王廣欣,何文杰,李丹

?

滾錐齒章動(dòng)活齒傳動(dòng)中心盤(pán)齒面接觸強(qiáng)度分析

王廣欣1,2,何文杰1,李丹3

(1.大連交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 大連 116028; 2.大連理工大學(xué) 工程力學(xué)系，遼寧 大連 116000；3.湖南鐵道職業(yè)技術(shù)學(xué)院 鐵道牽引與動(dòng)力學(xué)院，湖南 株洲 412000)

根據(jù)章動(dòng)活齒傳動(dòng)的原理，利用 Pro/E軟件完成滾錐齒章動(dòng)活齒傳動(dòng)裝置的整機(jī)三維實(shí)體模型.應(yīng)用接觸力學(xué)的有關(guān)理論建立了中心盤(pán)的受力分析模型，分析了傳動(dòng)裝置中滾錐活齒與中心盤(pán)的受力狀態(tài).分別利用 Hertz彈性接觸理論和有限元軟件完成滾錐活齒與中心盤(pán)齒面間接觸強(qiáng)度的分析與計(jì)算，驗(yàn)證了所建立的力分析模型的正確性；得到關(guān)鍵件中心盤(pán)齒面受力時(shí)的應(yīng)力分布規(guī)律，并提出了相應(yīng)的改進(jìn)措施,為后續(xù)的產(chǎn)品設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù).

章動(dòng)；活齒傳動(dòng)；接觸強(qiáng)度；有限元分析

0 引言

章動(dòng)活齒傳動(dòng)是近年來(lái)在偏擺錐齒少齒差行星傳動(dòng)的基礎(chǔ)上，以活齒滾動(dòng)嚙合副代換內(nèi)錐齒輪嚙合副而形成的一種多齒嚙合的新型空間活齒傳動(dòng)，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、體積小、零件少、傳動(dòng)比大、承載能力強(qiáng)和無(wú)輸出機(jī)構(gòu)等優(yōu)點(diǎn)，具有廣泛的發(fā)展空間和重要的應(yīng)用價(jià)值.如龔發(fā)云、胡來(lái)瑢[1-2]等人詳細(xì)研究了偏擺錐差行星機(jī)構(gòu)中偏擺錐齒輪的運(yùn)動(dòng)學(xué)和力學(xué)情況，給出了錐齒輪的受力計(jì)算公式；姚立綱[3]等人建立了雙圓弧螺旋錐齒輪的三維實(shí)體模型，在此基礎(chǔ)之上利用虛擬樣機(jī)技術(shù)對(duì)其進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力性仿真；李瑰賢[4]、李劍鋒[5]等人分別從圓柱正弦活齒傳動(dòng)和凸輪激波滾動(dòng)活齒傳動(dòng)方面推導(dǎo)出了活齒傳動(dòng)時(shí)力學(xué)計(jì)算公式；陳兵奎[6]等人利用有限元方法分析了空間凸輪活齒傳動(dòng)時(shí)的接觸應(yīng)力；王廣欣[7-9]等人從傳動(dòng)原理、齒形方程、壓力角計(jì)算等方面對(duì)章動(dòng)活齒傳動(dòng)進(jìn)行了研究分析，設(shè)計(jì)制造出試驗(yàn)樣機(jī)并完成了相關(guān)試驗(yàn)檢測(cè).

本文在此基礎(chǔ)上，以滾錐齒章動(dòng)活齒傳動(dòng)為研究對(duì)象，通過(guò)對(duì)滾錐活齒與中心盤(pán)所組成的活齒嚙合副進(jìn)行受力分析，推導(dǎo)出中心盤(pán)嚙合時(shí)的受力計(jì)算公式，利用理論方法和有限元軟件分別對(duì)模型進(jìn)行分析，得到中心盤(pán)的齒面接觸強(qiáng)度的分布規(guī)律，并根據(jù)分析結(jié)果提出了相應(yīng)的改善措施，為后續(xù)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供理論依據(jù).

