ANSYS的内啮合齿轮泵壳体的洧限元分析和優化
ANSYS的内啮合齿轮泵壳体的有限元分析和优化
李宏伟杨程周萍
摘要:在本文中,我们用ANSYS软件对内啮合齿轮泵的球墨铸铁壳体和铝制壳体进行了有限元分析,以发现这两种不同材料壳体的不同应用领域.接下来,我们对这两种壳体进行了优化,提高了齿轮泵的整体性能.最后,我们测量了齿轮泵壳体在不同负载下的实际变形量.测量结果和ANSYS的分析结果I.致.这种的分析.优化和实验的方法对发展I.系列新的不同材料的齿轮泵具有重要意义.
关键字:齿轮泵.有限元分析.ANSYS.优化
I..引言
内啮合齿轮泵是I.种将机械能转换为液压能,为液压系统提供油压的设备.内啮合齿轮泵在液压系统中经常用到.内啮合齿轮泵有很多优势,他们体积小.结构紧凑.重量轻,而且因为两个齿轮旋转方向相同,内啮合齿轮泵有相对滑动速度小,相对磨损较小,寿命长,噪声小,波动压力小的优点.由于低流动脉动,内啮合齿轮泵广泛应用于多种场合,如电液比例控制系统和室内机器,尤其是船舶和其他需要低噪声的情况.内啮合齿轮泵可以达到较高转速,所以齿轮泵内部容积效率相对较高.
由于这些优点,内啮合齿轮泵机械行业未来将会有更大的需求量和广阔的发展前景.近年来,中国已经开始做内啮合高压齿轮泵的研究.但是我们仍然缺乏内啮合齿轮泵的研究参数设计.性能和其他方面的基本分析.因此目前国内内啮合齿轮泵与国外产品之间在输出压力,容积效率,稳定性方面有很大的差距.并且与国外相比中国的内啮合齿轮泵产量低,种类少.球墨铸铁壳体和铝制壳体在内啮合齿轮泵中被广泛使用.壳体是内啮合齿轮泵的重要组成部分,壳体的强度和刚度对齿轮泵的质量和性能有很大影响.在本文中,我们通过对不同材料的有限元分析分析了内啮合齿轮泵壳体的性能,包括强度.刚度.应力和应变.然后,我们可以得到球墨铸铁壳体和铝制壳体在不同工作压力下的性能参数.与此同时, *好棒文|www.hbsrm.com +Q: ￥3^5`1^9`1^6^0`7^2$
我们可以知道他们的不同应用领域.并且我们在保证壳体强度和刚度不变的情况下通过减少壳体厚度的方法降低壳体重量,节省材料和提高经济效率.
II.内啮合齿轮泵工作原理
如图I.所示,内啮合齿轮泵的主要结构是两个内部渐开线齿轮.I.个密封装置用于自动补偿轴向和径向间隙.它提高了齿轮泵的容积效率,并增加了输出压力和输出量.在渐开线内啮合齿轮泵中,I.对月牙块和密封杆被安装在小齿轮和环形齿轮之间,以分隔从吸入室吸入的高压.小齿轮与内齿轮保持同I.方向旋转,保持同I.方向旋转的齿不接触,I.个真空部分在齿与齿之间逐渐增大.油开始被大气压力压入抽吸腔室以填充牙齿齿间真空部分,当齿之间的体积变小,高压室形成挤压出油.
图I..内啮合齿轮泵的工作原理
III.建立实体模型
当内啮合齿轮泵的图纸设计完成后,SolidWorks的软件被用来建立各种部件的实体模型和把它们组装成I.个虚拟机.其中,齿轮轴,内齿齿轮,壳体,支承板和板补偿是内啮合齿轮泵的关键组件.他们的强度和刚度是影响内啮合齿轮泵性能的重要的因素.图II示出了内啮合齿轮泵的实体模型.
图II.内啮合齿轮泵的实体模型
IV.壳体的有限元分析
I.个典型的ANSYS结构分析过程包括III个步骤.第I.步就是要创造有限元模型,包括几何模型的创建或导入,细胞类型的定义,单位物理常数的定义,材料特性的定义和有限的分工元网格.第II个步骤是加负载,包括限制和负载.第III步骤是要解析与计算壳体.
