1.1实体模型的建立

由于弧面凸轮的轮廓曲面为不可展的空间曲线，仅靠三维造型软件无法进行精确的建模，故先用MATHCAD软件编程求出凸轮轮廓曲面上点的坐标值，然后对应的数据文件导入到PRO/E中进行实体建模。为了使分析过程与工况更接近，添加一个直径为250mm、厚度为20mm的负载盘，并忽略凸轮轴、分度盘轴上的倒角、定位轴肩等微小特征以减少计算量。设凸轮轴直径为50mm，负载盘到分度盘的轴向距离为100mm。图1为弧面凸轮机构的实体模型，其相关参数见表1。

表1　弧面分度凸轮机构相关参数

图1　弧面凸轮机构实体模型

1.2有限元模型的建立

利用PRO/E与ANSYS的接口将实体模型导入到ANSYS-Workbench的有限元分析模块(DesignSimulation)，并选择Attach to active CAD geometry以保持Pro/E实体模型与有限元分析模

型之间的无缝双向参数传递功能，有限元分析模型如图2所示。

图2　有限元分析模型

1.3材料选择及网格单元划分

由于弧面分度凸轮机构在减速系统中的应用特性及使用场合的要求，对弧面分度凸轮机构的分析选材需要与实际相近，分析所选材料属性见表2。

表2　材料属性

网格划分的质量对有限元分析结果有较大影响。弧面凸轮机构主要是通过凸轮推动滚子而传递运动，二者在工作过程中所形成的共轭接触面是由多段曲线滚合而成。如直接进行网格划分，会在边界产生较多的节点，使得该区域和其他区域具有相同的精度等级，并且由于不平滑过渡而出现的畸变单元格将导致分析结果不可靠或者无法收敛。本文采用ANSYS提供的解决方案：将多段曲面合并，利用Virtual Topology工具，将凸轮左右工作轮廓上的曲面段连成一体，在接下来的网格划分中，直接选择新生成的曲面，以使网格划分均匀。为提高计算精度和效率，只分析凸轮共轭接触面和1、2、3号滚子的受力接触情况，且将分度盘轴、负载盘以及其他几个滚子设定成刚体。为使计算结果精确可靠，需细划共轭接触区网格。在共轭接触区，采用Automatic method方法自适应划分网格，且将网格尺寸(size)设置为5。网格划分结果如图3所示，共生成15561个单元，27057个节点。

图3　网格划分

2瞬态动力学分析

2.1设置运动约束条件及边界条件

机构是由构件及可动联接形成的可动系统。在Workbench中采用各自划分网格，在Volume(单元格)之间的界面上定义接触单元的方式来处理运动副。

凸轮和机架，分度盘和机架以及在一个分析周期中要啮合的滚子与分度盘之间的回转副均定义为revolute联接。

为简化计算，将负载盘和分度盘，凸轮和凸轮轴，其余滚子和分度盘之间的联接均定义fix耦合固定联接。

凸轮和滚子之间的非线性高副联接定义为frictional接触联接，摩擦系数为0.1，接触方式为unsymmetric。该接触副以凸轮工作面为目标面，滚子的外表面为接触面。最后选择算法为pure penalty，Normal stiffness预设为0.01，并通过程序自行控制调整以加快收敛。生成的接触对如图4所示。

图4　弧面凸轮及滚子接触副

2.2设定分析选项

设凸轮的工作转速为31.4rad/s，根据表1知其分度时间为0.066s。为避免一开始分析就进行分度而造成冲击,出现数据失真，故将分析时间历程设为分度期前、后各约0.01s以及整个分度期，即分析周期为0.08s。

3分析结果与讨论

图5、图6分别为分度盘的角位移曲线和角速

度曲线，曲线的大致走向和设计上选用的修正正弦运动规律基本一致，振型波动不大，可见系统的动力稳定性比较理想。图7分别为1、2、3号滚子的角位移曲线，三者依次相错一定的相位，由此可判断出啮入点、啮出点以及双滚啮合区。

图5　转盘的角位移曲线

图6　转盘的角速度曲线

图7　1、2、3号滚子的角位移

图8为弧面分度凸轮机构在分析周期不同时刻的应力分布。t=0.01s为启动阶段，应力主要集中在凸轮内孔周向上；t=0.02s时，分度运动已经开始，应力主要集中在凸轮的凸轮脊以及1号推动滚子上；t=0.04s时，2号滚子完全进入啮合，载荷由1号滚子和2号滚子共同承担；t=0.054s时，1号滚子已经脱离啮合，而3号滚子尚未进入啮合，此时载荷完全由2号滚子承担；t=0.0584s时，2号滚子左边与凸轮脱离接触齿轮曲面，载荷主要由2号滚子右边承担。t=0.0756s时，凸轮阻碍分度盘运动，分度盘接近停歇，载荷主要由3号滚子的左侧承担。往后的时间里，如t=0.764s所示，分度盘处于停歇期，但由于有微量的振动会导致冲击载荷，该载荷主要由2、3号滚子交替或者共同承担。

4结束语

通过对弧面凸轮ANSYS进行瞬态动力学分析，得出应力在系统时间历程下的响应，比模态分析，谐响应分析，综合考虑到了机构的结构和惯性力等因素，更接近于系统的真实情况，对设计和校核更具有指导意义。

图8　弧面凸轮受力随时间的变化

(责任编辑吕春红)

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Analysis of Globoidal indexing Cam Mechanism Based

on Transient Dynamics Method

DU Liu-jie , et al

(Xinxiang City Crane Factory co. ,LTD，Xinxiang 453000,China)

Abstract:Globoidal indexing cam mechanism can bear larger load at high speed，In high speed and high precision indexing, the application of the indexing is increasing. The dynamic performance of the transmission and indexing directly affect the accuracy of the mechanism of wear and service life，In this paper, using finite element analysis software ANSYS, a finite element model of globoidal indexing cam mechanism，And the numerical simulation was carried out to determine the response of globoidal indexing cam mechanism dynamics in the process of work。The transient dynamics analysis of stress response in the time history of the system of globoidal indexing cam ANSYS，Harmonic response analysis is compared with modal analysis, The structure and inertia force of the mechanism are considered，More close to the real situation of the system, The design and verification is more instructive

Key words:electrolytic aluminum;transient dynamic analysis;ANSYS