1 工作原理

滾錐齒章動(dòng)活齒傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖1所示，它主要由輸入和輸出軸、中心盤(pán)、滾錐活齒以及行星盤(pán)四部分組成.固定中心盤(pán)上波(齒)數(shù)為Z1，固定盤(pán)側(cè)行星盤(pán)上滾錐活齒數(shù)為Z2，轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)上波(齒)數(shù)為Z4，轉(zhuǎn)動(dòng)盤(pán)側(cè)行星盤(pán)上滾錐活齒數(shù)為Z3.輸入軸通過(guò)軸承與行星盤(pán)相連，固定中心盤(pán)與機(jī)架固連，轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)與輸出軸聯(lián)接，輸入軸的軸線(xiàn)與行星盤(pán)所在傾斜軸段處軸線(xiàn)的夾角為章動(dòng)角α.

圖1 滾錐齒章動(dòng)活齒傳動(dòng)簡(jiǎn)圖

當(dāng)輸入軸在電機(jī)帶動(dòng)下以恒定角速度轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，帶動(dòng)行星盤(pán)通過(guò)兩側(cè)的滾錐活齒分別與固定中心盤(pán)、輸出軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)作嚙合滾動(dòng)，從而實(shí)現(xiàn)傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力.

2 中心盤(pán)的三維實(shí)體建模

滾錐齒章動(dòng)活齒傳動(dòng)的基本參數(shù)如下：固定中心盤(pán)齒數(shù)Z1=15，固定盤(pán)側(cè)活齒齒數(shù)Z2=16，轉(zhuǎn)動(dòng)盤(pán)側(cè)活齒齒數(shù)Z3=11，轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)盤(pán)齒數(shù)Z4=10，章動(dòng)角α=2.5°，傳動(dòng)比i=32，固定盤(pán)側(cè)滾子半錐角V1=3°，轉(zhuǎn)動(dòng)盤(pán)側(cè)滾子半錐角V2=5°，固定盤(pán)側(cè)滾子軸線(xiàn)傾斜角β1=21.5°，轉(zhuǎn)動(dòng)盤(pán)側(cè)滾子軸線(xiàn)傾斜角β2=21.5°.根據(jù)文獻(xiàn)[8-9]知，將相關(guān)參數(shù)代入中心盤(pán)的嚙合方程，可求得中心盤(pán)的單齒齒廓的空間坐標(biāo)參數(shù)方程，在Pro/E軟件里通過(guò)方程建立空間曲線(xiàn)這一功能，繪制所求得的參數(shù)方程，即可將中心盤(pán)的齒廓曲線(xiàn)完整的在Pro/E軟件中實(shí)現(xiàn)，再通過(guò)邊界混合等功能即可建立出中心盤(pán)的三維實(shí)體模型，具體如圖2.

圖2 中心盤(pán)三維實(shí)體模型

3 中心盤(pán)的齒面接觸強(qiáng)度分析

3.1 中心盤(pán)的力分析模型

(1) 建立分析模型

根據(jù)章動(dòng)活齒傳動(dòng)的嚙合原理[8]，在構(gòu)建固定中心盤(pán)的受力分析模型時(shí)，可取固定中心盤(pán)齒寬中點(diǎn)處的當(dāng)量平面齒輪進(jìn)行載荷分配計(jì)算，則其受力如圖3所示.

設(shè)等效活齒在與當(dāng)量平面齒輪嚙合時(shí)作用在當(dāng)量平面齒輪上的力為Fi(i取1～7)，從圖可以看出，有一半的等效活齒與當(dāng)量平面齒輪是嚙合受力，另一半則是僅接觸不傳力.當(dāng)量平面齒輪的齒數(shù)為Zv1=Z1/cosδ1，半徑為Rv1=R1/cosδ1， Z1、 R1、 δ1分別為固定中心盤(pán)的齒數(shù)、半徑、節(jié)錐角.

圖3 固定中心盤(pán)側(cè)的力分析模型

在假定中心盤(pán)瞬時(shí)不動(dòng)的情況下，對(duì)行星盤(pán)施加一個(gè)順時(shí)針?lè)较虻牧?，在該力矩的作用下，等效活齒與當(dāng)量平面齒輪間會(huì)產(chǎn)生接觸變形，由于固定中心盤(pán)固定不動(dòng)，因此等效活齒中心會(huì)轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)Δφ角，各活齒中心也相應(yīng)的發(fā)生一個(gè)相同的微小的周向位移Δu，再根據(jù)固定中心盤(pán)上傳遞的扭矩M1須與各分力Fixy所產(chǎn)生的力矩相等，即可求得等效活齒作用在當(dāng)量平面齒輪上的分力Fixy的大小，再考慮行星盤(pán)、活齒和中心盤(pán)的加工制造誤差、安裝誤差引起的活齒間載荷分布不均勻等情況，根據(jù)文獻(xiàn)[8]知，分力Fixy的計(jì)算公式為：