(I.)建立有限元模型
壳体的实体模型由SolidWorks完成并被保存为*.X_T的格式.接下来它被引入到ANSYS中,选择线性元件SOLIDIXV和使用ANSYS的智能方式来包络框架.选择II级的精度以包络壳体.球墨铸铁的内啮合齿轮泵的外壳使用QTV00-VII的材料.
弹性模量:E=I..IVVIIIxI.0Pa
泊松比:u=0.IIV
拉伸强度:σ=V00MPa
密度:ρ=VIIIII00kg/m
屈服点:σ=IIIII0MPa
铝制壳体通常采用ZLI.I.I.的模型.
弹性模量:E=VII.0xI.0Pa
泊松比:u=0.IIIIV
拉伸强度:σ=IIVVMPa
密度:ρ=IIVIIVI0kg/m
屈服点:σ=IIIII0MPa
由于ANSYS只能在I.个平面上施加I.种负载,所以我们从高压平面和低压平面的地方之间的边界切I.小部分在I.些固定区域上加载压力.接下来把这部分需要加载压力高压部分表面分离出来.
图III.壳体的有限元模型
(II)施加约束和解析壳体
球墨铸铁QTV00-VII壳体和铝ZLI.I.I.壳体的有限元模型选择.从UX.UY和UZIII个方向约束的被施加于高压区域的壳体.内壁的IV个螺栓孔和高压油的出口通道的内壁分别装有IIVMPa的压力(IGPIV的最大工作压力),它可以模拟IIVMPa.在这样的情况下,内啮合齿轮泵的工作情况载荷和约束增加了,选择了ANSYS软件的相应命令来解析外壳.
(III)查看结果
当计算完成后,我们可以看到外壳的变形和等效应力的云图.
V.结果分析
利用ANSYS的后处理器,等效应力在压力IIVMPa的情况下得到的位移云图的云图表分别表示 *好棒文|www.hbsrm.com +Q: ￥3^5`1^9`1^6^0`7^2$
示于图IV,图V,图VI和图VII.
图IV.IIVMPa下球墨铸铁壳体的等效应力云图
图V.IIVMPa下球墨铸铁壳体的合成位移云图
图VI.IIVMPa下铝外壳等效应力的云图
图VII.IIVMPa下铝外壳产生的位移云图
从图IV中可以看出,球墨铸铁外壳的等效应力主要是在右半区域.应力在高压区和高压油的出口通道的内壁的弧形槽的内部相对较大.在螺栓II右侧的孔的区域中的应力也较大.最大应力发生在高压油的出口通道和弯曲狭槽的I.小部分.它的值为I.IIIIMPa,该应力比IIIII0MPa的屈服点和V00MPa的抗拉强度小得多.安全系数为IV.I.0.
η=[σ/σ]=V00/I.IIII=IV.I.0
结果表明,泵的强度能满足设计要求.如图V所示,外壳的变形量从高压区域的中心部分向上和向下两个方向逐渐变小.最大变形发生在高压表面的中心,最大变形量是0.0IIIVII毫米,可满足齿轮泵的要求.
如图VI所示,铝制外壳的最大应力是I.I.IIIMPa.它接近铝的屈服点I.IV0MPa.所以壳体的安全系数较低.
如图VII所示,铝制外壳的最大变形量是0.0VIVII毫米,变形量过大以至于齿轮泵不能良好工作.因此,铝的外壳不能IIVMPa的压力下使用,外壳的最大工作压力应小于IIVMPa.为了知道的最大工作压力,我们把II0MPa的,I.VII兆帕,I.VMPa和I.0MPa的不同负荷的加载于壳体.相对应力和变形列于表I..
表I..铝壳不同载荷下最大应力和最大变形量
铝制壳体负载(MPa)
I.0I.VII0IIV
最大应力(MPa)IVV.IIIVIVIII.0IX0.VII.I.III
最大变形量(μm)III..VIIIIIII.VIVIII.IIIVIV.II
铝制壳体在I.VMPa的情况下得到的位移云图和等效应力云图分别示于图VIII和图IX.
