摆线针轮副的有限元分析
从UG中建模后导入ANSYS进行整体分析得到的图：导入ANSYS后得到的应力图：
为何输入轴上的应力极小呢？所有设计资料上都说输入的偏心轴上是交变应力最大的地方，容易坏的地方，如何解释？ 偏心轴承的模型不对。
应该再建一个模型单独分析偏心轴。
把这个分析的部分数据作为输入带入偏心轴承的分析 这个分析的模型就没有建立偏心轴承的模型。 应该把这次分析的数据 带入专门的分析偏心轴承的模型作为输入数据。
最新的分析结果
本帖最后由 hyfjy 于 2014-11-1 22:18 编辑londony 发表于 2014-10-29 05:41 static/image/common/back.gif
这个分析的模型就没有建立偏心轴承的模型。 应该把这次分析的数据 带入专门的分析偏心轴承的模型作为输入数 ...
终于有人看了贴，也回了贴，但总觉得没有答在点上。
在作有限元分析时，一般都得把原来的实体的模型进行充分地简化，毕竟有限元分析的是三大主要件的应力而不是具体到某个钢圆柱的应力，如果把轴承直接画上去，不是说画不出来，恐怕那样的分析也改变了我们需要分析的主要地方。所以这里只把主要部分进行了充分的简化，输入轴成了一个中心孔加了个偏心的外圆，轴承全部略掉了，而输入轴与摆线的接触设置成了无摩擦或者法向不分离或者有摩擦另加一个小的摩擦系数（这三种设置的结果几乎没有区别），这样就能直接看到应力的部位及最大应力的大小。请看输入轴的计算应力图：
应力的最大处仅5.3042MP
摆线轮的计算应力图:
摆线轮上的最大应力也只有227.31MP。
针齿壳上的应力图：
针齿壳上的最大应力也只有325.64MP
整体的应力图：
整体的应变图：
最大应变为0.0017171mm/mm
目前的材料全部设置成ANSYS软件默认的碳素钢，原因是一个尚存在问题的分析设置是没有必要全部按实际的材料去进行选择的，用相对法可以比较出在同一种材料下，应力的分布情况。我的目的也就是首先要得出能让绝大多数人相信的结论才可以说分析是成功的。
再退一步考虑，如果模型反映的是一个完全的圆柱表面的应力，相对于轴承的每颗钢圆柱，接触面积要大得多，那么作为圆的某一部分，应力也当然会小得多，摆线轮与针齿壳啮合的主要部分，在分析时是计算较少的齿同时参与啮合的，故应力会比较大，这也是可以说服人的一条理由吧。
谁会做轴承的有限元分析，能否贴个图上来看看，在由各圆柱或者滚珠承担载荷时，应力是如何分布的？
而我们需要的不是轴承，而是输入轴，如果偏心轴安装轴承的表面上的应力不大，那轴承上的应力理论上就不会太大吧？
我这次分析的报告如下，设置的方法也请高手指正.
hyfjy 发表于 2014-10-28 07:30 static/image/common/back.gif
为何输入轴上的应力极小呢？所有设计资料上都说输入的偏心轴上是交变应力最大的地方，容易坏的地方，如何解 ...
偏心轴承的破坏我个人经常是用轴承自身设计失效看待。
即便是偏心轴承的孔可以做到轴承外环内孔的精度，但是装配精度应该会远远低于轴承的设计精度。甚至有可能还没工作轴承就失效了。
大的滑动，过盈和齿轮结合造成的滚柱受理偏差造成的轴承破坏应该是现实里轴承破坏的根本原因。
这样的没有几何公差和装配公差的分析是最好的演示和对摆线曲线和针套的一个引导。
可以以这个模型的数据为基础再进一步做齿形和针的优化。
hyfjy 发表于 2014-10-28 07:30 static/image/common/back.gif
为何输入轴上的应力极小呢？所有设计资料上都说输入的偏心轴上是交变应力最大的地方，容易坏的地方，如何解 ...
偏心轴承的损坏是因为零件和装配公差造成的轴承失效。
这个模型本身没有公差和应该有的装配
做为分析的步骤展示已经做得很好了。
希望看到你通过分析对齿轮箱本身的优化。
你的滚针做成死的应该是没有把摩擦算进去。
希望你的优化的分析更能体现分析的优势。
建议 型号： 6095 - 87
6175 - 29
这两个机型是非常典型的两类摆线结构。
通过分析你看看你的优化和市场上现有机型优化结果的区别。
那样你可能会对分析方向，模型建立和步骤有突破或完善现有理论的认知。 学习了 谢谢朋友的关注，提醒，有空再继续深入探讨一下轴承的受力、
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