(1)

將式(1)轉(zhuǎn)換至空間嚙合坐標(biāo)系S1(O,X1,Y1,Z1)有：

(2)

同理，取轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)齒寬中點(diǎn)處的當(dāng)量平面齒輪進(jìn)行載荷分配計(jì)算.其等效活齒在與當(dāng)量平面齒輪嚙合時(shí)作用在當(dāng)量平面齒輪上的力為Fi(i取1～5)，傳動(dòng)過(guò)程中有一半的等效活齒與當(dāng)量平面齒輪嚙合受力，另一半則是僅接觸不傳力.當(dāng)量平面齒輪的齒數(shù)為Zv4=Z4/cosδ4，半徑為Rv4=R4/cosδ4，Z4、R4、δ4分別為轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)的齒數(shù)、半徑、節(jié)錐角.則轉(zhuǎn)動(dòng)盤(pán)側(cè)等效活齒作用在當(dāng)量平面齒輪上的力的各個(gè)分量為：

(3)

圖4為行星盤(pán)的受力分析模型.經(jīng)分析可知，在不考慮摩擦?xí)r，作用在行星盤(pán)上的力有：兩側(cè)嚙合力F2和F3，輸入軸通過(guò)兩個(gè)圓錐滾子軸承對(duì)章動(dòng)盤(pán)的作用力Pr、Pz和Qr，以及進(jìn)動(dòng)力矩與慣性力矩的合力矩M.將計(jì)算出來(lái)的固定中心盤(pán)和轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)的力F1和F4反向并轉(zhuǎn)換到行星盤(pán)所在的坐標(biāo)系SG(OG,XG,YG,ZG)中，即可求得F2和F3.

圖4 行星盤(pán)的受力分析模型

利用變換矩陣T

(4)

上式中α為章動(dòng)角.

由F2=T·F1，可得

(5)

其中力F2的作用點(diǎn)P在坐標(biāo)系SG(OG,XG,YG,ZG)中的坐標(biāo)為(l20 r3).

同理，由F3=T*F4，可得

(6)

其中力F3的作用點(diǎn)Q在坐標(biāo)系SG(OG,XG,YG,ZG)中的坐標(biāo)為(l30 r2).

在上面那些力中，除了已知的參數(shù)外，還剩下六個(gè)未知量：Pr、Qr、Pz、θbi、λ、ξ，可由下面六個(gè)力學(xué)平衡方程求出：

(7)

其中，∑MY=M是考慮了進(jìn)動(dòng)力矩和慣性力矩，若M取零值則方程就是普通的靜力學(xué)平衡方程.

(2) 求解方程組

將行星盤(pán)看作是繞自身軸線(xiàn)做回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的對(duì)稱(chēng)剛體時(shí)，根據(jù)歐拉動(dòng)力學(xué)方程，行星盤(pán)做規(guī)則進(jìn)動(dòng)時(shí)的進(jìn)動(dòng)力矩M為：

(8)

中心盤(pán)節(jié)圓錐錐角

(9)

行星盤(pán)節(jié)圓錐錐角

(10)

給定額定輸出功率及輸出轉(zhuǎn)速：P4=2.2kW，n4=40r/min,通過(guò)mulNewton算法，利用MATLAB軟件求解非線(xiàn)性方程組(7)，所得結(jié)果如表1所示.

表1 非線(xiàn)性方程組求解最終值

注：表中n為求解的迭代步數(shù)

3.2 Hertz彈性接觸理論分析

由于中心盤(pán)與滾錐活齒的實(shí)際齒面接觸可視為兩個(gè)瞬時(shí)圓柱體的線(xiàn)接觸，根據(jù)Hertz彈性接觸理論，彈性圓柱體接觸表面最大接觸應(yīng)力的計(jì)算公式[10]為：

(11)