图VIII.I.VMPa下铝外壳等效应力的云图
图IX.I.VMPa下铝外壳位移云图
如表I.所示,在II0MPa的负载下下铝制外壳的最大变形量为0.0IVIIIIII毫米,还是太大.从图VIII和图IX可知,I.VMPa的负载下铝外壳的最大变形量较小,最大等效应力为VIVIIIMPa.安全系数是IV.I.0.该外壳可满足要求.
η=[σ/σ]=V00/I.IIII=IV.I.0
综上所述,铝制壳体的最大安全工作压力为I.VMPa.在这种压力以下,壳体具有良好的性能.
VI.结语
在本文中,用ANSYS软件对不同材质的内啮合齿轮泵外壳进行了分析,以找到球墨铸铁和铝的壳体之间的不同的应用领域,并对这两个壳进行了优化,提高了齿轮泵的整体性能.最后,我们测量了齿轮泵壳体在不同负载下的实际变形量.测量结果和ANSYS的分析结果I.致.这种的分析.优化和实验的方法对发展I.系列新的不同材料的齿轮泵具有重要意义.
参考文献
[I.]LiHongwei,WangAiping????ResearchOnToothShapeDesigningOfInternalGearPumps.TheSixthInternationalConferenceonFluidPowerTransmissionandControl,(ICFPII00V).
[II]WangAiping,LiHongwei.Theresearchoftheoryofnewhighpressureinternalgearpump.GeneralMachinery[J],II00IV(III).
[III]LiHongwei,ZhangFangxiao.Theresearchofinterferenceofteethofinternalgearpump.MachineTool&Hydraulics[J],II00VI.III.
[IV]LiHongwei,ChengXiaochuang.Theanalysisofstrengthofgearshaftofinternalgearpump.MachineTool&Hydraulics[J],II00IX(I.0):IXVI-IXVIII.
[V]LiHongwei,GaoShaozhan.Thestressanalysisofgearsofinternalgearpump.Hydraulicandpneumatic[J],II00VII(V):VII0-VIIII.
李宏伟杨程周萍
摘要:在本文中,我们用ANSYS软件对内啮合齿轮泵的球墨铸铁壳体和铝制壳体进行了有限元分析,以发现这两种不同材料壳体的不同应用领域.接下来,我们对这两种壳体进行了优化,提高了齿轮泵的整体性能.最后,我们测量了齿轮泵壳体在不同负载下的实际变形量.测量结果和ANSYS的分析结果I.致.这种的分析.优化和实验的方法对发展I.系列新的不同材料的齿轮泵具有重要意义.
关键字:齿轮泵.有限元分析.ANSYS.优化
I..引言
内啮合齿轮泵是I.种将机械能转换为液压能,为液压系统提供油压的设备.内啮合齿轮泵在液压系统中经常用到.内啮合齿轮泵有很多优势,他们体积小.结构紧凑.重量轻,而且因为两个齿轮旋转方向相同,内啮合齿轮泵有相对滑动速度小,相对磨损较小,寿命长,噪声小,波动压力小的优点.由于低流动脉动,内啮合齿轮泵广泛应用于多种场合,如电液比例控制系统和室内机器,尤其是船舶和其他需要低噪声的情况.内啮合齿轮泵可以达到较高转速,所以齿轮泵内部容积效率相对较高.
由于这些优点,内啮合齿轮泵机械行业未来将会有更大的需求量和广阔的发展前景.近年来,中国已经开始做内啮合高压齿轮泵的研究.但是我们仍然缺乏内啮合齿轮泵的研究参数设计.性能和其他方面的基本分析.因此目前国内内啮合齿轮泵与国外产品之间在输出压力,容积效率,稳定性方面有很大的差距.并且与国外相比中国的内啮合齿轮泵产量低,种类少.球墨铸铁壳体和铝制壳体在内啮合齿轮泵中被广泛使用.壳体是内啮合齿轮泵的重要组成部分,壳体的强度和刚度对齿轮泵的质量和性能有很大影响.在本文中,我们通过对不同材料的有限元分析分析了内啮合齿轮泵壳体的性能,包括强度.刚度.应力和应变.然后,我们可以得到球墨铸铁壳体和铝制壳体在不同工作压力下的性能参数.与此同时, *好棒文|www.hbsrm.com +Q: ￥3^5`1^9`1^6^0`7^2$
我们可以知道他们的不同应用领域.并且我们在保证壳体强度和刚度不变的情况下通过减少壳体厚度的方法降低壳体重量,节省材料和提高经济效率.
II.内啮合齿轮泵工作原理
如图I.所示,内啮合齿轮泵的主要结构是两个内部渐开线齿轮.I.个密封装置用于自动补偿轴向和径向间隙.它提高了齿轮泵的容积效率,并增加了输出压力和输出量.在渐开线内啮合齿轮泵中,I.对月牙块和密封杆被安装在小齿轮和环形齿轮之间,以分隔从吸入室吸入的高压.小齿轮与内齿轮保持同I.方向旋转,保持同I.方向旋转的齿不接触,I.个真空部分在齿与齿之间逐渐增大.油开始被大气压力压入抽吸腔室以填充牙齿齿间真空部分,当齿之间的体积变小,高压室形成挤压出油.
图I..内啮合齿轮泵的工作原理
III.建立实体模型
当内啮合齿轮泵的图纸设计完成后,SolidWorks的软件被用来建立各种部件的实体模型和把它们组装成I.个虚拟机.其中,齿轮轴,内齿齿轮,壳体,支承板和板补偿是内啮合齿轮泵的关键组件.他们的强度和刚度是影响内啮合齿轮泵性能的重要的因素.图II示出了内啮合齿轮泵的实体模型.
图II.内啮合齿轮泵的实体模型
IV.壳体的有限元分析
I.个典型的ANSYS结构分析过程包括III个步骤.第I.步就是要创造有限元模型,包括几何模型的创建或导入,细胞类型的定义,单位物理常数的定义,材料特性的定义和有限的分工元网格.第II个步骤是加负载,包括限制和负载.第III步骤是要解析与计算壳体.
(I.)建立有限元模型
壳体的实体模型由SolidWorks完成并被保存为*.X_T的格式.接下来它被引入到ANSYS中,选择线性元件SOLIDIXV和使用ANSYS的智能方式来包络框架.选择II级的精度以包络壳体.球墨铸铁的内啮合齿轮泵的外壳使用QTV00-VII的材料.
弹性模量:E=I..IVVIIIxI.0Pa
泊松比:u=0.IIV
拉伸强度:σ=V00MPa
密度:ρ=VIIIII00kg/m
屈服点:σ=IIIII0MPa
铝制壳体通常采用ZLI.I.I.的模型.
弹性模量:E=VII.0xI.0Pa
泊松比:u=0.IIIIV
拉伸强度:σ=IIVVMPa
密度:ρ=IIVIIVI0kg/m
屈服点:σ=IIIII0MPa
由于ANSYS只能在I.个平面上施加I.种负载,所以我们从高压平面和低压平面的地方之间的边界切I.小部分在I.些固定区域上加载压力.接下来把这部分需要加载压力高压部分表面分离出来.
图III.壳体的有限元模型
(II)施加约束和解析壳体
球墨铸铁QTV00-VII壳体和铝ZLI.I.I.壳体的有限元模型选择.从UX.UY和UZIII个方向约束的被施加于高压区域的壳体.内壁的IV个螺栓孔和高压油的出口通道的内壁分别装有IIVMPa的压力(IGPIV的最大工作压力),它可以模拟IIVMPa.在这样的情况下,内啮合齿轮泵的工作情况载荷和约束增加了,选择了ANSYS软件的相应命令来解析外壳.
(III)查看结果
当计算完成后,我们可以看到外壳的变形和等效应力的云图.
V.结果分析
利用ANSYS的后处理器,等效应力在压力IIVMPa的情况下得到的位移云图的云图表分别表示 *好棒文|www.hbsrm.com +Q: ￥3^5`1^9`1^6^0`7^2$
示于图IV,图V,图VI和图VII.