通過(guò)前面求解方程組得到的解，得固定盤(pán)側(cè)P1=47.1801 N，轉(zhuǎn)動(dòng)盤(pán)側(cè)P2=2.133×103 N.活齒和中心盤(pán)的材料分別為GCr15、40Cr，相關(guān)材料特性見(jiàn)表2[11]，最大許用接觸應(yīng)力分別為876、530 MPa[11].固定盤(pán)側(cè)滾子和轉(zhuǎn)動(dòng)盤(pán)側(cè)滾子的曲率半徑分別為19.0511、50.122 9 mm，固定中心盤(pán)和轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)的最大曲率半徑分別為336.150 6、340.902 4 mm.將相關(guān)參數(shù)代入式(11)，可得到固定中心盤(pán)和轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)在與滾錐活齒嚙合時(shí)的最大齒面接觸應(yīng)力分別為：σ1Hmax=79.661 5 MPa， σ2Hmax=344.051 1 MPa，均小于其最大許用接觸應(yīng)力.

表2 材料特性參數(shù)

由于中心盤(pán)與滾錐活齒是以?xún)慑F面的形式相接觸的, 如圖5所示.根據(jù)文獻(xiàn)[12]對(duì)其載荷和曲率進(jìn)行修正計(jì)算.修正后得到的接觸應(yīng)力分別為：σ1Hmax=77.079 0 MPa， σ2Hmax=332.491 6 MPa，比Hertz彈性接觸理論的等效模型的計(jì)算值有所減小，也更加接近實(shí)際應(yīng)力值.

圖5 Hertz等效模型和實(shí)際模型接觸簡(jiǎn)圖

3.3 ABAQUS有限元分析

(1) 模型簡(jiǎn)化和網(wǎng)格劃分

將在Pro/E里生成的三維模型保存為stp格式文件導(dǎo)入ABAQUS軟件[13]里.由于滾錐齒章動(dòng)活齒傳動(dòng)裝置里的中心盤(pán)屬于空間曲面類(lèi)零件，齒形比較復(fù)雜，因此需要處理掉影響模型六面體網(wǎng)格劃分及影響分析時(shí)的精度和收斂性的倒邊、倒角、螺紋孔以及一些其他的不必要的小特征.簡(jiǎn)化模型后，定義相關(guān)模型的材料特性，如表2.

對(duì)于有限元分析來(lái)說(shuō)，網(wǎng)格單元類(lèi)型的選取及劃分情況將直接影響收斂性和分析結(jié)果的準(zhǔn)確性，因此采用接觸類(lèi)分析中的8節(jié)點(diǎn)六面體縮減積分單元C3D8R.劃分網(wǎng)格后的固定盤(pán)側(cè)模型及轉(zhuǎn)動(dòng)盤(pán)側(cè)模型分別如圖6所示，固定盤(pán)側(cè)模型共有431026個(gè)單元，512316個(gè)節(jié)點(diǎn)；轉(zhuǎn)動(dòng)盤(pán)側(cè)模型共有152558個(gè)單元，183342個(gè)節(jié)點(diǎn).最后校驗(yàn)網(wǎng)格的雅克比(jacobian)和扭曲角(vol skew)無(wú)誤.

圖6 模型網(wǎng)格

(2)定義約束和接觸

根據(jù)實(shí)際嚙合情況，銷(xiāo)軸和滾錐活齒，滾錐活齒和中心盤(pán)都是面面接觸.在定義接觸對(duì)時(shí)，銷(xiāo)軸和滾錐活齒嚙合時(shí)選擇銷(xiāo)軸的外表面作為主面，滾錐活齒的內(nèi)表面作為從面；滾錐活齒和中心盤(pán)嚙合時(shí)選擇中心盤(pán)齒面作為主面，滾錐活齒的外表面作為從面.滑移方式中兩對(duì)接觸均選擇小滑移.在接觸屬性里，定義滾錐活齒和銷(xiāo)軸接觸時(shí)，將其法向?qū)傩远x為硬接觸，切向?qū)傩远x為無(wú)摩擦；定義滾錐活齒和中心盤(pán)接觸時(shí)，將其法向?qū)傩远x為硬接觸，切向?qū)傩远x為有摩擦，摩擦系數(shù)為0.1[14].

定義約束時(shí)，將行星盤(pán)兩側(cè)銷(xiāo)軸均設(shè)為剛體約束，將其指定到一點(diǎn)O1,2上，以模擬行星盤(pán)帶著銷(xiāo)軸通過(guò)滾子和中心盤(pán)嚙合傳動(dòng).

(3)施加載荷及定義邊界條件

施加載荷時(shí)，可直接在O1,2點(diǎn)上施加扭矩，固定中心盤(pán)及轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)側(cè)施加的扭矩大小分別為：19 895.8、466 888.9 N·mm.在定義邊界條件時(shí)，將固定中心盤(pán)的底面作為固定邊界條件，限制六個(gè)自由度；約束O1,2點(diǎn)除在章動(dòng)面上的旋轉(zhuǎn)之外的其他五個(gè)自由度，用以模擬固定中心盤(pán)不動(dòng)，銷(xiāo)軸帶著滾錐活齒轉(zhuǎn)動(dòng).對(duì)于轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)側(cè)則是銷(xiāo)軸和滾錐活齒不動(dòng)，轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)，因此將O1,2點(diǎn)作為固定邊界條件，限制六個(gè)自由度；除轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)的底面轉(zhuǎn)動(dòng)約束外，限制其他五個(gè)自由度.

(4)求解及結(jié)果分析

由于本模型單元網(wǎng)格較多，又屬于多體接觸分析，因此計(jì)算量比較大，為了節(jié)省計(jì)算時(shí)間，在分析步中采用了質(zhì)量縮放系數(shù)[13].圖7和圖8分別為固定中心盤(pán)側(cè)及轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)側(cè)嚙合的計(jì)算結(jié)果.

圖7 固定盤(pán)側(cè)模型云圖

圖8 轉(zhuǎn)動(dòng)盤(pán)側(cè)模型云圖

從圖7和圖8可以看出：固定中心盤(pán)及轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)上各分布六條受力區(qū)，約有半數(shù)活齒參與嚙合；固定中心盤(pán)的最大接觸應(yīng)力為60.49 MPa，出現(xiàn)在盤(pán)的外側(cè)邊緣區(qū)域；轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)的最大接觸應(yīng)力為251.5 MPa，出現(xiàn)在盤(pán)的內(nèi)側(cè)邊緣區(qū)域；中心盤(pán)的最大應(yīng)力值均出現(xiàn)在與滾錐活齒接觸的兩個(gè)端部，這與試驗(yàn)中出現(xiàn)的滾子端部易出現(xiàn)的應(yīng)力集中現(xiàn)象是一致的，后續(xù)工作將對(duì)滾錐活齒進(jìn)行凸度設(shè)計(jì)避免兩端的邊緣效應(yīng)；有限元分析值要略小于Hertz理論計(jì)算值；由于Hertz彈性接觸理論計(jì)算采用等效模型，因此理論計(jì)算值要偏高，這使設(shè)計(jì)更偏于安全.

4 結(jié)論

本文針對(duì)章動(dòng)活齒傳動(dòng)中的滾錐活齒與中心盤(pán)所組成的活齒嚙合副，在力分析的基礎(chǔ)上分別運(yùn)用Hertz彈性接觸理論和有限元法計(jì)算了中心盤(pán)的齒面接觸強(qiáng)度，結(jié)論如下：

(1)建立中心盤(pán)的力分析模型，推導(dǎo)出中心盤(pán)嚙合時(shí)的受力計(jì)算公式，以及中心盤(pán)的齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算公式；通過(guò)理論計(jì)算和軟件有限元分析計(jì)算結(jié)果可以看出，針對(duì)中心盤(pán)所構(gòu)建的力分析模型是合理的，正確的；

(2)通過(guò)比對(duì)可知，有限元軟件的分析云圖與Hertz彈性理論的線(xiàn)接觸相吻合，接觸區(qū)為橢圓區(qū)域，也符合實(shí)際情況；而各齒嚙合情況與理論分析相吻合，即約有一半活齒參與嚙合傳動(dòng)；

(3)有限元軟件分析結(jié)果表明，固定中心盤(pán)的最大應(yīng)力出現(xiàn)在盤(pán)的外側(cè)邊緣區(qū)域，說(shuō)明固定盤(pán)外側(cè)邊緣區(qū)域容易先發(fā)生接觸疲勞失效；轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)的最大應(yīng)力出現(xiàn)在盤(pán)的內(nèi)側(cè)邊緣區(qū)域，說(shuō)明轉(zhuǎn)動(dòng)盤(pán)內(nèi)側(cè)邊緣區(qū)域容易先發(fā)生接觸疲勞失效；可通過(guò)對(duì)中心盤(pán)的嚙合區(qū)域進(jìn)行修形來(lái)消除兩側(cè)的應(yīng)力集中；

(4)轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)側(cè)最大接觸應(yīng)力大于固定中心盤(pán)側(cè)最大接觸應(yīng)力，可通過(guò)優(yōu)化增加轉(zhuǎn)動(dòng)中心盤(pán)盤(pán)側(cè)的嚙合活齒數(shù)來(lái)改善其受力狀況.