图IV.IIVMPa下球墨铸铁壳体的等效应力云图
图V.IIVMPa下球墨铸铁壳体的合成位移云图
图VI.IIVMPa下铝外壳等效应力的云图
图VII.IIVMPa下铝外壳产生的位移云图
从图IV中可以看出,球墨铸铁外壳的等效应力主要是在右半区域.应力在高压区和高压油的出口通道的内壁的弧形槽的内部相对较大.在螺栓II右侧的孔的区域中的应力也较大.最大应力发生在高压油的出口通道和弯曲狭槽的I.小部分.它的值为I.IIIIMPa,该应力比IIIII0MPa的屈服点和V00MPa的抗拉强度小得多.安全系数为IV.I.0.
η=[σ/σ]=V00/I.IIII=IV.I.0
结果表明,泵的强度能满足设计要求.如图V所示,外壳的变形量从高压区域的中心部分向上和向下两个方向逐渐变小.最大变形发生在高压表面的中心,最大变形量是0.0IIIVII毫米,可满足齿轮泵的要求.
如图VI所示,铝制外壳的最大应力是I.I.IIIMPa.它接近铝的屈服点I.IV0MPa.所以壳体的安全系数较低.
如图VII所示,铝制外壳的最大变形量是0.0VIVII毫米,变形量过大以至于齿轮泵不能良好工作.因此,铝的外壳不能IIVMPa的压力下使用,外壳的最大工作压力应小于IIVMPa.为了知道的最大工作压力,我们把II0MPa的,I.VII兆帕,I.VMPa和I.0MPa的不同负荷的加载于壳体.相对应力和变形列于表I..
表I..铝壳不同载荷下最大应力和最大变形量
铝制壳体负载(MPa)
I.0I.VII0IIV
最大应力(MPa)IVV.IIIVIVIII.0IX0.VII.I.III
最大变形量(μm)III..VIIIIIII.VIVIII.IIIVIV.II
铝制壳体在I.VMPa的情况下得到的位移云图和等效应力云图分别示于图VIII和图IX.
图VIII.I.VMPa下铝外壳等效应力的云图
图IX.I.VMPa下铝外壳位移云图
如表I.所示,在II0MPa的负载下下铝制外壳的最大变形量为0.0IVIIIIII毫米,还是太大.从图VIII和图IX可知,I.VMPa的负载下铝外壳的最大变形量较小,最大等效应力为VIVIIIMPa.安全系数是IV.I.0.该外壳可满足要求.
η=[σ/σ]=V00/I.IIII=IV.I.0
综上所述,铝制壳体的最大安全工作压力为I.VMPa.在这种压力以下,壳体具有良好的性能.
VI.结语
在本文中,用ANSYS软件对不同材质的内啮合齿轮泵外壳进行了分析,以找到球墨铸铁和铝的壳体之间的不同的应用领域,并对这两个壳进行了优化,提高了齿轮泵的整体性能.最后,我们测量了齿轮泵壳体在不同负载下的实际变形量.测量结果和ANSYS的分析结果I.致.这种的分析.优化和实验的方法对发展I.系列新的不同材料的齿轮泵具有重要意义.
参考文献
[I.]LiHongwei,WangAiping????ResearchOnToothShapeDesigningOfInternalGearPumps.TheSixthInternationalConferenceonFluidPowerTransmissionandControl,(ICFPII00V).
[II]WangAiping,LiHongwei.Theresearchoftheoryofnewhighpressureinternalgearpump.GeneralMachinery[J],II00IV(III).
[III]LiHongwei,ZhangFangxiao.Theresearchofinterferenceofteethofinternalgearpump.MachineTool&Hydraulics[J],II00VI.III.
[IV]LiHongwei,ChengXiaochuang.Theanalysisofstrengthofgearshaftofinternalgearpump.MachineTool&Hydraulics[J],II00IX(I.0):IXVI-IXVIII.
[V]LiHongwei,GaoShaozhan.Thestressanalysisofgearsofinternalgearpump.Hydraulicandpneumatic[J],II00VII(V):VII0-VIIII.
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