[1]龔發(fā)云,胡來(lái)瑢. K-H-V偏擺錐差行星機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)和力學(xué)分析[J].機(jī)械傳動(dòng),2000,24(2):15-18.

[2]胡來(lái)瑢.行星傳動(dòng)設(shè)計(jì)與計(jì)算[M].北京:煤炭工業(yè)出版社,1996.

[3]蔡英杰,姚立綱,顧炳.雙圓弧螺旋錐齒輪章動(dòng)傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力學(xué)仿真[J].傳動(dòng)技術(shù),2007, 72(4):22-25+31+48.

[4]李瑰賢, 孫瑜, 李笑, 等. 圓柱正弦活齒傳動(dòng)受力分析研究[J]. 哈爾濱工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào), 2003, 11:1381-1383.

[5]李劍鋒,董新蕊.凸輪激波滾動(dòng)活齒傳動(dòng)嚙合力分析方法[J]. 機(jī)械工程學(xué)報(bào), 2008(5):39-44.

[6]曾強(qiáng), 李鵬, 陳兵奎,等.空間凸輪活齒傳動(dòng)的接觸有限元分析[J]. 機(jī)械, 2004, 31:12-15.

[7]WANG GX, ZHU LL, Guan TM. Design and simulation of nutation drive with movable roller teeth[C]. International conference on gears,2013.VDI-Bericht Nr. 2199, 13-22.

[8]王廣欣.章動(dòng)活齒傳動(dòng)的研究 [D].大連 :大連交通大學(xué),2013.

[9]王廣欣 ,朱莉莉,李林杰,等.章動(dòng)活齒傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的中心輪齒形及其設(shè)計(jì)方法：中國(guó) , CN103195908A [P]. 2013-07-10.

[10]羅繼偉 ,羅天宇.滾動(dòng)軸承分析計(jì)算與應(yīng)用 [M].北京 :機(jī)械工業(yè)出版社, 2009.

[11]成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) [M].北京 :化學(xué)工業(yè)出版社, 1993.

[12]張俊杰 .圓錐滾子軸承滾子與滾道接觸應(yīng)力及優(yōu)化 [D].合肥 :合肥工業(yè)大學(xué) ,2003.

[13]石亦平 ,周玉蓉. ABAQUS有限元分析實(shí)例講解 [M].北京 :機(jī)械工業(yè)出版社, 2006.

[14]韓志仁,陶華.基于有限元分析的摩擦系數(shù)測(cè)定[J].鍛壓技術(shù), 2008, 33(1):136-138.

Analysis of Center Disk Tooth Surface Contact Strength on Nutation Transmission with Conical Movable Teeth

WANG Guangxin1,2, HE Wenjie1,LI Dan3

(1.School of Mechanical Engineering, Dalian Jiaotong University, Dalian 116028, China; 2.Department of Engineering Mechanics, Dalian University of Technology, Dalian 116000, China; 3.Hunan Railway Professional Technology Couege, Zhuzhou 412000,China)

Based on the theory of the nutation transmission with conical movable teeth, the 3D model of the whole transmission device is established by Pro/E for a given set of parameters. The force analysis model of the center disk is established using the theory of contact mechanics, and the conical movable teeth and the center disk force state in the transmission are analyzed. The analysis of the center disk tooth surface contact strength is conducted using Hertz elastic contact theory and finite element method. The results show the correctness of the force analysis model established, and the stress distribution of the center disk is obtained. The corresponding improvement measures are proposed, which provides a theoretical basis for follow-up product design.

nutation；movable teeth transmission；contact strength；finite element analysis

1673- 9590(2016)02- 0032- 06

2015-05-20

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(50905021)

王廣欣(1979-)，男，副教授，博士，主要研究方向?yàn)樾滦蛡鲃?dòng)、運(yùn)動(dòng)與康復(fù)器械、機(jī)械動(dòng)力學(xué)E- mail:wgx@djtu.edu.cn.

A